• RU
  • icon На проверке: 30
Меню

Колесный редуктор специального транспортного средства полной массой 7.9 т. с колесной формулой 4х4

  • Добавлен: 25.10.2022
  • Размер: 3 MB
  • Закачек: 1
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Колесный редуктор специального транспортного средства полной массой 7.9 т. с колесной формулой 4х4

Состав проекта

icon
icon Колесный редуктор СП.pdf
icon Grafiki_1_0.pdf
icon Kolesny_reduktor_SB_1_0.pdf
icon Титульный лист.docx
icon Пояснительная записка.docx
icon Detalirovka_veduschaya_i_vedomaya_shesterni_1_0.pdf
icon Kolesny_reduktor_SB_1_0_2.pdf
icon Detalirovka_veduschaya_i_vedomaya_shesterni_1_0_2.pdf
icon Тяговый расчет.xlsx
icon Колесный редуктор СБ 1.0.dwg
icon Деталировка_ведущая и ведомая шестерни 1.0.dwg
icon Колесный редуктор СП.docx

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Титульный лист.docx

Министерство образования Российской Федерации
Нижегородский государственный технический университет
Кафедра «Автомобили и тракторы»
Заведующий кафедрой
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине «Проектирование автомобилей и тракторов»
«Специальное транспортное средство полной массой 7.9 т. с колесной формулой 4х4. Колесный редуктор»
Студент:Железнова Ю. А.
Нижний Новгород 2020 г.

icon Пояснительная записка.docx

Технико-экономическое обоснование .5
Расчетно-конструкторская часть .8
1 Тяговый расчет автомобиля ..9
1.1 Цель и исходные данные для выполнения расчета ..9
1.2 Последовательность выполнения тягового расчета ..10
1.3 Подбор внешней скоростной характеристики двигателя .11
1.4 Выбор передаточных чисел агрегатов трансмиссии .14
1.5 Тягово-динамические и топливно-экономические показатели .16
1.6 Топливно-экономическая характеристика автомобиля 28
2 Расчет деталей ведущего моста 31
2.1 Расчет зубчатых передач .31
Список используемой литературы ..36
Автомобильную технику можно по праву считать важнейшим звеном системы обеспечения жизнедеятельности Вооруженных сил. Армейская автомобильная техника - это основное средство способное обеспечить тактическую и оперативную подвижность войск мобильных наземных объектов вооружения и военной техники. В настоящее время подобные специальные автомобили являются наиболее массовым видом военной техники пронизывающим все воинские формирования в современной армии. Именно по этой причине практически во всех странах мира на вооружении имеются бронированные многоцелевые автомобили повышенной проходимости использующиеся во всех армиях родах войск специальных войсках и службах. Так в немецком бундесвере эту роль выполняет Mercedes-Benz Gelandewagen в вооруженных силах Италии - Iveco LMV в вооруженных силах Франции - Renault Sherpa в вооруженных силах США - HMMWV M998(Hummer H1) в силах самообороны Японии - Toyota Mega Cruiser и т.д. В Вооруженных силах Российской Федерации без малого полвека основным командирским автомобилем являлся УАЗ-469(после серьезной модернизации 1985 года получил индекс 3151). На них ездил офицерский состав. УАЗ также применялся для транспортировки небольших прицепов с грузами и малой артиллерии но он обладает рядом недостатков а именно:
)отсутствие пулевой защиты экипажа и автомобиля (за исключением редких вариантов типа УАЗ-3159 «Барс» и СБА-4М);
)относительно низкие по современным меркам тактико-технические характеристики;
)отсутствие защиты от мин и высокоточного оружия.
По этой причине командный состав в условиях военных конфликтов был вынужден использовать такие бронетранспортеры как БТР-80 БТР-82 и БТР-82А.
По этому для нужд армии рассматривается автомобиль который должен отвечать следующим требованиям:
)защищенность от оружия как стрелкового и минного так и высокоточного;
)высокие тактико-технические характеристики;
)удобство использования в мирное время для повседневной деятельности командного состава;
)возможность установки на нем аппаратуры связи и разведки а также тяжелого стрелкового легкого артиллерийского и ракетного вооружения;
)способность решать определенные армейские задачи в пределах своей грузоподъемности;
)возможность гражданского применения.
Целью работы является разработка современного специального транспортного средства повышенной проходимости отвечающего указанным требованиям.
Автомобиль предназначается для повседневного и боевого использования командным составом перевозки личного состава установки различного вооружения размещения средств радиосвязи аппаратуры разведки и другого оборудования.
Кроме того автомобиль может быть использован как командирский десантный инкассаторский и т.д. а также может составлять транспортную базу частей и подразделений вооруженных сил.
Автомобиль может использоваться в мирное время силовыми структурами.
На основе мирового опыта можно сделать вывод: наиболее оптимальными для этих целей являются автомобили с колесной формулой 4х4 полной массой от 7 до 10 т обладающие высокой проходимостью тяговооруженностью и надежностью. В соответствии с темой работы рассмотрим оптимальную схему трансмиссии данного автомобиля.
Силовой агрегат - дизельный двигатель позволяющий обеспечить высокий крутящий момент и использовать то же топливо что и другая армейская техника с однодисковым сцеплением и механической коробкой передач или гидромеханической передачей. На автомобилях данного типа выбор типа коробки передач не является однозначным в связи с тем что оба варианта имеют свои преимущества и как правило обуславливается требованиями заказчика.
Обязательным элементом трансмиссии является раздаточная коробка с понижающей передачей способная обеспечить высокие тяговые свойства в сложных дорожных условиях. Так как автомобили данного типа имеют приблизительно одинаковую развесовку по осям и предназначены для движения со скоростями до 140 кмч – в раздаточной коробке установлен симметричный шестеренчатый дифференциал снабженный жесткой механической блокировкой для движения по бездорожью.
Ведущие мосты - разрезные с двойной разнесенной главной передачей. Выбор типа и расположения шестерен центрального редуктора определяется компоновкой автомобиля. В центральном редукторе применяются симметричные дифференциалы с принудительной блокировкой. В качестве альтернативы возможно применение самоблокирующихся дифференциалов но они ведут к снижению проходимости на бездорожье и к повышенной опасности при движении на больших скоростях.
Тип колесного редуктора выбирается с учетом необходимого передаточного отношения и компоновкой автомобиля. Так например редукторы планетарного типа позволяют реализовать большее передаточное число но не обеспечивают большого дорожного просвета а редукторы с неподвижными осями шестерен при меньшем передаточном числе имеют большую жесткость и значительно повышают проходимость автомобиля. Однако конструкции с обоими типами механизмов сложны и имеют большие габариты что затрудняет их применение на легкой военной технике. На проектируемом автомобиле устанавливается колесный редуктор с шестернями внешнего зацепления для максимального увеличения клиренса а передаточное число обеспечивается за счет других узлов трансмиссии.
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ
При разработке курсового проекта в качестве прототипа было принято специальное транспортное средство АМН 233114 «Тигр-М». Его основные технические характеристики приведены ниже.
Полная масса – 7900 кг;
Масса снаряженная - 5900 кг;
Количество посадочных мест – 9;
Масса перевозимого груза – 1200 кг;
Полная масса буксируемого прицепа - 2500 кг;
Ширина (без зеркал) - 2400 мм;
Высота (при дорожном просвете 400 мм) - 2500 мм;
Дорожный просвет - 400 мм;
Минимальный радиус поворота по оси следа наружного колеса - 10 м;
Максимальная скорость по шоссе - 140 кмч;
Максимальная скорость по грунту - 70 кмч;
Запас хода - 1000 км;
Глубина брода - 12 м;
Двигатель – ЯМЗ-5347-10 215 л.с. 4400 см2 дизельный 4-х тактный 4-х цилиндровый рядный жидкостного охлаждения с турбонаддувом и охлаждением надувочного воздуха оснащен дополнительным противопульным бронированием.
Коробка передач – механическая 5-ступенчатая с постоянным зацеплением шестерен и синхронизированная на 2-5 передачах.
Передаточные числа коробки передач:
I передача uкI = 5714;
II передача uкII = 3083;
III передача uкIII = 1939;
IV передача uкIV = 1228;
Передача заднего хода uкзх = 4935.
Раздаточная коробка – механическая двухступенчатая с блокируемым межосевым дифференциалом.
повышающем передачи uркma
понижающей передачи uркmin = 0667.
Ведущие мосты – разрезные с двойной разнесенной главной передачей первой конической и второй цилиндрической ступенями с шестеренчатым дифференциалом с принудительной блокировкой.
Применяемая на автомобиле АМН-233114 «Тигр-М» конструкция колесного редуктора практически без изменений унаследована от БТР-80 и не удовлетворяет современным требованиям предъявляемым к данным узлам. Ниже приведены основные недостатки оригинальной конструкции:
) барабанный тормоз не обеспечивает стабильных характеристик при торможении увеличивает габариты колесного редуктора и усложняет его конструкцию;
) угол поворота управляемого колеса ограничен конструкцией корпуса колесного редуктора и нижней опоры подвески и составляет 25°;
) применение системы сапунирования полости тормозного барабана для обеспечения его герметичности усложняет конструкцию;
) применение шкворня в нижнем шарнире подвески ведет к его усложнению увеличению габаритов а также ограничивает угол поворота колеса;
) конструкция корпуса колесного редуктора с консольной цапфой имеет недостаточную жесткость что негативно сказывается на работе подшипников и зубчатых колес при пиковых нагрузках.
Для устранения выявленных недостатков в конструкцию редуктора были внесены следующие изменения:
) конструкция колесного редуктора адаптирована для использования дисковых тормозных механизмов. Это позволяет упростить конструкцию колесного редуктора облегчить доступ к регулировке ступичных подшипников и гайкам крепления колеса. Также применение дисковых тормозных механизмов позволяет отказаться от системы сапунирования тормозного барабана что в свою очередь упрощает конструкцию автомобиля в целом;
) корпус колесного редуктора предусматривает использование нижней шаровой опоры подвески унифицированной с верхней позволяющей увеличить угол поворота управляемых колес до 35° а также упростить конструкцию подвески;
) изменена форма корпуса около верхней шаровой опоры подвески
что позволяет использовать шарниры равных угловых скоростей в приводе колес и значительно упрощает процесс установки ведущей шестерни и карданного шарнира а также упрощает регулировку подшипников ведущей шестерни.
Также в качестве прототипа рассматривалось аналогичное транспортное средство - ВПК-3927 «Волк» разработанное в рамках опытно-конструкторской работы «Каратель-1» в конструкции колесного редуктора которого применены аналогичные технические решения. Однако ввиду особенностей компоновки применить данную конструкцию в сочетании с подвеской используемой на АМН-233114 «Тигр-М» не представляется возможным.
РАСЧЕТНО-КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ
1. тяговый расчет автомобиля
1.1 Цель и исходные данные для выполнения расчета
Цель расчета. Проектировочный или проектный тяговый расчет автомобиля служит для определения основных параметров его двигателя трансмиссии и конструкции обеспечивающих требуемые показатели тягово-скоростных свойств и топливной экономичности в заданных условиях движения. Тяговый расчет выполняют при проектировании новой и модернизации выпускаемой модели автомобиля.
Исходные данные для выполнения расчета. При выполнении тягового расчета используют два вида исходных данных: задаваемые и выбираемые.
Параметры задаваемые техническими условиями
)тип автомобиля – специальный автомобиль категории
)тип двигателя – поршневой с воспламенением от сжатия четырёхтактный четырёхцилиндровый;
)тип трансмиссии – механическая ступенчатая;
)колёсная формула автомобиля – 4х4;
)грузоподъемность (масса груза) mг и пассажировместимость (число мест) n – 1200 кг. и 9;
)максимальная скорость Vma
)максимальный коэффициент сопротивления дороги max преодолеваемый автомобилем на низшей передаче трансмиссии – 07.
Выбираемые параметры
К выбираемым параметрам относят:
)собственную массу автомобиля в снаряженном состоянии
)фактор обтекаемости W или коэффициент лобового сопротивления
)распределение собственной массы и полной массы автомобиля по осям: m01 и mа1 и mа2;
)частоту (угловую скорость) вращения вала двигателя neP (eP) при максимальной мощности
Величины этих параметров выбираем на основании статистических и экспериментальных данных по выпускаемой модели автомобиля принятой в качестве прототипа модернизируемого автомобиля с учетом тенденций развития его конструкции и опыта мирового автомобилестроения.
)Собственную массу автомобиля в снаряженном состоянии m0 выбираем по прототипу – 5900 кг.
)Аэродинамические свойства автомобиля зависят от фактора обтекаемости который вычисляется по формуле:
где c ρв= – плотность воздуха; Ав – площадь Миделя.
)Распределение массы автомобиля по осям зависит от назначения колесной формулы и компоновочной схемы. Распределение массы автомобиля по осям принимаем по прототипу:
– в снаряженном состоянии: .;
– полностью нагруженного автомобиля:
)Частота вращения вала современных автомобильных двигателей при максимальной мощности (мин-1) для грузовых автомобилей составляет – 2000 4000.
)КПД механических трансмиссий современных грузовых полноприводных автомобилей с колесной формулой 4х4 составляет – 084 086.
1.2 Последовательность выполнения тягового расчета
Определение полной массы автомобиля. Полную массу проектируемого автомобиля определяем по формуле:
где - масса автомобиля в снаряженном состоянии; - номинальная грузоподъемность грузового автомобиля; - масса человека; - номинальная пассажировместимость (число мест).
При расчете полной массы автомобиля повышенной проходимости массу каждого человека принимаем равной 100 кг.
Подбор шин. При подборе шин проектируемого автомобиля должны быть известны назначение автомобиля максимальная нагрузка на шину Gшmax и максимальная скорость движения Vmax.
Максимальную нагрузку на шину рассчитывают по выражению:
где – часть массы автомобиля приходящаяся на наиболее нагруженную заднюю(2) ось; – число шин на колёсах наиболее нагруженной оси.
Максимальная скорость автомобиля как задаваемый параметр приведена в техническом задании на проектирование.
Размер шин выбирают при соблюдении следующих условий:
где - максимально допустимая нагрузка на шину; - максимально допустимая для шины скорость движения.
Принимаем шины радиальные камерные 12.00R18133L ТУ 2521-85-00148961-97 для которых статический радиус (. Динамический радиус принимаем равным статическому (). Радиус качения среднегабаритных шин грузовых автомобилей находим из выражения:
1.3. Подбор внешней скоростной характеристики двигателя
Подбор внешней скоростной характеристики двигателя проводят по максимальной мощности и соответствующей угловой скорости (частоте вращения ) вала двигателя.
Максимальную мощность двигателя выбираем из условия обеспечения заданной максимальной скорости .
При определении максимальной мощности двигателя используем уравнение мощностного баланса при максимальной скорости движения автомобиля. При ускорение разгона и мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления разгону . Считаем что при движении на дороге с минимальным сопротивлением качению проскальзывание колёс не происходит поэтому принимаем В данном случае тяговую мощность затрачиваем только на преодоление сопротивлений дороги и воздуха и уравнение мощностного баланса приобретает вид:
где - мощность двигателя необходимая для движения автомобиля с максимальной скоростью; - мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления дороги; - мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха; - КПД трансмиссии; – коэффициент сопротивления дороги при максимальной скорости движения; – полная масса автомобиля; - ускорение свободного падения; - фактор обтекаемости; - максимальная скорость движения автомобиля.
Вторым условием определения требуемой максимальной мощности двигателя для автомобиля является обеспечение необходимой величины максимального динамического фактора на высшей передаче . Мощность двигателя при установившемся движении на высшей передаче с критической скоростью находим по формуле:
где - мощность двигателя необходимая для установшегося движения автомобиля на высшей передаче с критической скоростью; - мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления дороги; - мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха; - КПД трансмиссии; – максимальный динамический фактор на пятой передаче; – полная масса автомобиля; - ускорение свободного падения; - фактор обтекаемости; - скорость автомобиля при максимальном динамическом факторе на 5-ой передаче.
Максимальную мощность двигателя принимаем равной мощности двигателя при максимальной скорости движения соответствующей частоте вращения коленчатого вала 2400 обмин. Тогда .
Находим максимальную стендовую мощность по формуле:
где – коэффициент корректировки по ГОСТ 14846-82. Принимаем равным 095.
По найденной максимальной стендовой мощности подбираем двигатель при условии что мощность отличается не более чем на 5%. Выбираем ЯМЗ-5347-10 максимальной мощностью 158 кВт.
Внешней скоростной характеристикой двигателя называют зависимости его эффективной мощности Рe и крутящего момента Тe от частоты вращения коленчатого вала двигателя n при полной подаче топлива. Внешняя скоростная характеристика двигателя приведена на рисунке 3.1.
Рисунок 3.1 – Внешняя скоростная характеристика двигателя
Таблица 3.1 Внешняя скоростная характеристика двигателя
1.4. Выбор передаточных чисел агрегатов трансмиссии
Определение максимального и минимального передаточных чисел трансмиссии
Максимальное передаточное число трансмиссии определяют из условия преодоления автомобилем максимального сопротивления дороги:
где - максимальный коэффициент сопротивления; – полная масса автомобиля; - ускорение свободного падения; - динамический радиус колёс; – коэффициент корректировки по ГОСТ 14846-82 (принимаем равным 096); – максимальный крутящий момент по внешней скоростной характеристике двигателя; – КПД трансмиссии.
Полученное значение максимального передаточного числа трансмиссии проверяем по условию отсутствия буксования ведущих колес получившееся после преобразований:
где – коэффициент сцепления (принимаем равным 08); - сцепная масса у полноприводного автомобиля; - ускорение свободного падения; - динамический радиус колёс; – коэффициент корректировки по ГОСТ 14846-82 (принимаем равным 096); – максимальный крутящий момент по внешней скоростной характеристике двигателя; – КПД трансмиссии.
Условие отсутствия буксования будет выполнено так как .
Максимальное передаточное число трансмиссии также должно удовлетворять условию обеспечения минимальной устойчивой скорости движения:
где – минимальная устойчивая угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя; - радиус качения колёс; – минимальная устойчивая скорость движения автомобиля (принимаем равную 15).
Условие обеспечения минимальной устойчивой скорость движения выполняется так как . Принимаем .
Минимальное передаточное число трансмиссии определяем из условия обеспечения максимальной скорости движения:
где угловая скорость вращения вала при максимальной скорости движения; - радиус качения колёс; – максимальная скорость автомобиля.
Определение диапазона передаточных чисел и количества ступеней трансмиссии
Диапазон передаточных чисел трансмиссии равен отношению максимального передаточного числа трансмиссии к минимальному передаточному числу трансмиссии :
Определение количества ступеней каждого агрегата трансмиссии
Трансмиссия полноприводного автомобиля состоит из коробки передач раздаточной коробки и главной передачи.
Определение передаточных чисел агрегатов трансмиссии
Определение передаточного числа главной передачи
На проектируемом автомобиле как и на прототипе используется двойная разнесенная главная передача. Исходя из конструкции коробки передач (5-ти ступенчатая 3-х вальная с 5-ой прямой передачей) и передаточных чисел раздаточной коробки определяем теоретическое передаточное число главной передачи из выражения:
где - минимальное передаточное число трансмиссии (из 3.13); - минимальное передаточное число коробки передач; - минимальное передаточное число раздаточной коробки; - передаточное число колесного редуктора по прототипу.
Определение передаточных чисел коробки передач
Максимальное передаточное число коробки передач находим из выражения:
Максимальное передаточное число коробки передач обеспечивают при включении первой передачи то есть .
Минимальное передаточное число коробки передач реализуем на высшей передаче: .
Передаточные числа промежуточных ступеней коробки передач выбираем из условия оптимальных показателей тягово-скоростных свойств и топливной экономичности.
У грузовых автомобилей передаточное число второй передачи определяют по упрощенной формуле:
где - коэффициент коррекции; - передаточное число 1-ой передачи.
Передаточные числа третьей и четвертой ступеней вычисляются по формуле:
где - коэффициент коррекции; - передаточное число второй передачи; – передаточное число ступени предшествующей высшей передаче; n – число ступеней; m – последующая ступень.
Передаточное число третьей передачи:
Передаточное число четвертой передачи:
Передаточное число заднего хода принимаем по прототипу:
По найденным передаточным числам коробки передач подбираем коробку передач при условии что рассчитанные передаточные числа отличаются не более чем на величину погрешности расчета. Выбираем коробку передач по прототипу:
Определение передаточных чисел дополнительной коробки
Раздаточные коробки применяют в трансмиссиях полноприводных автомобилей. На проектируемом автомобиле как и на прототипе используется 2-х ступенчатая раздаточная коробка с и .
1.5. Тягово-динамические и топливно-экономические показатели
Силовой (тяговый) баланс автомобиля
Силовым (тяговым) балансом автомобиля называют уравнение показывающее как распределяется полная тяговая сила на ведущих колесах автомобиля по отдельным видам сопротивления движению.
Запишем уравнение силового баланса в виде:
где - сила сопротивления дороги где – т.к. при движении на горизонтальной дороге то =f – коэффициент сопротивления качению колеса где А=0015 003 см; – полная масса автомобиля = 981 (мс2) – ускорение свободного падения; – сила сопротивления воздуха где – фактор обтекаемости; – сила сопротивления разгону; - сила сопротивления.
Тяговую силу на ведущих колесах автомобиля находим из выражения:
где – коэффициент корректировки по ГОСТ 14846-82 (принимаем равным 096);– крутящий момент; - передаточное число трансмиссии; – КПД трансмиссии; – динамический радиус колеса.
Скорость автомобиля рассчитываем при различных значениях угловой скорости вала двигателя по формуле:
где - угловая скорость вала двигателя; - радиус качения; - передаточное число передачи; - передаточное число дополнительной коробки по прототипу (при расчетах используем передаточное число высшей передачи т.к. на ней достигается максимальная скорость); - передаточное число главной передачи; - передаточное число колесного редуктора.
Тяговая сила на ведущих колесах автомобиля находится из выражения:
где– крутящий момент на валу двигателя; – коэффициент корректировки по ГОСТ 14846-81; - передаточное число передачи; - передаточное число дополнительной коробки по прототипу (при расчетах используем передаточное число высшей передачи т.к. на ней достигается максимальная скорость); - передаточное число главной передачи; - передаточное число колесного редуктора; – КПД трансмиссии; – динамический радиус колеса.
В таблицах 3.2 и 3.3 приведены результаты расчета сил сопротивления движению автомобиля и тяговой силы на ведущих колесах соответственно. На рисунке 3.2 приведен график тягового баланса автомобиля.
Таблица 3.2 Сила сопротивления движению автомобиля
Таблица 3.3 Тяговая сила на ведущих колесах
Рисунок 3.2 – график тягового баланса автомобиля
Мощностной баланс автомобиля
В некоторых случаях для оценки тягово-скоростных свойств автомобиля используют уравнение мощностного баланса. Уравнение мощностного баланса показывает как распределяется тяговая мощность на ведущих колесах по преодолению различных видов сопротивления движению автомобиля и имеет вид:
где – мощность сопротивления качению колеса где ; – мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха; – мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления разгону; – мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления разгону.
Тяговую мощность находим из выражения:
где – крутящий момент на валу двигателя; – КПД трансмиссии; – динамический радиус колеса; – радиус качения колеса.
В таблицах 3.4 и 3.5 приведены результаты расчета мощности сопротивления движению автомобиля и тяговой мощности соответственно. На рисунке 3.3 приведен график мощностного баланса автомобиля.
Таблица 3.4 Мощность сопротивления движению автомобиля
Таблица 3.5 Тяговая мощность
Рисунок 3.3 – график мощностного баланса автомобиля
Динамическая характеристика автомобиля
Графики силового и мощностного балансов недостаточно удобны для сравнительной оценки тягово-скоростных свойств автомобилей различной массы так как при равенстве Fт и Рт в одинаковых дорожных условиях эти автомобили будут иметь различные максимальные скорости обладать неодинаковой динамикой и разгона преодолевать разные подъемы и др. Кроме того расчеты с использованием названных графиков связаны со значительными затратами времени обусловленными тем что для каждого сопротивления дороги надо строить свою кривую F+Fв и P+Pв. От указанных недостатков свободен метод предложенный Е.А. Чудаковым. Им введены в теорию автомобиля понятия динамического фактора и динамической характеристики.
Отношение свободной тяговой силы к весу автомобиля называют динамическим фактором:
где – тяговая сила; – сила сопротивления воздуха; – полная масса автомобиля; – ускорение свободного падения.
Динамический фактор – величина безразмерная.
Зависимость динамического фактора от скорости движения автомобиля называют динамической характеристикой.
В таблице 3.6 приведены результаты расчета динамического фактора автомобиля. На рисунке 3.4 приведен график динамического фактора автомобиля.
Таблица 3.6 Динамический фактор
Рисунок 3.4 – График динамического фактора
Ускорение автомобиля при разгоне.
Максимально возможные ускорения при разгоне автомобиля используют для оценки его приёмистости – способности быстро увеличить скорость движения. Максимально возможные ускорения автомобиль развивает при полной подаче топлива в двигатель при движении по дороге с минимальным сопротивлением качению и оптимальном переключении передач.
Ускорение разгона автомобиля находится по формуле:
где – динамический фактор автомобиля; – ускорение свободного падения; = – коэффициент сопротивления качению колеса (т.к. максимально возможные ускорения могут быть получены на горизонтальном участке дороги ( – коэффициент учета вращающихся масс.
Для анализа приёмистости автомобиля используют график зависимости ускорений разгона от скорости на всех передачах коробки передач.
Коэффициент учёта ускоренно вращающихся масс зависит от квадрата передаточного числа коробки передач и определяется по формуле:
График ускорений автомобиля при заданных дорожных условиях строим в зависимости от скорости движения автомобиля на всех передачах коробки передач.
В таблице 3.7 приведены результаты расчета ускорения автомобиля. На рисунке 3.5 приведен график ускорения автомобиля.
Таблица 3.7 Ускорение автомобиля
Рисунок 3.5 – График ускорение автомобиля
Время разгона автомобиля
Предполагается что в небольшом интервале скоростей движение автомобиля является равноускоренным:
где– скорость в конце интервала; – скорость в начале интервала; со средним ускорением равным полусумме ускорений в начале и в конце этого интервала:
Время движения автомобиля в течение которого его скорость возрастает до определяют по закону равноукоренного движения:
Потеря скорости за время переключения передач находится по формуле:
Время разгона на j-ой передаче:
где n – количество временных интервалов при движении автомобиля на j-ой
Общее время разгона от минимальной до максимальной скорости вычисляют по формуле:
где m – число передач в коробке передач; - время переключения с одной передачи на другую.
Переключение передач следует производить при скоростях когда ускорения на соседних передачах равны между собой то есть в точках пересечения кривых на графике ускорений. Время переключения передач для грузового автомобиля с полностью синхронизированной коробкой передач принимаем равным 2 с.
В таблице 3.8 приведены результаты расчета времени разгона автомобиля. На рисунке 3.6 приведен график времени разгона автомобиля.
Таблица 3.8 Время разгона
Рисунок 3.6 – График времени разгона автомобиля
Путь разгона автомобиля
При расчете пути разгона автомобиля численным методом приближенно считаем что в достаточно малом интервале скоростей движение автомобиля равноускоренное со средней скоростью:
где – скорость в конце интервала; – скорость в начале интервала.
При этом путь проходимый за время равноускоренного движения :
Путь пройденный автомобилем при разгоне на j-й передаче:
где n – число интервалов при движении автомобиля на j-й передаче.
Общий путь разгона от минимальной до максимальной скорости за время t=0 до t=tmax:
где m – число передач в коробке передач; – путь пройденный автомобилем при переключении с j-й на (j+1)-ю передачу:
где - максимальная скорость при разгоне на j-й передаче.
Переключение передач следует производить при скоростях когда ускорения на соседних передачах равны между собой то есть в точках пересечения кривых на графике ускорений. Время переключения передач для грузового автомобиля с полностью синхронизированной коробкой передач принимаем равным tп=2 с.
В таблице 3.9 приведены результаты расчета пути разгона автомобиля. На рисунке 3.7 приведен график пути разгона автомобиля.
Рисунок 3.7 – График пути разгона автомобиля
Таблица 3.9 Путь разгона
1.6 Топливно-экономическая характеристика автомобиля
Для того чтобы в отдельности проанализировать влияние конструктивных параметров и условий движения на расход топлива академик Е.А. Чудаков ввел в теорию автомобиля экономическую характеристику которую в настоящее время называют топливно-экономической характеристикой.
График топливно-экономической характеристики
Топливно-экономическая характеристика представляет зависимость путевого расхода топлива от скорости установившегося движения (V=const) на дорогах с различными значениями коэффициента сопротивления . При установившемся движении
Путевой расход топлива определяем по формуле:
где – плотность топлива ; – скорость движения автомобиля мс; – коэффициент полезного действия трансмиссии; – мощность сопротивления движению кВт; – удельный расход топлива ; – удельный расход топлива при полном использовании мощности двигателя; – коэффициент учитывающий степень использования мощности для дизельных двигателей; – степень использования мощности двигателя.
В таблице 3.10 приведены результаты расчета расхода топлив. На рисунках 3.8 и 3.9 приведены графики удельного расхода топлива при максимальной мощности и график путевого расхода топлива соответственно.
Рисунок 3.8 – График удельного расхода топлива при максимальной мощности
Рисунок 3.9 – Топливно-экономическая характеристика автомобиля
КП-НГТУ-23.05.01-(С-16А)-ПЗТаблица 3.10 Расход топлива
2 Расчет деталей ведущего моста
2.1 Расчет зубчатых передач
В колесном редукторе используется пара косозубых цилиндрических шестерен внешнего зацепления.
Расчет геометрических параметров косозубых цилиндрических шестерен колесного редуктора
– Число зубьев шестерни ;
– Число зубьев колеса ;
– Межосевое расстояние ;
– Коэффициент высоты головки ;
– Коэффициент радиального зазора .
Расчет основных параметров косозубых цилиндрических шестерен колесного редуктора приведен в таблице 3.15.
Таблица 3.15 Расчет геометрических параметров шестерен колесного редуктора
Делительное межосевое расстояние мм
Окончание табл. 3.15.
Коэффициент смещения
воспринимаемого смещения
уравнительного смещения
Расчет шестерен колесного редуктора на изгибную прочность
Напряжение изгиба в опасном сечении зуба от действия максимального крутящего момента находим из выражения:
где – крутящий момент на ведущей шестерне; – при проектировочных расчетах можно полагать равным 12; – радиус делительной окрудности ведущей шестерни; – рабочая ширина зубчатого венца; – шаг по делительной окружности; – нормальный модуль; – коэффициент формы зуба при приложении нагрузки в вершине зуба и с учетом сжимающей составляющей; – коэффициент учитывающий влияние на прочность косозубой шестерни наклонного расположения опасного сечения и суммарной длины контактных линий; – коэффициент определяемый в зависимости от и ; – коэффициенты учитывающие уменьшение момента сопротивления изгибу трапециевидного косого сечения по сравнению с прямоугольным;
Допустимое напряжение изгиба зубьев шестерни определяем по формуле:
где – основное допустимое напряжение растяжения; – коэффициент долговечности; – коэффициент температуры; – коэффициент запаса надежности.
Расчетные изгибные напряжения меньше допускаемых – условие прочности на изгиб выполняется.
Расчет шестерен колесного редуктора на контактную прочность
Контактные напряжения поверхности зубьев зубчатых колес редуктора определяем по формуле:
где – межосевое расстояние; – крутящий момент на ведущей шестерне; – передаточное число; – минимальная суммарная длина контактных линий; – рабочая ширина зубчатого венца; – коэффициент; – коэффициент определяемый в зависимости от и ; – угол зацепления в торцевом сечении.
Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни колесного редуктора определяем по формуле:
где – основное допустимое напряжение растяжения; – коэффициент долговечности; – коэффициент твердости поверхности зуба; – коэффициент температуры; – коэффициент запаса надежности.
Расчетные контактные напряжения меньше допускаемых следовательно условие контактной прочности выполняется.
Курсовой проект соответствует выданному заданию а именно «Специальное транспортное средство полной массой 79 т с колесной формулой 4х4. Передний ведущий мост. Колесный редуктор».
Была разработана конструкция колесного редуктора с учетом современных требований предъявляемым к колесным редукторам устанавливаемым на специальные транспортные средства подобные проектируемому. Был произведен расчет тягово-скоростных свойств специального транспортного средства. По полученным графикам можно оценить максимальную скорость движения разгон и путь специального транспортного средства. Выполнен расчет зубчатой передачи колесного редукторов. Все расчеты выполнены с использованием апробированных методов расчета.
Графическая часть выполнена в полном объеме в соответствии с заданием на выполнение. Оформление графической части и пояснительной записки соответствует требованиям ЕСКД и CК-СТО1-У-37.3-16-11.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Автомобили: Конструкция конструирование и расчет. Трансмиссия; Под ред. А.И. Гришкевича. Мн.: Выш. шк. 1985. - 240 с. ил.
Автомобиль многоцелевого назначения 233114. Руководство по эксплуатации. 233114-0000010РЭ. – 255 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т.1. – 9-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. – М.: Машиностроение 2006. 928 с.: ил.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т.2. – 8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. – М.: Машиностроение 2001. 912 с.: ил.
Армейские автомобили: Конструкция и расчет. Часть первая. Антонов А.С. и др.: Воениздат. 1970. - 540 с. ил.
В.И. Песков «Теория автомобиля». Учебное пособие для студентов обучающихся по специальности 190201 (150100) «Автомобиле- и тракторостроение» НГТУ – Н.Новгород 2006.
Вопросы экономики и организации производства в дипломных проектах: учеб. пособие Ы.О. Муро Т.А. Агальцова; Нижегород. гос. техн. ун-т. им. Р.Е. Алексеева. – Нижний Новгород 2010. – 99 с.
Выпускная квалификационная работа бакалавра: учебн. пособие С.М. Огороднов Л.Н. Орлов А.В. Тумасов; Нижегород. гос. техн. ун-т. им. Р.Е. Алексеева. – Нижний Новгород 2014. – 140 с.
ГОСТ 21354-87 (СТ СЭВ 5744-86) Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.
Проектирование полноприводных колесных машин: В 2 т. Т. 1. Учеб. для вузов Б.А. Афанасьев Н.Ф. Бочаров Л.Ф. Жеглов и др.; Под общ. ред. А.А. Полунгяна. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана 1999. – 488 с.
Расчет и конструирование валов: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов Ю.П. Кисляков Л.Т. Крюков - Н. Новгород 2002. – 36 с.
Теория автомобиля: учебник В.Н. Кравец; НГТУ им. Р.Е. Алексеева. - 2-е изд. переработ. - Нижний Новгород 2013. – 413 с.
Теория движения автомобиля: учебник В.Н. Кравец; НГТУ им.Р.Е. Алексеева. – Нижний Новгород 2014. - 697 с.

icon Колесный редуктор СБ 1.0.dwg

Колесный редуктор СБ 1.0.dwg
ДП-НГТУ-23.05.01-(С-12А)-007-17СБ
Редуктор колесный передний Сборочный чертеж
Размеры для справок. 2. Натяг подшипников ведущей шестерни
дет. поз. 38 должен быть таким
чтобы момент сопротивления вращению был 1
кгс м ). Регулировку производить путем подбора прокладок поз. 18
при этом количество прокладок толщиной 0
мм должно быть не менее двух и не более пяти штук. При затяжке болтов поз. 26 производить проворачивание ведущей шестерни. 3. Регулировку подшипников ведомой шестерни
производить гайкой поз. 12 Натяг подшипников должен быть отрегулирован так
чтобы момент сопротивления вращению ведомой шестерни был 4 7 Н м ( 0
кгс м ). При затяжке подшипников производить проворачивание ведомой шестерни. 4. Технические требования к монтажу подшипников по ЕТУ 500-08. 5. Затяжку производить с Мкр.: дет. поз. 12 - 400 500 Н м ( 40 50 кгс м ); дет. поз. 15 - 240 280 Н м ( 24 28 кгс м ); дет. поз. 23 - 150 160 Н м ( 15 16 кгс м ); дет. поз. 24; 25 - 100 120 Н м ( 10 12 кгс м ); дет. поз. 26; 28 - 55 70 Н м ( 5
7 кгс м ); дет. поз. 27 - 80 90 Н м ( 8 9 кгс м ). 6. Смазкой поз. 39 заполнить полости и смазать рабочие поверхности манжет дет. поз. 3
; смазать рабочие поверхности резиновых колец поз. 6
7. Смазкой поз. 41 смазать дет. поз. 13
установить на герметик поз. 42. 9. Перед сборкой плоскости разъема дет. поз. 1 и 7 обезжирить и нанести тонкий слой прокладки поз. 43. 10. Тормозной канал должен быть герметичным. Контролировать рабочим маслом тормозной системы подаваемымым к тормозному штуцеру поз. 22 под давлением 11
12 МПа (115 120 кгссм 2 ) в течение трех минут не менее
при этом отверстия в дет. поз. 1 закрыть технологическими пробками. Сплошной контроль. 11. Система подвода воздуха к шинам колесного редуктора должна быть герметичной. Контролировать подводом воздуха на период обкатки к штуцеру поз. 22 под давлением 0
при этом отверстие в дет. поз. 6 закрыть технологической пробкой. Сплошной контроль. 12. Колесные редукторы подвергаются обкатке на стенде в течение 10 15 мин при 1400 1560 мин -1 с заливкой веретенного масла АУ ТУ 38 101 1232-89 с температурой 60 70°С до уровня контрольной пробки. Время обкатки на заднем ходу - 3 5 мин. Во время обкатки течь масла не допускается. Допускается "потение" и образование масляных пятен без каплепадения в местах манжетных уплотнений. Температура масла в конце обкатки не должна превышать 80°С. Сплошной контроль. После проверки обкаточное масло слить. 13. Общий шум колесного редуктора при обкатке должен быть равномерным и по уровню звукового давления не должен превышать шума утвержденного контрольного образца. Уровень звукового давления контрольного образца по шкале "С" ГОСТ 17187-71 при частоте вращения ведущей шестерни на переднем и заднем ходах 1400 1560 мин -1 и окружающем общем шумовом фоне 86 дБ не должен быть более 101 дБ на расстоянии (0
) м от картера редуктора. 14. Редукторы один раз в квартал подвергать испытанию на статическую прочность. Проверка прочности производится приложением крутящего момента к фланцу поз. 4 при закрепленном фланце поз. 5. Редуктор должен выдерживать крутящий момент не менее 7
кН м (760 кгс м). 15. Покрытие: Грунтовка АК-070
Эмаль ХС-5146 зелено- защитная
IV.71-5-71-6-У1. Присоединительные поверхности фланцев дет. поз. 4
и конические отверстия в дет. поз. 1
защитить от покрытия. Требования к покрытию по ГОСТ В 9.078-82.

icon Деталировка_ведущая и ведомая шестерни 1.0.dwg

Деталировка_ведущая и ведомая шестерни 1.0.dwg
Коэффициент смещения
Толщина зуба по хорде
Допуск на колебание
измерительного межосевого
расстояния за оборот
межосевого расстояния
Предельные отклонения
Делительная окружная
Условное обозначение
вала по ГОСТ 6033-80
звукового давления с работающей установкой 72 дБ
и заднем ходу (500±50) мин . и окружающем уровне
частоте вращения ведущей шестерни на переднем
Уровень звукового давления контрольной пары при
производиться сравнением с контрольной парой.
должен быть неболее чем 80 дБ по шкале C"
Зубъя ( Z=34 ) подвергнуть поверхностному
упрочнению стальной дробью.
"медленно" ГОСТ 17187-81 на расстоянии (0
применять совместно. Проверка на шум должна
Подобрать с сопряженной шестерней по шуму и
Зубъя ( Z=12 ) подвергнуть поверхностному
Измерители высоты до хорды
ДП-НГТУ-23.05.01-(С-12А)-007-17
Сталь 18Х2Н4МА ГОСТ 4543-71
КП-НГТУ-190109-(С-12-А)-07-16
* Размеры для справок.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mК.
диаметр шлиц и торцы зубьев.
мм; 59 64HRC внутренний
зубьев. Твердость сердцевины зуба - 37 47 HRC.
мм; 59 64 HRC поверхности
Заготовка поковка гр.II 196 264HB ГОСТ 8479-70.
Материал-заменитель: Сталь 18Х2Н4ВА ГОСТ 4543-71.
продольном и поперечном сечениях 0
Допуск непостоянства диаметра поверхностей Б в
и торцы зубьев. Резьбу защитить от цементации.
поверхности под подшипники
наружный диаметр шлиц
мм; 59 64HRC посадочные

icon Колесный редуктор СП.docx

КП-НГТУ-23.05.01-(С-16А)
Болт M16-6gx65.109.019
Болт M12-6gx45.109.019
Болт M12-6gx35.109.019
Болт M8-6gx28.88.019
ВинтM10-6gx30.109.019
Винт А.M8-6gx16.68.019
Шайба фторопластовая 14
Подшипник 7215А ЕТУ500
Подшипник 7308АЕТУ500
Подшипник 102210 ЕТУ500
ТУ-2257-516-00208947-2009
Прокладка анаэробная
герметизирующая «Прана-1»
ТУ-2257-007-43007840-2008
up Наверх