Проектирование автомобиля ГАЗ

 

ВВЕДЕНИЕ

     Автомобильная  промышленность – одна из ведущих  отраслей машиностроения. Основная  ее задача совершенствование  и развитие автомобильного транспорта. Автомобильный транспорт играет существенную роль в транспортном комплексе страны, регулярно обслуживая множество предприятий. Основу автомобильной промышленности составляют заводы, выпускающие легковые и грузовые автомобили, автобусы, троллейбусы, военную автомобильную технику.

 

 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ВЫПОЛНЕНИЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТА.

 

 

Полная масса автомобиля.

m_а = 1750 кг.

На переднюю ось 835 кг.

На заднюю ось 915 кг.

4. Максимальная мощность  двигателя.

N_max = 100 л.с., при 4000 об/мин.

5. Максимальный крутящий момент двигателя.

M_emax = 186Нм, при 2500-3000 об/мин.

6. Радиус качения колеса.

r = 0,38 м.

 

   

 

2. ТРАНСМИССИЯ  АВТОМОБИЛЯ.

 

2.1. Сцепление.

     Конструкция  сцепления должна обеспечивать  следующие требования: полное включение и выключение; минимальный момент инерции ведомой части сцепления; нормальный тепловой режим работы; постоянство момента трения сцепления.

     Для проектируемого автомобиля выбираем: сухое, однодисковое, с периферийным   расположением пружин, тип привода гидравлический. Однодисковое сцепление применяют тогда, когда передаваемы крутящий момент не выше 0, 7...0, 8 кН м. Данный вид сцепления получил широкое распространение вследствие своей простоты, надежности, долговечности.

    

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 2. Сцепление.

1- маховик, 2 - корпус, 3 – ведомый  диск, 4 – нажимной диск, 5 – отжимной  рычаг, 6 –люк, 7 – регулировочная гайка, 8 – муфта выключения сцепления, 9 – ведомы вал сцепления, 10 – кожух, 11 – нажимная пружина.

     С учётом имеющегося максимального крутящего момента двигателя подбираем основные параметры фрикционных накладок по ГОСТ 12238 – 76.

Наружный диаметр D = 350 мм,

Внутренний диаметр d = 200  мм,

Толщина δ = 4,5 мм.

Средний радиус трения:

R_ср = = = 150 мм.        (2.1) 

Суммарная сила нажатия на фрикционные элементы:

P_н = β*M_emax/μ*R_ср*z_пт = 1, 5*530/0, 25*150*2 = 8, 3 кН.     (2.2)

β – коэффициент запаса сцепления.

μ – коэффициент трения.

z_пт – количество пар трения.

 Дальнейший расчёт сцепления выполняется с учётом конструкции нажимного устройства. При многопружинном нажимном устройстве определяют силу упругости одной пружины:

P_пр = Р_н /n_пр = 8, 3/ 12 = 0, 6 кН.         (2.3)

n_пр – количество пружин.

С учётом возрастания силы упругости пружины, а также неравномерности  нагружения пружин величину P_пр корректируют:

 P_{пр. р} = (1, 30...1, 45)* P_пр = (1, 30...1, 45)* 0, 6 = 0, 78...0, 87 = 0, 8 кН.

Общее передаточное число  привода от педали до нажимного диска:

U = U_p*U_п*U_пр.г = 5*2*1, 4 = 14.         (2.4)

U_{пр. г} = D_u²/D_г² = 25²/22² = 1, 4.

D_u – диаметр исполнительного цилиндра, мм;

D_г – диаметр главного цилиндра, мм.

U_p – передаточное число отжимных рычагов,

U_п – передаточное число рычагов педали,

U_{пр. г} – передаточное число гидравлической части привода.

Величина максимального усилия на педали:

Р_пед = Р_н/U*η + P_от/U_от*η_от = 8, 3/14 *0,8 + 0, 5/1*0,8 = 0, 4 кН.     (2.5)

P_от = (0, 05...0, 08)*Р_н = (0, 05...0, 08)*8, 3 = 0, 322...0, 664 = 0, 3 кН.

η – КПД привода,

U_от – передаточное число части привода от оттяжной пружины с усилием P_от до педали,

η_от – КПД части привода от оттяжной пружины до педали.

Полный ход педали сцепления:

L_пед = k_δ*L_н*U = 1, 3*2, 5*14 = 45, 5 мм.        (2.6)

L_н – ход нажимного диска, мм;

k_δ – коэффициент, учитывающий зазоры в приводе.

Величина полного хода педали сцепления не должна превышать 140...160 мм.

 

2.2. Коробка передач.

     Коробка передач  автомобиля трёхвальная с прямой  передачей, продольным расположением  валов, с пятью передачами переднего  хода оборудованы инерционными  синхронизаторами. Управление переключением  передач ручное. Детали коробки  передач расположены в корпусе,  отлитом из алюминиевого сплава  и прикреплённом болтами к  корпусу сцепления. Смазывание коробки передач осуществляется путём разбрызгивания из общей ванны.     

     Данный вид коробки передач широко применяется в современных автомобилях. При движении на прямой передачи зубчатые колёса и подшипники коробки разгружены, вследствие чего снижается износ потери мощности и шум. На других передачах переднего хода в трёх вальной коробке передач силовой поток проходит через два зубчатых зацепления. Это позволяет получить достаточно большое передаточное число первой передачи.

 

 

 

 

 

Рис. 3. Коробка передач.

Межосевое расстояние вальной коробки передач:

a_w = k_a = 9 * = 97 мм.       (2.7)

M_вых = М_{е max}*U₁ = 530*2, 37 = 1256 Нм.

M_вых – крутящий момент на выходном валу при включенной первой передачи,

k_a – эмпирический коэффициент (для соостных коробок передач).

Расчётная величина a_w корректируется по рекомендуемому ряду размеров межосевых расстояний, принимаем a_w = 98 мм.

Осевой размер по картеру  L определяется шириной b венцов зубчатых колёс, шириной B подшипников и осевыми размерами Н зубчатых муфт и синхронизаторов.

b = (0, 19...0, 23)* a_w = (0, 19...0, 23)* 98 = 18, 62…22, 54 = 20 мм,

B = (0, 20...0, 28)*98 = 19, 6...27, 44 = 25 мм,

Н = (0, 40...0, 70)*98 = 39,2...68, 6 = 50 мм,

L = (3...3, 8)*98 = 294...372, 4 = 320 мм.

Диаметр ведущего вала коробки передач в шлицевой части:

d_в = k_d = 4,2 = 34 мм;        (2.8)

k_d – эмпирический коэффициент.

Диаметр промежуточного вала коробки передач:

d_п = (0, 45...0, 50)* a_w = (0, 45...0, 50)* 98 = 44, 1...49 = 46 мм.     (2.9)

Диаметр ведомого вала коробки передач:

d_вед = (0, 16...0, 21)* L = (0, 16...0, 21)* 320 = 51, 2...67, 2 = 54 мм.   (2.10)

В коробках передач автомобилей  применяются, как правило, однорядные радиальные шарико и роликоподшипники легкой и средней серий.

Нормальный модуль:

Выбирается из размерного ряда по ГОСТ 37.001.222 – 80. Для легковых автомобилей среднего класса m_н = 3.

Угол наклона зубьев β = 25⁰.

Суммарное число зубьев зацепления:

z_{∑ пр} = 2 a_w*cosβ / m_н = 2*98*cos25/3 = 59.       (2.11)

Величину z_{∑ пр} округляют до целого значения и находят уточненное значение угла наклона зубьев:

β = arcos(0, 5m_н* z_{∑ пр}/a_w) = arcos(0, 5*3* 59/98) = 25⁰.

Для нахождения чисел зубьев ведущего и ведомого зубчатых колёс  пары используют систему двух уравнений:

(2.12)

 

Таблица 1.

Передача	1	2	3	4	5
z1	42	37	33	30	48
z2	17	22	26	30	11

 

U_p – передаточное число от ведущей шестерни к ведомому зубчатому колесу.

Передаточные числа отдельных  пар: первой передачи:

U_p1 = (z_∑-z_1вщ)/z_1вщ = (59-17)/17 = 2, 47;       (2.13)

Пара привода промежуточного вала коробки:

U_п = U₁/ U_p1 = 2, 37/2, 47 = 0, 95;        (2.14)

Остальные пары переднего  хода, кроме высшей:

U_p2 = U₂/U_п = 1, 77/0, 95 = 1, 86;

U_p3 = U₃/U_п = 1, 33/0, 95 = 1, 4.

Передачи переднего хода трёхвальной коробки передач:

U_k1 = U_п * U_p1 = 0, 95*2, 47 = 2, 34;

U_k2 = U_п * U_p2 = 0, 95*1, 86 = 1, 76;

U_k3 = U_п * U_p3 = 0, 95*1, 4= 1, 33;

U_k4 = 1.

Диаметры зубчатых колёс  по делительной окружности:

d_wi = m_н*z_i/cosβ ;          (2.15)

d_w1 = m_н*z₁/cosβ = 3*42/cos 25 = 137, 9 мм;

d_w2 = m_н*z₂/cosβ = 3*17/cos 25 = 55, 8 мм;

d_w3 = m_н*z₃/cosβ = 3*37/cos 25 = 88, 6 мм;

d_w4 = m_н*z₄/cosβ = 3*22/cos 25 = 72, 2 мм;

d_w5 = m_н*z₅/cosβ = 3*33/cos 25 = 108, 3 мм;

d_w6 = m_н*z₆/cosβ = 3*26/cos 25 = 85, 3 мм;

d_w7 = m_н*z₇/cosβ = 3*30/cos 25 = 99, 3 мм;

d_w8 = m_н*z₈/cosβ = 3*30/cos 25 = 99, 3 мм;

d_w9 = m_н*z₉/cosβ = 3*48/cos 25 = 158, 8 мм;

d_w10 = m_н*z₁₀/cosβ = 3*11/cos 25 = 36, 4 мм.

Проверяем возможность сборки зубчатых пар на валах с ранее вычисленной величиной межосевого расстояния:

a_w = 0, 5(d_w1+ d_w2) = 0, 5(d_w3+ d_w4)= ...........       (2.16)

a_w = 0, 5(137, 9+ 55, 8) = 0, 5(88, 6+ 72, 2) = 0, 5(108, 3+ 85, 3) = 0, 5(99, 3+ 99, 3)=             0, 5(158, 8+ 36, 4).

Исходя из полученного  выражения видно, что условие  сборки  зубчатых пар выполняется.

 

2.3. Карданная передача.

     У проектируемого автомобиля подвеска ведущих колёс зависимая, поэтому устанавливаем карданную передачу с шарнирами неравных угловых скоростей с промежуточной опорой. Промежуточная опора с одним радиальным шарикоподшипником (закрытого типа с одноразовой смазкой), внутренняя обойма которого установлена на карданном валу, а внешняя в резиновой втулке. Втулка с помощью кронштейна крепится к раме автомобиля. В трансмиссиях современных автомобилей преобладают полные карданные шарниры, осевая компенсация в которых обеспечивается установкой на шлицах карданного вала скользящей вилки. Смазывание игольчатых подшипников осуществляется одноразовой смазкой, например № 158.

    

 

 

 

 

Рис. 4. Карданная передача.

Используя компоновочную  схему автомобиля, предварительно принимаем  длину карданного вала 1, 55 м.

Критическая частота вращения карданного вала:

n_кр = (1, 185 * 10^7)/L_к² = (1, 185 * 10^7)/155² = 5166 об/мин.  (2.17)

D – наружный диаметр карданного вала, см;

d – внутренний диаметр карданного вала, см;

L_к – длина карданного вала, см.

Максимальная частота  вращения карданного вала при максимальной скорости движения:

n_{k max} = 2, 65V_max*U₀ /r_k = 2, 65*140*4, 58/0, 354 = 4800 об/мин.   (2.18)

U₀ – передаточное число от карданного вала к ведущим колёсам,

r_k – радиус качения ведущих колес, м.

Расчётный крутящий момент на карданном валу при включенной низшей ступени:

M_p = M_{e max} * U_k1 * η_k = 530 * 2, 43*0, 78 = 1240, 2 Нм.     (2.19)

U_k1 – передаточное число коробки передач при включенной первой передаче,

η_k – КПД коробки передач.

По ГОСТ 5005-82 выбираем размеры  наружного и внутреннего диаметров  трубы карданного вала по величине M_p.

D = 77 мм,

d = 71 мм,

δ = 3 мм.

     Углы установки валов из условия обеспечения наивысших значений КПД, достижении наибольшей долговечности, рекомендуется выбирать в пределах не более 4⁰.

В качестве определяющего  размера карданного шарнира принимают  размер между торцами крестовин, который должен быть равен или  больше меньшей из величин:

Н = 1, 57 = 1, 57 = 16, 8 мм,

Н = 1, 57 = 1, 57 / 4, 58 =

= 74, 8 мм.           (2.20)

m_сц – масса, приходящаяся на мост, кг;

     Принимаем размер карданного шарнира равным 60 мм, что будет обеспечивать достаточную жесткость и надежность крестовины.

 

 

 

2.4. Главная передача.

     Главная передача  одинарная, гипоидная. Данная  передача получила широкое распространение,  потому что она имеет ряд  преимуществ по сравнению с  конической: повышенной несущей способностью по контактным напряжениям, большей плавностью работы, при одинаковой прочности обладают меньшими габаритными размерами и уровнем шума, позволяют уменьшить высоту тоннеля для карданного вала. К недостаткам гипоидных передач относятся большие потери мощности вследствие продольного скольжения профилей зубьев и необходимость применения специальных смазочных материалов с антизадирными присадками. Смазка главной передачи осуществляется путем разбрызгивания.

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 5. Главная передача.

 

1- шестерня; 2 - колесо; 3 – дифференциал; 4 – полуось;

5 – регулировочная втулка; 6 – прокладки; Е -  гипоидное смещение.

 

Число зубьев определяют исходя из величины передаточного числа и кинематической схемы передачи.

Принимаем:

U_o = 4, 58;

Z₁ = 12;

Z₂ = Z₁ * U₀ = 12*4, 58 = 55;

Гипоидное смещение = 35 мм.

 

 

Модуль шестерен конической пары по большому радиусу:

m_н = = = 6.     (2.21)

М_р – расчётный крутящий момент на ведущей шестерне, Нм;

β – угол наклона спирали  зуба;

Y – коэффициент формы зуба;

L – длина образующей конуса;

b – длина зуба;

σ – напряжение изгиба зуба, МПа.

Диаметры оснований делительных  конусов:

Шестерня:

d_e1 = m_н*Z₁ = 6*12 = 72 мм;

Колесо:

d_e2 = m_н*Z₁*U_ок = 6*12 *4, 58= 330 мм;

Внешнее конусное расстояние:

R_e = 0, 5d_e2 = 0, 5*330   = 168 мм.     (2.22)

Углы делительных конусов:

δ_е1 = arctg U_ок= arctg 4, 58 = 77⁰;

δ_е2 = 90⁰- δ_е1= 90-77= 13⁰.

 

 

 

 

 

 

 

 

2.5. Дифференциал.

     Дифференциал – механизм  трансмиссии автомобиля, распределяющий  крутящий момент между выходными  валами и обеспечивающий их  вращение с разными угловыми  скоростями. Требования к дифференциалам: пропорциональное распределение крутящих моментов между колёсами, малые габариты, размеры и масса.