ПОЗНАВАТЕЛЬНОЕ

Оси и плоскости тела человека - Тело человека состоит из определенных топографических частей и участков, в которых расположены органы, мышцы, сосуды, нервы и т.д.

Отёска стен и прирубка косяков - Когда на доме не достаёт окон и дверей, красивое высокое крыльцо ещё только в воображении, приходится подниматься с улицы в дом по трапу.

Дифференциальные уравнения второго порядка (модель рынка с прогнозируемыми ценами) - В простых моделях рынка спрос и предложение обычно полагают зависящими только от текущей цены на товар.

Якщо остання передача прискорююча, то передавальні числа знаходять так

Вибір шин

Вибір шин проводиться за максимальним навантаженням на колесо. Навантаження на колесо передньої осі G_к1 для всіх автомобілів визначають за формулою

. (9)

Навантаження на одне заднє колесо вантажного автомобіля залежить від колісної формули автомобіля і визначається за виразами:

4x4 (10)

4x2, 6x6 ; (11)

6x4 (12)

Шини вибирають згідно з Держстандартом 4754–80 "Шины пневматические для легковых автомобилей, із Держстандартом 5513–75 "Шины пневматические для грузовых автомобилей, автоприцепов, автобусов и троллейбусов", із Держстандартом 8430–76 "Шины пневматические для большегрузных автомобилей» строительных, дорожных и подъемно–транспортных машин"; із Держстандартом 13298–78 "Шины пневматические с регулируемым давлением" (див. додатки 2 і 3).

Зі стандарту виписують:

- позначення шини;

- максимальне навантаження на шину G_{к max};·

- зовнішній діаметр шини без навантаження D;

- статичний радіус r_cm;

- посадковий діаметр шини d;

- допустима швидкість руху V_max.

Динамічний радіус r_d та радіус кочення колеса r_к іздостатньою точністю приймають рівним статичному радіусові r_ст , наведеному в стандарті, тобто вважають, що r_d ≈ r_к ≈ r_ст .

У подальших розрахунках будемо користуватись поняттям радіус колеса r_к, вважаючи, що для визначення параметрів динаміки автомобіля – це динамічний радіус r_d,а параметрів кінематики – це радіус кочення колеса r_к..

Із достатньою точністю радіус колеса r_к можливо визначити за виразом

де d – діаметр обода;

D – зовнішній діаметр колеса без навантаження;

λ_z – коефіцієнт вертикальної деформації.

Для шин тороїдних – λ_z, = 0,85...0.87; для шин із регульованим тиском – λ_z = 0.8... 0.85.

2 ТЯГОВИЙ РОЗРАХУНОК ТА ВИЗНАЧЕННЯ ТЯГОВО–ШВИДКІСНИХ ВЛАСТИВОСТЕЙ АВТОМОБІЛЯ

2.1 Розрахунок потужності й частоти обертання колінчастого вала двигуна автомобіля

Потужність N_e двигуна, необхідна для руху цілком навантаженого автомобіля зі сталою максимальною швидкістю V_max у заданих дорожніх умовах визначають за формулою

, (1)

де G — сила ваги автомобіля з вантажем, Н;

V_max—максимальна швидкість руху автомобіля на прямій передачі в заданих дорожніх умовах, км/год;

ψ— приведений коефіцієнт дорожнього опору ;

К — коефіцієнт обтічності автомобіля. Для вантажних машин приймають 0,6...0,75 Н × с²/см⁴;

F – площа лобового опору автомобіля, що підраховується за формулою

F = В × Н м²;

Н – габаритна висота автомобіля, м;

В – колія, м ;

η_тр — механічний К.К.Д. трансмісії приймають для режиму максимальної швидкості рівним 0,85...0,90.

(2)

де к – кількість пар циліндричних шестерень у зачепленні на даній передачі;

l – кількість пар конічних шестерень;

m – кількість карданних шарнірів у трансмісії;

n – кількість шліцьових з’єднань у трансмісії.

При проектуванні для забезпечення необхідного динамічного чинника в області середніх експлуатаційних швидкостей руху визначають максимальну потужність двигуна за формулою N_{e max} = (1,05–1,10) N_e.

Частота обертання колінчастого вала двигуна, що відповідає максимальній потужності, визначається коефіцієнтом оборотності двигуна η_n, рівним відношенню частоти обертання колінчастого вала двигуна до відповідної швидкості руху автомобіля

, звідси (3)

Для вантажних автомобілів коефіцієнт оборотності h_n приймають рівним у межах 30–40 відповідно до прототипу автомобіля та розрахункової максимальної потужності двигуна.

2.2 Розрахунок і побудова зовнішньої швидкісної характеристики двигуна

Із деякою долею погрішності зовнішня швидкісна характеристика може бути визначена для карбюраторних чотиритактних двигунів на основі наступних даних:

n % 20 40 60 80 100 120

N_e % 20 50 73 92 100 92

Для дизельних автомобільних чотиритактних двигунів з обмежником залежність ефективної потужності і частоти обертання колінчастого вала у відсотках приймають:

n % 20 40 60 80 100 110

N_e % 17 41 67 87 100 0

Таким чином, отримавши в результаті розрахунку N_{e max} і n _{Ne max} та прийнявши їх за 100%, можемо розрахувати й графічно побудувати зовнішню швидкісну характеристику для двигуна проектованого автомобіля.

На графік також наноситься крива крутного моменту двигуна, кожна точка якої визначається за формулою

, Нм . (4)

Крива питомої витрати палива для двигуна будується на підставі таких даних:

n % 20 40 60 80 100 110

g % 110 100 95 95 100 112

За 100% питомої витрати палива при 100% п треба прийняти для карбюраторного двигуна зі ступенем стиску 6,5–7 325–305 г/квт×год., для дизельних двигунів 240–250 1 г/кВт ×год.

Годинна витрата палива для кожного значення частоти обертання колінчастого вала двигуна підраховується за формулою

кг/год (5)

і також наноситься на графік швидкісної характеристики рисунок 2.

Рисунок 2 – Зовнішня швидкісна характеристика

2.3 Визначення передавальних чисел трансмісії автомобіля

Передавальне число головної передачі визначають за умови забезпечення заданої максимальної швидкості руху автомобіля V_max при максимальній кутовій швидкості обертання w_emax колінчастого вала, вищих передачах у коробці передач та роздавальній коробці.

Вищі передачі приймають за базовим автомобілем, або користуючись наступним:

- для вантажних автомобілів із карбюраторними двигунами остання (вища)
передача пряма i_кв= 1, а для таких же автомобілів із дизелями – i_кв = 0,72... 1.
Якщо на вантажному автомобілі з дизелем застосовують коробку передач у
поєднанні з подільником або демультиплікатором, тоді i_кв= 0.71 ...0,82;

- для легкових автомобілів із задніми ведучими колесами передавальне число останньої передачі знаходиться в межах i_кв= 1,0...0,82 , а для передньопривідних остання передача прискорююча i_кв = 0,73,..0,95;

–у міських та приміських автобусів i_кв =1, у міжміських – i_кв = 0,72.. .0,78.

Мінімальні передавальні числа роздавальних коробок i _рквсучасних повно–привідних вантажних автомобілів знаходяться в інтервалі від 0,917 до 1.3.

Прийнявши значення i_кв, i_ркв, визначають передавальне число головної передачі за виразом

. (6)

Передавальне число першої передачі i₁коробки передач визначається з необхідності подолання автомобілем найбільшого опору дороги

, (7)

де i_ркн – передавальне числонижчої передачі у роздавальній коробці. Для повнопривідних вантажних автомобілів i_ркн – 1,31...2.28, або приймають за прототипом.

У тих випадках, коли на автомобілі встановлюється високооборотний двигун, виникає потреба в перевірці можливості руху автомобіля з мінімальною швидкістю V_min = 1.0... 1,4 м/с

, (8)

де ω_emin – мінімальна кутова швидкість колінчастого валу двигуна, яку слід приймати в розрахунках ω_emin= 80 рад/с.

Якщо умова (23) не виконується, тоді передавальне число першої передачі визначають за умовою забезпечення можливості рухатися з мінімальною швидкістю

. (9)

Число ступенів коробки передач знаходять залежно від діапазону коробки D_K рівного відношенню передавальних чисел крайніх передач:

. (10)

Статистичні дані кількості передач залежно від діапазону D_K наведені у таблиці 4 (додаток 4).

У випадку, коли остання передача пряма, передавальні числа проміжних передач знаходять за виразом

, (11)

де j – порядковий номер проміжної передачі;

n – кількість передач.

Якщо остання передача прискорююча, то передавальні числа знаходять так

,(12)

Якщо ж остання передача прискорююча, а передостання – пряма, то

.(13)

Максимальне передавальне число трансмісії

, (14)

де i_{к max} = i_к1 – передавальне число першої передачі;

i_{дк max} – максимальне передавальне число додаткової коробки передач (для повнопривідних автомобілів i_{дк max} = 1,3…1,4). За відсутності додаткової КП i_{дк max} =1.

Необхідно перевірити його за умовою зчеплення ведучих коліс автомобіля з поверхнею дороги:

(15).

Якщо умова не виконується, то розрахунок слід повторити, зменшивши величину ψ_max та вказавши, на яких дорогах може експлуатуватися даний автомобіль.

2.4. Розрахунок і побудова динамічної характеристики автомобіля

Динамічною характеристикою автомобіля називають графічно виражену залежність динамічного чинника від швидкості руху автомобіля на різних передачах.

Динамічний фактор являє собою відношення надлишкової дотичної сили тяги до сили ваги автомобіля:

, (16)

де Р_к — дотична сила тяги автомобіля;

Р_в — сила опору повітря;

G_а — сила ваги автомобіля з вантажем.

Величина динамічного фактора залежить від характеру протікання кривої моменту двигуна, що крутить, передавального числа трансмісії, швидкості руху автомобіля і його маси.

Із метою одержання даних для побудови динамічної характеристики автомобіля проводять ряд розрахунків у наступній послідовності:

1. Задаються рядом значень частот обертання колінчастого вала — 20, 40, 60, 80 і 100, 120% від n Ne max

2. Для обраних частот обертання колінчастого вала двигуна підраховують розміри швидкостей автомобіля на кожній передачі за формулою, км/год:

. (17).

3. Визначають розмір дотичної сили тяги по передачах

H. (18)

Розмір М_кр при кожному значенні частоти обертання колінчастого вала визначають за раніше побудованою зовнішньою швидкісною характеристикою двигуна.

4. Підраховують значення сили опору повітря для швидкостей руху автомобіля, що відповідають вихідним значенням частоти обертання колінчастого вала двигуна за формулою

H. (19)

5. Визначають розмір динамічного чинника для кожної швидкості на всіх передачах за формулою:

. (20)

6. Отримані дані заносять у таблицю:

Передача	V, км/г	n, об/хв	Mkp, Н*м	P_k, H	P_в, H	D

7. За розрахунковими даними будують криві динамічного фактора для кожної передачі (рис. 3).

Рисунок 3 – Динамічна характеристика автомобіля.

8. За динамічною характеристикою автомобіля визначити:

1) максимальну швидкість руху на прямій передачі по горизонтальному асфальтованому шосе;

2) максимальний динамічний чинник на вищій і нижчих передачах;

3) розмір максимального підйому автомобіля в градусах на вищій та нижчих передачах при русі по асфальтованому шосе й сухій ґрунтовій дорозі.

2.5 Розрахунок і побудова економічної характеристики автомобіля

Паливну економічність автомобіля прийнято оцінювати витратою палива в літрах на 100 км пройденого шляху.

Якщо відома годинна витрата палива двигуна – GT кг/год і швидкість руху автомобіля V км/год, то витрата Qs палива в літрах на 100 км пробігу виражається у вигляді наступної залежності:

, (21)

де gе — питома витрата палива;

– потужність двигуна, потрібна для руху автомобіля в заданих умовах;

γт – щільність палива, для бензину γт = 0,725 кг/л.

Ефективна потужність двигуна Nе, необхідна для руху автомобіля в заданих дорожніх умовах, визначається за формулою

, (22)

де ψ — приведений коефіцієнт дорожнього опору;

G_а – сила ваги автомобіля, Н;

ηтр — К.К.Д. трансмісії;

V — швидкість руху автомобіля;

K і F — відповідно коефіцієнт обтічності й площа лобової поверхні автомобіля.

Підставляючи значення потужності двигуна в рівняння витрати палива, одержимо:

л/100 км. (23)

При виконанні роботи варто врахувати, що питома витрата палива gе є величиною перемінною, що залежить від швидкісного й навантажувального режиму роботи двигуна. Щоб урахувати цей вплив, питому витрату палива gе визначають за формулою

, (24)

— питома витрата палива при максимальній потужності двигуна за зовнішньою швидкісною характеристикою, р/л. с. ч;

і — коефіцієнти, враховуючі відповідно вплив на питому витрату палива швидкісного і навантажувального режимів роботи двигуна.

Рисунок 4а

Величина коефіцієнтів К_п і К_N може бути визначена з графіків рисунків 4, а, б, де значення коефіцієнта К_п дане у функції від відношення поточної частоти обертання колінчастого вала двигуна при даній швидкості руху до частоти обертання вала при максимальній швидкості автомобіля.

Рисунок 4б

Значення коефіцієнта К_N дано у функції від відношення потужності, що витрачається на подолання опорів із даною швидкістю до потужності двигуна при тій же частоті обертання вала за зовнішньою швидкісною характеристикою. Ця залежність наведена у вигляді двох кривих: для карбюраторних автомобільних і для дизельних двигунів.

Для уявлення про економічність автомобіля будується графік, що показує залежність витрати палива автомобіля на 100 км пробігу від швидкості руху й дорожнього опору, ця характеристика носить назву економічної характеристики автомобіля.

Звичайно, теоретична економічна характеристика будується для умов рівномірного прямолінійного руху автомобіля на різних швидкостях у різних дорожніх умовах.

Для побудови економічної характеристики автомобіля по осі абсцис відкладають у масштабі швидкості руху автомобіля зі значеннями vi = 10, 20, 30 . . .км/год. Для курсового проекту варто прийняти рух автомобіля на дорозі, що характеризується приведеним коефіцієнтом дорожнього опору руху з повним навантаженням на прямій передачі.

Розрахунок економічної характеристики слід вести в такій послідовності:

1. З урахуванням даних зовнішньої швидкісної характеристики (рис. 4) визначають швидкість руху автомобіля на прямій передачі за формулою

. (25)

2. За формулою визначають потужність двигуна, необхідну для руху автомобіля на різних швидкостях на одній із заданих доріг до повного завантаження двигуна.

3. Знаючи частоту обертання колінчастого вала двигуна для різних швидкостей руху автомобіля, визначають відношення , відповідно до яких за графіком (рис. 3, а) знаходять значення коефіцієнтів К_п.

4. За графіком зовнішньої швидкісної характеристики двигуна для прийнятих частот обертання колінчастого вала знаходять значення, ефективної потужності N_е(зовн) і відповідно до відношення N_е/N_е(зовн) – за графіком (рис.3 б) установлюють відповідно до типу двигуна значення коефіцієнта К_N.

5. За формулою підраховують питому витрату палива для різних швидкостей руху автомобіля.

6. Відповідно до отриманих значень gе і Nе для різних швидкостей руху на прямій передачі автомобіля визначають витрату палива на 100 км шляху за формулою

. (26)

7. Аналогічно робиться розрахунок витрати палива на 100 км пробігу автомобіля для інших опорів доріг з урахуванням коефіцієнтів опорів (2..3 шт).

8. На підставі одержаних розрахункових даних складається таблиця за такою формою:

Ψ_і	Vi	ni	ni/nv	Kn	Ne i	Nei/Ne(зовн)	KN	gе, г/кВт*год	Qs, л/100км

Рисунок 5 – Економічна характеристика

9. Роблять побудову економічної характеристики автомобіля для заданих дорожніх умов (рис. 5).

10. За графіком економічної характеристики автомобіля робиться аналіз його роботи: визначають найбільш економічну швидкість руху, відзначають ділянки підвищених витрат палива в зонах великих і малих швидкостей руху, встановлюють максимально можливі швидкості руху залежно від дорожніх опорів.

3 ПРОЕКТУВАННЯ ОСНОВНИХ ФУНКЦІОНАЛЬНИХ ЕЛЕМЕНТІВ АВТОМОБІЛЯ

Цей розділ проекту передбачає вибір та обґрунтування типу і конструктивної схеми основних функціональних елементів трансмісії, ходової системи й органів керування автомобіля, що проектується. Окрім того, необхідно розробити кінематичну схему кожного з функціональних елементів і виконати необхідні розрахунки їх головних параметрів.

У графічній частині проекту слід детально розробити конструкцію тих вузлів автомобіля, які вказані в завданні. Конструкція цих елементів представляється на форматі А1 як загальний вигляд із необхідною для повного розуміння кількістю проекцій та розрізів.

При виборі й обґрунтування конструкції елемента, що розробляється (вузла, механізму, системи), треба виходити з умови найповнішого задоволення спеціальних вимог, які ставляться до його конструкції, а також із порівняльної техніко–експлуатаційної оцінки та аналізу існуючих аналогічних конструкцій. При цьому треба врахувати особливості умов експлуатації й установити елементи конструкції, які забезпечують нормальний робочий процес при експлуатації автомобіля (регулювання, мащення тощо).

Після вибору та обґрунтування конструкції студент креслить і вміщує в записку кінематичну схему функціонального елемента, що розробляється. На схемі слід указати основні конструктивні й кінематичні параметри.

Визначаючи основні параметри конструкції, треба обчислити значення розрахункових навантажень, вибрати матеріал і розрахувати основні деталі на міцність.

У кінці кожного з розділів, присвячених розробленню функціональних елементів, необхідно навести перелік матеріалів, які використовують для виготовлення найважливіших деталей кожного вузла або механізму.

Трансмісія

3.1.1· Зчеплення

Насамперед необхідно вибрати та обґрунтувати конструкцію зчеплення, після чого креслять його кінематичну схему рис. 6.

Далі обчислюється середній радіус тертя R_ср, м:

^, (1)

де β = 1,75...2,5 – коефіцієнт запасу зчеплення;

М_{к max} – максимальне значення крутого моменту двигуна Н–м;

p₀ = 0,15...0,30 МПа – тиск на фрикційну накладку;

μ= 0,25...0,35 – коефіцієнт тертя фрикційних поверхонь;

z – кількість поверхонь тертя (в однодискових зчеплень z = 2, у дводискових – z = 4);

К = b/R_ср = 0,375.. .0,630 – коефіцієнт ширини фікційної накладки.

Рисунок 6. Кінематичні схеми фрикційних зчеплень: а,б – багатопружинні з периферійним розміщенням пружин (а – однодискове, б – дводискове); в – однопружинне з діафрагмовою пружиною

Із зростанням М_{к max} значення К збільшується; b = КR_ср – ширина фрикційної накладки.

Зовнішній діаметр фрикційної накладки становить:

D = 2R_ср + b .

Обчислену величину D округляють згідно з існуючими правилами та порівнюють із значеннями, наведеними в ГОСТ 1786–88 (табл. 5 додаток 4).

Якщо обчислене значення не збігається ні з одним із наведених стандартів, то вибирають найближче більше і вважають його дійсним значенням діаметра накладки D_д . За стандартом визначають і внутрішній діаметр d.

Дійсне значення середнього радіуса тертя

. (2)

Нормальна сила, яка діє на поверхні тертя,

. (3)

У випадку, коли значення р_н більше за 9,..10 кН, то для полегшення керування зчепленням доцільно збільшити кількість поверхонь тертя або запроектувати підсилювач.

Якщо силовий елемент багатопружинний, то силу пружності кожної пружини знаходять із виразу

, (4)

де і – кількість пружин.

На міцність пружини розраховують, виходячи з розрахункового зусилля, яке виникає при додатковій деформації Δ f пружини коли виключаємо зчеплення:

, (5)

де К – коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження пружин через їх неоднакову довжину та жорсткість, К = І,І...І,2.

Діаметр дроту, із якого виготовляють пружину, мм,

, (6)

де D_ср – середній діаметр пружини (вибирають із конструктивних міркувань);

– допустимі напруги кручення витків пружини, = 800 МПа.

Робоча кількість витків пружини знаходиться за виразом

, (7)

де = 3 мм для однодискового зчеплення; = 4 мм для дводискового;

G – модуль зсуву матеріалу (для сталі G = 85 ГПа);

= Р_{пр.розр}– Р_пр – збільшення сили пружності при виключенні зчеплення, Н.

Повна кількість витків пружини n_пр = n + (1,5...2,0).

Перед розрахунком пружної діафрагми спочатку креслять її розрахункову схему (рис. 7).

Потім приймають D₁/D₂ = 1,2...1,5; D₁/D_вн = 2,5...3,5;D₁/δ = 75...100. Значення D₁ можна брати рівним зовнішньому діаметрові фрикційної накладки.

Сила Р_вик, що прикладається до діафрагми при виключенні зчеплення, визначається з виразу

. (8)

Рисунок 7 – Розрахункова схема пружної діафрагми

Відношення n/δ характеризує нелінійність характеристики пружності пружини (приймають n/δ = 1,6... 2,8). Перевіряючи діафрагмову пружину на міцність, обчислюють напруги в середині основи пелюстків розрізаної частини пружини при найбільшій деформації (до плоского стану), МПа:

, (9)

; , (10)

де μ = 0,26; Е = 210 ГПа.

Знайдені значення σ мають бути σ ≤1400 МПа.

Якщо розроблення зчеплення е спеціальним завданням проекту, то додатково слід перевірити зчеплення на нагрівання, а також розрахувати на міцність маточину веденого диска та важелі виключання зчеплення.

3.1.2 Коробка передач

За результатами розрахунку передавальних чисел і вибору типу коробки передач (дво– або тривалова), визначають число зубців усіх шестерень (за винятком шестерень заднього ходу), знаходять відстань між осями валів, орієнтовні габаритні розміри коробки передач та креслять її кінематичну схему (рис. 8–13, додаток 5).

Число зубців на кожній із передач визначають за передавальними числами, знайденими при тяговому розрахунку автомобіля.

Для забезпечення паралельності валів суми чисел зубців кожної пари шестерень повинні бути рівними. Якщо модуль і кут нахилу зубців у них однакові, то

z₁+ z₂ = z₃ + z₄ = ... z_ib + z_in .

У тривалової коробки передач на всіх передачах, крім прямої, крутний момент передається через дві пари шестерень. Тому передавальне число i–ї передачі

, (1)

де z₁, z₂ – числа зубців шестерень привіда проміжного вала (z₂–на проміжному валі, z₁ – на первинному);

z_ib , z_in – числа зубців шестерень і–ї передачі (z_ib – на вторинному валі, z_in – на проміжному).

Передавальне число зубчатої пари привіда проміжного вала коробки передач вибирають з інтервалу z₂/ z₁ = 1,8...2,5; а число зубців шестерні первинного вала z₁ = І7...23. Тоді

. (2)

Задавшись z₁ й обчисливши z₂ , знаючи із тягового розрахунку u_ki, обчислюють із системи рівнянь z_ib та z_in :

^{ (3)

Аналогічно знаходять числа зубців шестерень решти передач. Для двовалової коробки передач, приймають число зубців шестерні першої передачі ведучого вала в межах z₁ = 17...23. Тоді число зубців шестерні веденого вала цієї самої передачі буде становити z₂ = u_k1z₁.

Кількість зубців кожної шестерні знаходять із умови, що при однакових модулях та кутах нахилу зубців суми зубців пар шестерень на всіх передачах однакові, звідси маємо систему рівнянь із якої знаходять число зубців шестерень:

^{ (4)

де z₁₁, z₂₁ – числа зубців шестерень першої передачі відповідно на ведучому та веденому валах; z_1i, z_2i · – числа зубців шестерень ί –ї передачі відповідно на ведучому й веденому валах.

Знайдені числа зубців округляють до цілих чисел, уникаючи кратності чисел зубців у парі шестерень, і визначають дійсні передавальні числа, (відхилення від передавальних чисел, знайдених за тяговим розрахунком, не повинне перевищувати 5%).

Нормальний модуль зубців кожної шестерні, мм,

, (5)

де М_розр – розрахунковий крутний момент на валу шестерні, що розглядається (його значення визначають, виходячи з максимального крутного моменту двигуна, вибраного коефіцієнта запасу зчеплення та передавального числа від зчеплення до вала, який розглядають), β – кут нахилу зубців шестерень (на шестернях коробок передач легкових автомобілів β – 25...35°, вантажних і автобусів – β = 20...30^о;

z – кількість зубців шестерні, що розглядається;

y – коефіцієнт форми зуба (для косозубих шестерень значення „у” вибирають із таблиці 6 (додаток 4), за приведеною кількістю зубців);

, (6)

b – ширина шестерні біля основи зуба (b = 20…25 мм для вантажних автомобілів, b = 15...25 мм для легкових автомобілів);

kσ – допустимі напруги згину біля основи зуба з урахуванням ступеня його навантаження (табл. 7 додаток 4).

Одержані значення модуля зубців округляють до найближчого за ГОСТ 9563–60 (СТ СЕВ 310–76, табл. 8 додаток 4).

Міцність зубців шестерень перевіряють за контактними напругами:

, (7)

де β– кут нахилу зубців;

Р– колове зусилля, знайдене виходячи зі значень крутного моменту, що передається валом шестерні, Н;

Е – модуль поздовжньої пружності матеріалу (для сталі Е = 210 ГПа);

– довжина лінії зачеплення;

r₀₁, r₀₂ – радіуси первинних кіл відповідних шестерень;

α = 20 ° – кут зачеплення шестерень.

Значення σ_ст мають знаходитися в межах 1500...3000 МПа для прямозубих шестерень і 1000...2500 МПа – для косозубих.

За обчисленим значенням модуля зубців, знаходять розміри шестерень привіда проміжного вала та першої передачі, відстань між осями валів і орієнтовно габаритні розміри коробки передач (приймаючи, що ширина всіх шестерень однакова, а ширина вмикаючих пристроїв наближається до ширини двох шестерень).

3.1.3 Карданна передача

Першим етапом у проектуванні карданної передачі, повинен бути вибір її схеми, кількості карданних валів та типу шарнірів, після чого необхідно накреслити її кінематичну схему (рис. 8).

Рисунок 8. Кінематична схема карданної передачі:

а – із проміжним валом; б – без проміжного вала

Для карданної передачі визначають внутрішній і зовнішній діаметри валів, виходячи з критичної частоти обертання ω_кр,

ω_кр ⁼ К_зап ω_max

де К_зап = І,2...2,0 – коефіцієнт запасу;

ω_max = (1,1...1,2)(ω_дmax/u_кmin) – максимально можлива при русі автомобіля частота обертання карданного вала;

ω_дmax – максимальна частота обертання колінчастого вала двигуна;

u_кmin – мінімально передавальне число коробки передач.

Знаючи значення ω_кр, с^–1 та вибравши величину внутрішнього діаметра вала d із ГОСТ 13758–89 (табл. 9, додаток 4), знаходять зовнішній діаметр D із виразу:

, (1)

де D, d – відповідно зовнішній та внутрішній діаметри карданного вала;

L_b – довжина карданного вала (відстань між шарнірами),мм (значення L_b визначають із компонувальної схеми автомобіля. Якщо L_b >І,6 м, слід приймати двовалову передачу).

Обчислену величину D округляють до найближчої більшої, після чого перевіряють міцність вала на кручення за виразом:

(2)

де М_розр – розрахунковий крутний момент;

(3)

де β – коефіцієнт запасу зчеплення;

М_кmax – максимальний крутний момент двигуна;

u_k1 – передавальне число першої передачі; [τ] = 100 – 300 КПа.

Кут закручування вала, град,

(4)

де G – модуль зсуву матеріалу (для сталі G = 80 ГПа);

I_р –полярний момент інерції перерізу для порожнистого вала:

. (5)

Кут закручування не повинен перевищувати 6^о на кожний метр довжини. Якщо φ > 6 ^о , то доцільно збільшити площину перерізу карданного вала або зменшити його довжину.

3.1.4 Головна передача

Спочатку вибираюить та обґрунтовують тип і конструктивні особливості головної передачі та креслять її кінематичну схему (рис. 9).

Рисунок 9 – Кінематичні схеми головних передач:

а – одинарної; б – подвійної

Потім визначають основні параметри і розміри конічної пари шестерень (кількість зубців, модуль, габаритні розміри). Кількість зубців шестерень обчислюють за передавальним числом u₀ , знайденим у тяговому розрахунку, прийнятої кінематичної схеми і мінімальною кількістю зубців ведучої шестерні (Ζ = 5...11 – менші значення – для вантажних автомобілів). Якщо головна передача подвійна, то приймають передавальне числом конічної пари

. (1)

Для пари циліндричних шестерень передавальне число знаходять із виразу

, (2)

де u₀ – передавальне число головної передачі, знайдене в тяговому розрахунку.

Задавшись значенням z₃ , знаходять кількість зубців z₄

. (3)

Модуль зубців шестерень за більшим радіусом становить

, (4)

де M_розр– розрахунковий момент на ведучій шестерні ;

β₁ = 30...45° – кут нахилу спіралі зуба ведучої шестерні;

y – коефіцієнт форми зуба відповідно до приведеної кількості зубців (табл. 7)

, (5)

де δ – половина кута при вершині первинного конуса ведучої шестерні

Для пари конічних шестерень δ становить:

, (6)

Ζ₁ ,Ζ₂ – кількість зубців відповідно ведучої та веденої шестерень;

L = 90...150 мм – довжина твірної конуса;

– довжина зуба (найчастіше );

σ – напруга згину зуба (σ = 420. ..550 МПа , менші значення при консольному кріпленні вала ведучої шестерні).

, (7)

де Р– умовне колове зусилля, що діє на середньому радіусі;

, (8)

Е– модуль поздовжньої пружності матеріалу (для сталі Е = 210 ГПа);

– довжина лінії контакту зубців;

r_1ср, r_2ср – середні радіуси первинних конусів відповідно ведучої та веденої шестерень (у площині дії колового зусилля Р),

; , (9)

r_1осн , r_2осн – радіуси основ первинних конусів відповідних шестерень; b₁, b₂ – ширина відповідних шестерень; α = 20° – кут зачеплення; r_l1, r_l2 – радіуси еквівалентних циліндричних шестерень, що відповідають ведучій і веденій шестерням),

; . (10)

Контактні напруги в зубцях не повинні перевищувати 1000 МПа.

Для гіпоїдної головної передачі кути нахилу спіралі зубців ведучої шестерні вибирають β₁ = 45...50°, веденої – β₂ = 20...25° для легкових і вантажних автомобілів особливо малої та малої вантажопідйомності і β₂ = 30...35° – для вантажних автомобілів середньої, великої та особливо великої вантажопідйомності.

Розміри шестерень одинарної головної передачі та першого ступеня подвійної головної передачі знаходять із виразів:

; , (11)

а розміри шестерень другого ступеня подвійної головної передачі:

, (12)

де D₁, D₂ – значення діаметрів первинних конусів відповідних конічних шестерень;

D₃, D₄ – діаметри первинних кіл відповідних циліндричних косозубих шестерень;

β₁, β₂ – кути нахилу спіралей відповідних конічних шестерень;

β₃, β₄ – кути нахилу зубців відповідних циліндричних косозубих шестерень.

Один із діаметрів (найчастіше D₃ або D₄) знаходять за обчисленим модулем, а інший – із наведених виразів.

3.1.5 Диференціал

Відповідно до призначення й типу автомобіля вибирають та обґрунтовують тип і конструкцію диференціала та креслять його кінематичну схему (рис. 10).

Далі визначають максимальне значення коефіцієнта розподілу моменту між ведучими колесами автомобіля:

, (1)

де u – внутрішнє передавальне число диференціала (для симетричних диференціалів u = І);

К_б – коефіцієнт блокування (К_б = 0...0.2 – для диференціалів із малим внутрішнім тертям, К_б = 0,2...0,6 – для диференціалів із підвищеним тертям, К_б = 0,6 – для самоблокувальних диференціалів).

Рисунок 10 – Кінематичні схеми диференціалів: а – конічного малого тертя; б – підвищеного тертя (кулачково–плунжерного)

3.1.6 Привід ведучих коліс

Необхідно прийняти та обґрунтувати тип і конструкцію привіда коліс, накреслити його кінематичну схему й описати особливості конструкції.

У випадку застосування навантажених півосей, знаходять напруги, що виникають при характерних режимах навантаження. При прямолінійному русі і передачі через колеса сили тяги або під час сприйняття колесами сили гальмування в півосі виникають складні напруги від згину та кручення:

, (2)

Рисунок 11– Кінематичні схеми привіда ведучих коліс: а – із навантаженою піввіссю; б – із розвантаженою піввіссю

де – згинальний момент, Н·м;

z_κ– нормальна реакція полотна дороги, Η (дорівнює силі ваги G_K, яка діє на колесо);

b – відстань від площини обертання колеса до небезпечного перерізу півосі, м (рис. 17);

φ_max = 0,8...0,9 максимальне значення коефіцієнта зчеплення колеса з поверхнею дороги;

·, Нм – крутний момент, який передає піввісь;

r_д – динамічний радіус колеса, м;

d – діаметр півосі, мм.

Від бічного навантаження на автомобіль у півосі виникають тільки напруги згину:

, (3)

де – максимальне значення коефіцієнта зчеплення колеса з дорогою при його боковому зміщенні (приймають = φ_max).

Також тільки напруги згину виникають у півосі при переїзді з великою швидкістю через поодиноку перешкоду:

, (4)

де γ_д – коефіцієнт динамічного навантаження (γ_д = І,7...2,0 – для легкових автомобілів, γ_д = 2,0...2,5 – для вантажних).

Діаметр півосі d визначають із виразів (3) – (5), прийнявши напруги згину 100...140 МПа. За розрахунковий діаметр приймають більше значення з одержаних.

Прийнятий діаметр перевіряють на закручування. Кут закручування півосі, град, становить

, (5)

де М_розр – розрахункове значення крутного моменту, що передається піввіссю, Нм,

, (6)

β – коефіцієнт запасу зчеплення;

u_к1, u₀ – передавальні числа першої передачі коробки передач та головної передачі;

К_м – коефіцієнт розподілу моменту за ведучими колесами;

l – довжина півосі (відстань від фланця до половини довжини шліців), м; G – модуль зсуву матеріалу (для сталі G = 35 МПа);

– полярний момент інерції, м^ч;

d – діаметр півосі, м.

Кут закручування не повинен перевищувати 9° на І м довжини.

Діаметр розвантаженої півосі визначають з умов її міцності при крученні:

, (7)

де [τ] = 500...700 МПа – допустима напруга кручення.

Потім його перевіряють на кут закручування за виразом (6). Допустимий кут такий само, як і для навантаженої півосі.

Для розвантаженої півосі необхідно вказати, завдяки яким особливостям конструкції забезпечується розвантаження її від дії згинальних моментів.

При проектуванні можуть також застосуватися колісні передачі, які дозволяють зменшити габаритні розміри та масу головної передачі, діаметр півосей і підвищити прохідність автомобіля . Кінематичні схеми найбільш розповсюджених колісних передач показано на рисунку 12.

Кількість зубців центральної шестерні колісного редуктора повинна бути z_по ≥ 12, а коронної шестерні – з умови співвісності визначається за виразом:

, (8)

де u_р – передавальне число колісної передачі.

а) б)

в) г)

Рисунок 12 – Кінематичні схеми колісних передач: а – одинарної з зовнішнім зачепленням зубців; б – одинарної з внутрішнім зачепленням зубців; в – із нерухомим водилом; г – планетарної

Значення Ζ_к округляють до цілого так, щоб кількість зубців була кратною кількості сателітів.

Міжосьова відстань становить

, (9)

де k_а = 4950 – коефіцієнт;

Ω = 1,1...1,2 – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження;

k_н – 1,05. ..0,08 – коефіцієнт концентрації навантаження;

М_по – крутний момент на півосі;

ψ_а – коефіцієнт ширини (при U_p ≤ 6,3 ψ_а = 0,5; при U_p>6,3 ψ_а = 0,4);

[σ]= 1000 МПа_– допустима напруга.

Отримане значення міжосьової відстані округляють до найближчого зі стандартного ряду (40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315).

Ширина вінця сателіта

b_c = (1,04...1,05)b₂ ,

де b₂ = ψ_а · a_w .

Ширина центральної шестерні

b_по= (1,04...1,05)b_c .

Діаметр первинного кола центральної шестерні

. (10)

Модуль шестерень колісної передачі

. (11)

Обчислений модуль округляють до найближчого стандартного (табл. 11).

Ходова система

3.2.1. Остов автомобіля

Остовом автомобіля може бути рама або несучий кузов. У проекті необхідно обґрунтувати вибрану конструкцію остова відповідно до призначення, умов експлуатації і типу автомобіля, а також навести схему рами або кузова.

3.2.2. Мости автомобіля

При проектуванні необхідно вибрати й обґрунтувати кількість мостів, їх тип, функції та описати особливості конструкції кожного моста.

Конструкцію балок мостів вибирають відповідно до типу коліс (керовані, підтримуючі, ведучі) і способу передачі сил від коліс до остова автомобіля. Тип та конструкцію балки (суцільна, рознімна, складена, комбінована) вибирають, виходячи з типу, призначення автомобіля й умов його експлуатації (типу підвіски), після чого у пояснювальній записці наводять схему балки моста.

3.2.3 Підвіска

При проектуванні необхідно вибрати та обґрунтувати конструкцію кожного з її функціональних елементів – напрямного пристрою, пружного елемента, гасильного пристрою, стабілізатора (за необхідністю).

Кінематичну схему вибраного направляючого пристрою разом зі схемою рами або основи несучого кузова креслять у пояснювальній записці.

Якщо напрямним пристроєм вибрана поздовжня напівеліптична ресора, тоді слід пояснити, яка частина ресори виконує функції напрямного пристрою та описати конструкцію елементів, що забезпечують передачу через ресору сили тяги або гальмової сили і навести схему ресори.

Із метою наближення конструкції підвіски із пружним елементом, жорсткість якого стала до ідеальної (зі змінною жорсткістю), слід передбачити пристрої, що забезпечують змінну жорсткість підвіски (подвійні або потрійні пружні елементи, додаткові гумові пружні елементи й ін.).

Після вибору напрямного пристрою і пружного елемента необхідно побудувати характеристику пружних властивостей підвіски (рис. 19).

Проектуючи, приймають Z_дин = (2···3) Z_cт для автомобілів, що експлуатуються в основному на дорогах із штучним покриттям; Z_дин = (3···4) Z_cт – для автомобілів, які експлуатуються в основному на ґрунтових дорогах та в умовах бездоріжжя; f_дин = (0,7...0,9)f_ст – для легкових автомобілів, f_дин = (0,7...0,9) f_ст – для автобусів; f_дин = (0,7...0,9) f_ст – для вантажних автомобілів.

Статичний прогин визначають із виразу

, (1)

приймаючи ν = 0,8...1,2 Гц для легкових автомобілів; ν = 1,2...1,9 Гц для вантажних автомобілів і міських автобусів; ν = 0,7...І,35 Гц для міжміських автобусів.

а) б)

Рисунок 13 – Характеристики пружних властивостей підвісок зі сталевим пружним елементом: а – з одинарним пружним елементом та гумовим буфером–обмежувачем; б – із подвійним пружним елементом: Z₀ – навантаження на підвіску при порожньому автомобілі, Н; Z_ст, Z_дин – відповідно статичні та динамічні навантаження, Н; f_ст.еф – ефективний прогин, м; f_ст, f_дин – статичний та динамічний прогин; f ^/ – одночасний прогин сталевого і гумового елементів.

Обчислені значення f_ст повинні відповідати аналогічним значенням для сучасних підвісок: f_ст = 0,15...0,2 м у легкових автомобілів, f_ст = 0,12...0,18 м у автобусів, f_ст = 0,08...0,12 м у вантажних автомобілів.

У випадку, коли статичний прогин перевищує значення, характерні для сучасних автомобілів, його приймають за ефективний прогин f_ст.еф. Тоді, будуючи характеристику пружних властивостей підвіски, частину ефективного прогину рівну значенню прогину у сучасних автомобілів, відкладають за віссю абсцис праворуч від нуля, а решту ліворуч на рисунку 13,а. Отриману в цьому випадку характеристику пружних властивостей підвіски показано на рисунку 13, а штриховою лінією.

Для підвіски з додатковим гумовим пружним елементом слід урахувати, що деформація гумового пружного елемента не перевищує половини його висоти. При визначенні координат точок характеристики підвіски з подвійним пружним елементом необхідно враховувати, що додатковий елемент повинен уступати в роботу при навантаженні Z₀ = (0,6...0,7) Z_ст.

Характеристики пружних властивостей підвісок будують для передніх та задніх коліс.

Послідовність розрахунку мостової півеліптичної ресори

Спочатку вибирають довжину ресори L_р , орієнтовно приймаючи L_р = ( 0,4.. .0,55)L для задніх ресор легкових автомобілів, L_р = ( 0,26.. .0,35)L для передніх і L_р = (0,35.. .0,45)L для задніх ресор вантажних автомобілів, де L – база автомобіля.

Потім із конструктивних міркувань установлюють коефіцієнти асиметрії ресори:

, , (2)

де l₁, l₂ – розміри відповідно короткого й довгого кінців ресори l₁+ l₂ = L_р.

Ширину b та товщину h листа ресори знаходять, виходячи з того, що для несиметричної ресори

, (3)

для симетричної (при )

, (4)

де δ – коефіцієнт форми кінців листів ресори (δ = 1,25... 1,35 у ресор вантажних та δ = 1,35...1,40 у ресор легкових автомобілів); Е– модуль поздовжньої пружності (для сталі Е = 210 ГПа); I_∑ – сумарний момент інерції поперечного перерізу.

Сумарний момент інерції поперечного перерізу становить

, (5)

де b, h – відповідно ширина й товщина листа; n_л – кількість листів у ресорі, прийнявши n_л = 6 ...14, b/h = 6 ...10.

Остаточно розміри листа ресори (h та b ) приймають за ОН 8027–86 (табл. 10, додаток 4).

Рисунок 14 – Розрахункова схема листової ресори

Довжину верхнього (корінного) листа ресори приймають рівною L_p . Відстань між стрем'янками l_стр кріплення ресор вибирають конструктивно. Довжина решти листів визначається графоаналітичним методом. Для цього необхідно накреслити ресору в масштабі 1:5 або І:10 (рис. 14). Вона повинна мати форму балки рівного опору.

Послідовність розрахунку циліндричної пружини

Діаметр дроту пружини знаходять із виразу

, (6)

де Р_пр – стискуюче зусилля, Н (Р_пр = Z_дин);

[τ] = 1000 МПа – допустимі напруги кручення.

D_ср – середній діаметр пружини , м (вибирають конструктивно).

Тоді число робочих витків пружини становить:

, (7)

де f = f_дин + f_ст ,

G – модуль зсуву (для сталі G= 85 ГПа).

Повне число витків пружини n_п = n_р +(1,5...2,0).

Послідовність розрахунку торсіона

Діаметр круглого торсіона знаходять із виразу, м,

, (8)

де M_кр = Z_дин · h_в – момент, який закручує торсіон, Нм;

Z_дин – динамічне навантаження підвіски Н;

h_в – довжина важеля торсіона, м;

[τ]= 1000...1050 МПа – допустимі напруги кручення торсіона.

Кут закручування торсіона, град,

, (9)

де l – робоча довжина торсіона, м (вибирають із конструктивних міркувань);

– полярний момент інерції перерізу торсіона, м⁴.

Кут закручування не повинен перевищувати 15° на 1 м довжини.

Діаметр d_ш шліцьових кінців становить

d_ш = (І,2... 1,3)d,

діаметри шліцьових кінців торсіона приймають різними, тобто d_ш1 ≠ d_ш2.

Для пластинчастого торсіона напругу визначають із виразу

, (10)

де h, b – довжини відповідно більшої і меншої сторін перерізу торсіона;

n_л – кількість листів (пластин) у торсіоні.

Обчислені значення напружень не повинні перевищувати 900 МПа.

Основні параметри і приєднувальні розміри амортизатора вибирають за ГОСТ 11728–73.

3.2.4. Колеса

Параметри коліс (тип і розміри обода, диска та шини) вибирають залежно від умов експлуатації автомобіля. Необхідно вказати особливості їх конструкції, які забезпечують щільність та надійність посадки шини й дозволяють змонтувати та розмонтувати колесо.

Параметри вибраних шин указують у пояснювальній записці.

Рульове керування

Конструкція вибраного типу рульового керування повинна відповідати вимогам, які ставляться до неї для найбільш поширених умов експлуатації.

Для рульового керування визначають кінематичне u_ω та силове u_p передавальні числа:

; , (1)

де α_р.к, α_к.к – кути повороту відповідно рульового й керованого коліс,

α_р.к = 540...1080°, α_к.к = 35. ..40°;

u_ωм і u_ωп ,u_р.м. і u_р.п – кінематичне і силове передавальні числа відповідно рульового механізму і рульового привода;

– сумарний момент опору повороту керованих коліс;

G– вага, що припадає на керовані колеса, Н;

f – коефіцієнт опору коченню;

φ = 0,6...0,8 – коефіцієнт зчеплення шини з полотном дороги;

r_ковз = (0,12...0,15) r_к – радіус ковзання шини, м;

r_к – радіус кочення колеса, м (r_к ≈ r_ст ≈ r_д);

R = 0,2...0,25 м – радіус рульового колеса, м;

M_р,_к = Р_р _к ·R – момент, який прикладається до рульового колеса, Нм;

Ρ_Р.к – зусилля, яке водій прикладає до рульового колеса, Η (Р_р.к ≤ 400 Н).

С – радіус повороту (радіус обкочування) керованого колеса, (довжина перепендикуляра, опущеного з центра п’ятна контакту шини з полотном дороги на подовження осі шворня).

В існуючих автомобілів u_р = 100...300.

3.3.1. Рульовий механізм

У проекті необхідно вибрати та обґрунтувати конструкцію рульового механізму і накреслити його кінематичну схему.

Кінематичне передавальне число рульового механізму становить:

, (2)

де u_м – кінематичне передавальне число рульового керування, вираз (1);

u_ωп – кінематичне передавальне число рульового привода.

Необхідне зусилля на рульовому колесі

, (3)

де η_р.м – 0,6...0,7 – ККД рульового механізму (прямий);

η_р.п = 0,85...0,95 – ККД рульового привіда.

Якщо Р_р.к > 400 Н, то потрібен підсилювач. За конструкцією рульового механізму необхідно описати види регулювань механізму і вказати, чим вони забезпечуються, та описати особливості мащення деталей рульового механізму.

3.3.2. Рульовий привід

Значення кутів повороту керованих коліс автомобіля (без урахування кутів бокового уводу шин) знаходяться із залежності:

, (4)

де α_з, α_вн – кути повороту відповідно зовнішнього і внутрішнього коліс;

Μ – відстань між осями повороту керованих коліс (між осями шворнів);

L – база автомобіля.

Основні розміри рульової трапеції M, m, n визначаються за схемою на рисунку 15.

Рисунок 15 – Схема до визначення геометричних розмірів трапеції

Для визначення величини М задаються довжиною поворотної цапфи (із конструктивних міркувань). При тороїдних