- •1 Тягово-динамический расчет автомобиля
- •1.1 Внешняя скоростная характеристика автомобиля
- •1.1.1 Мощность, развиваемая двигателем при движении с максимальной скоростью
- •1.1.2 Построение внешней скоростной характеристики
- •1.2 Тяговая характеристика автомобиля
- •1.2.1 Передаточные отношения трансмиссии
- •1.2.2 Передаточные отношения остальных передач
- •1.2.3 Сила тяги на колесах
- •2.2.4 Силы сопротивления движению
- •1.3 Динамическая фактор
- •График времени разгона автомобиля
- •2.10 Расчет промежуточной шестерни заднего хода
- •3 Проверочный расчёт на прочность зубчатых передач
- •3.1 Расчётные предельные относительные силы тяги
- •3.2 Пробег и эквивалентное число циклов
- •3.3 Определение допускаемых напряжений
- •3.3.1 Допускаемые контактные напряжения
- •3.3.2 Допускаемые напряжения изгиба зубьев
- •3.4 Проверочный расчёт на контактную выносливость
- •3.5 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе
- •4 Расчёт на прочность вторичного вала
- •4.1 Исходные данные
- •Для опасного сечения с коэффициент запаса прочности определяется по формуле
- •- Коэффициент запаса по напряжениям изгиба;
- •5 Выбор подшипников качения
- •5.1 Выбор подшипников по динамической грузоподъёмности
- •5.1.1 Эквивалентная динамическая нагрузка
- •5.2 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности
- •6. Расчет синхронизаторов
- •6.1 Приведенные моменты инерции
- •Содержание.
- •5.Выбор подшипников качения……………………………………………………………..44
- •Реферат
- •Коробка передач
- •По дисциплине «Конструирование и расчет автомобилей и тракторов»
- •Чуфистов е.А.
1.2.2 Передаточные отношения остальных передач
Предварительно значения остальных передаточных отношений назначаем из условия работы двигателя в одинаковом диапазоне частот вращения независимо от того, какая передача включена и отсутствия перекрытия передач. В этом случае передаточные отношения подчиняются закону геометрической прогрессии со знаменателем
,
где n- число передач в коробке;
Принимаем общее число передаточных отношений в коробке передач равным пяти.
=1,474.
Получаем:
U5 =0,78
U4 = 1,149
U3 = 1,694
U2 = 2,497
U1 = 3,679
Для уменьшения работы сил трения в синхронизаторах при включении высших передач и времени их включения отношение передаточных отношений соседних низших передач увеличим, а соседних высших передач уменьшим.
U1=3,98; U2=2,2 U3=1,4 U4=0,97;U5=0,78;
1.2.3 Сила тяги на колесах
Силу тяги на ведущих колесах можно определить по формуле
,
где – передаточное отношение коробки передач.
Для построения тяговой характеристики для различных значений nei рассчитывают силу тяги, а по формуле
,
скорость движения автомобиля.
2.2.4 Силы сопротивления движению
Силу сопротивления движению определяют по формуле
,
где - силы сопротивления шина - дорога;
- силы сопротивления воздуха. (См. Раздел 2.1.1). Результаты расчетов сил помещены в таблицу 2 и на рисунке 2, представленном в графической части.
Таблица 2
1.3 Динамическая фактор
Динамическая характеристика представляет зависимость динамического фактора D от скорости движения автомобиля.
D.
Значения Fki и Fwi выбираются из таблицы 2.
Результаты расчетов приведены в таблице 3 и на рисунке в графической части.
Таблица 3
-
График времени разгона автомобиля
Время разгона определяется интегральной зависимостью ,
где - ускорение автомобиля, ,
где δ=1,05+0,05∙Ui2-коэффициент, учитывающий все вращающиеся массы;
Для практических расчетов заменяем бесконечную интегральную сумму конечной
,
где, k-число переключений;
tc=0,5с-время включения.
Результаты расчетов приведены в таблице 4 и на рисунках, представленных в графической части.
Таблица 4
Таблица 5
1.5 График пути разгона
Путь разгона определяем по зависимости
.
Для практических расчетов заменяем ее формулой
.
Результаты расчетов приведены на рисунке в графической части.
Таблица
2.Расчёт основных параметров коробки передач
2.1 Межосевое расстояние
,
где для грузовых атомобилей=8,6...9,6;
.
Принимаем аw =81 мм.
2.2 Ширина зубчатого венца
,
где =0,19...0,23;
;
Принимаем =18 мм.
2.3 Нормальный модуль зацепления
=2,5...3,0 мм;
Принимаем: = 3,0; = 3,0; = 2,75; = 2,5; = 2,5.
2.4 Угол наклона зубьев
Принимаем: ;; ;;
2.5 Суммарное число зубьев
Принимаем: z= 46; z=46; z=51; z=66 ;z=58.
2.6 Начальные параметры передачи
Принимаем число зубьев шестерни первой передачи таким, чтобы не было подрезания ножки зуба. Для косозубой передачи .
Принимаем =14;
=2.886
Передаточное число сведущего на промежуточный
Для остальных передач
2.7 Суммарный коэффициент смещения первой передачи
;
,
где коэффициенты смещения шестерни и колеса.
2.8 Суммарный коэффициент смещения второй передачи
2.9 Корректировка параметров передач
Диаметры делительных окружностей:
,
.
Диаметры впадин зубьев:
,
.
Диаметры вершин зубьев
,
,
где =0,25
Результаты расчётов приведены в таблице 9.
Таблица 9
Переда-ча |
,мм |
,мм |
,мм |
,мм |
,мм |
,мм |
||
I |
12 |
40 |
37,4147 |
43,4147 |
29,9147 |
136,053 |
142,053 |
128,5535 |
II |
16 |
36 |
52,5661 |
58,5661 |
45,0661 |
119,0468 |
125,0486 |
111,5468 |
III |
25 |
33 |
76,522 |
81,7289 |
69,3539 |
99,478 |
106,122 |
93,7472 |
V |
35 |
30 |
95,1431 |
100,1431 |
88,8931 |
81,5526 |
86,551 |
75,3012 |