- •Мета і задачі курсового проекту.
- •Тематика і завдання курсового проекту.
- •2.1 Тематика курсового проекту.
- •Загальні методичні вказівки до виконання курсового проекту
- •3.1. Вимоги до оформлення графічної частини.
- •3.2. Вимоги до оформлення пояснювальної записки
- •4. Аналіз найближчих аналогів, обгрунтування параметрів та розробка компонувальної схеми автомобіля
- •4.1. Визначення параметрів маси автомобіля.
- •4.1.1 Уточнення колісної формули.
- •4.2. Вибір шин автомобіля.
- •Тяговий розрахунок і визначення тягово-швидкісних властивостей автомобіля.
- •5.1 Визначення максимальної потужності двигуна.
- •5.2. Побудова зовнішньої швидкісної характеристики двигуна.
- •5.3. Визначення передаточних чисел трансмісії.
- •5.4. Побудова динамічної характеристики.
- •Проектування вузлів та механізмів трансмісії, ходової частини, органів керування.
- •6.1 Розрахунок елементів трансмісії.
- •6.1.1 Обґрунтування та вибір конструкції зчеплення.
- •6.1.2 Розрахунок коробки передач.
- •6.1.3. Розрахунок карданної передачі.
- •6.1.4 Розрахунок головної передачі.
- •6.1.5. Розрахунок диференціала.
- •6.1.6. Розрахунок привода ведучих коліс.
- •6.2. Розрахунок елементів ходової системи.
- •6.2.1. Описання конструкції мостів автомобіля.
- •6.2.2. Розрахунок підвіски автомобіля.
- •6.3. Розрахунок органів керування автомобілем.
- •6.3.1. Розрахунок гальмівного механізму.
6.1.5. Розрахунок диференціала.
На основі цільового призначення і умов експлуатації автомобіля, що проектується, необхідно здійснити вибір та обґрунтування типу і конструкції диференціала та накреслити його кінематичну схему .
Визначення максимального значення коефіцієнта розподілу крутного моменту між ведучими колесами автомобіля здійснюються за виразом:
де - внутрішнє передаточне число диференціала;
- коефіцієнт блокування.
В залежності від типу і конструкції диференціала:
- для диференціалів з малим внутрішнім тертям;
- для диференціалів підвищеного тертя;
- для самоблокованих диференціалів.
Більшу частину пробігу автомобіля зубчасті колеса диференціалів знаходяться відносно корпуса в нерухомому стані або мають малі переміщення, викликані різними значеннями кінематичних радіусів коліс. З причини майже повної відсутності циклічного характеру зміни напруг в зубчастих колесах диференціалу під дією тривалих робочих навантажень їх розрахунок проводиться тільки на статичну міцність.
Середній модуль зубчастих коліс диференціала в середньому перерізі визначається з виразу:
(6.23)
де - g–кількість сателітів ( g=2– для легкових автомобілів; g=4– для вантажних автомобілів і автобусів);
Ζ1 – кількість зубців сателіта (Ζ1=10…14);
К- динамічний коефіцієнт (К=1,2…1,16);
- максимальний крутний момент двигуна;
- коефіцієнт запасу зчеплення;
- передаточні числа відповідно першої передачі коробки передач, головної передачі, роздаточної коробки;
- коефіцієнт блокування диференціала;
- коефіцієнт форми зубців (визначається за еквівалентним числом зубців Ζпр=Ζ1/cosза табл.6.2 при cos=1 – для прямозубих коліс);
=коефіцієнт навантаження =1,8…3,2);
- коефіцієнт ширини (=4,2…6);
=700…900МПа – допустима напруга згину зубців сателітів.
Шипи хрестовин диференціалу розраховують на зім’яття та зріз.
Діаметр шипа хрестовини визначається із виразу:
d,
де - коефіцієнт запасу зчеплення;
M - максимальний крутний момент двигуна;
- передаточні числа відповідно коробки передач (перша передача); головної передачі, роздаточної коробки;
- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між сателітами;
g-кількість сателітів;
r- відстань від центра хрестовини до середини сателіта (r=0,02…0,05м для легкових і r=0,04…0,08м – для вантажних автомобілів);
- припустима напруга зім’яття МПа - для легкових;МПа – для вантажних автомобілів).
Одержане значення dш округлюється в бік збільшення до стандартизованої величини: 10,12,14,15,16,18,20,22,24,25,26,28,30,32,34,35,36,38,40.
Розрахунок плунжерів і кулачкових шайб здійснюється на зминання в контакті з кулачками для випадку прямолінійного руху автомобіля:
ГПа
де N1 і N2 – результуючі сили, які діють на плунжери з боку зовнішньої кулачкової обійми і внутрішньої шайби, віднесені до одного плунжера;
Е – модуль пружності першого роду;
l – довжина контактуміж плунжерами і обіймами;
- відповідно радіуси кривизни плунжера і кулачка, що дотикається до нього.
Значення Ν1(2), l,обчислюються з урахуванням крутного момента, який передається диференціалом, і компоновочних розмірів диференціала.
Знак плюс в останній формулі відповідає випадку, коли центри кіл деталей, що дотикаються, розташовані з різних боків від точки дотику.
При розрахунку по максимальному моменту зчеплення коліс з грунтом слід мати на увазі, що такі високі значення мають місце нетривалий час.