НА ТЕМУ: « ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ ЛиАЗ-5256 С КОНСТРУКТИВНОЙ РАЗРАБОТКОЙ КОРОБКИ ПЕРЕМЕНЫ ПЕРЕДАЧ (КПП) »

Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

НА ТЕМУ: « ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ ЛиАЗ-5256 С КОНСТРУКТИВНОЙ РАЗРАБОТКОЙ КОРОБКИ ПЕРЕМЕНЫ ПЕРЕДАЧ (КПП) »

Исполнитель:

студент группы АТ -301п Кисарин М.Н.

№ зач. книжки 5102173

Проверил:

доцент кафедры ЭТ,

канд. техн. наук Лялин В.П.

Екатеринбург 2018

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ. 3

1 Тяговый расчет ЛиАЗ 5256. 4

1.1 Внешняя скоростная характеристика автомобиля ЛиАЗ 5256. 4

1.2 Тяговая характеристика автомобиля ЛиАЗ 5256. 6

2 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ ЛИАЗ 5256. 10

2.1.1 Определение основных параметров фрикционных муфт сцепления. 11

2.1.2 Расчет муфты сцепления на износ. 12

2.1.3 Проверка муфты сцепления на нагрев. 13

3 КОНСТРУКТИВНАЯ РАЗРАБОТКА КОРОБКИ ПЕРЕМЕНЫ ПЕРЕДАЧ ЛИАЗ 5256. 14

3.1 Расчет зубьев. 14

3.1.1 Расчѐт зубчатой пары постоянного зацепления. 14

3.1.2 Расчѐт на контактную выносливость активных поверхностей зубьев 14

3.1.3 Расчѐт зубьев колес на выносливость при изгибе. 17

3.1.4 Расчѐт на прочность. 19

3.2 Расчет валов. 20

3.2.1 Расчёт валов на статическую прочность. 20

3.3 Расчет подшипников. 22

4 РАСЧЕТ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ АВТОМОБИЛЯ ЛИАЗ 5256. 23

4.1 Расчет карданных валов на прочность. 23

4.2 Расчет жестких карданных шарниров. 24

5 РАСЧЕТ ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧИ АВТОМОБИЛЯ ЛИАЗ 5256. 26

5.1 Расчеты на работоспособность. 26

ЗАКЛЮЧЕНИЕ. 27

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ.. 28

ПРИЛОЖЕНИЕ А – СПЕЦИФИКАФИЯ КПП ЛиАЗ 5256. 29

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

ВВЕДЕНИЕ

Целью курсового проекта дисциплины «Основы конструирования и расчета автомобилей» является закрепление знаний, полученных при изучении специальных дисциплин, создание общеинженерной базовой отраслевой подготовки студентов, обеспечивающей формирование умений и навыков практического решения конкретных конструкторских задач в области проектирования автомобилей.

Задачи

Провести расчеты :

· тяговый расчет

· расчет сцепления- ЛиАЗ 5256

· конструктивная разработка коробки перемены передач – ЛиАЗ 5256

· расчет карданной передачи – ЛиАЗ 5256

· расчет главной передачи– ЛиАЗ 5256

Описание модели ЛиАЗ 5256

Выпускается Ликинским автобусным заводом с 1988 г.

Модель двигателя КамАЗ-7408.10 (7 комплектация)
Тип У-образный, дизельный,4-х тактный, восьмицилиндровый
Расположение заднее продольное
Гарантийная мощность при частоте вращения коленчатого вала 2200 мин-1, кВт (л.с.) 144 (195)
Максимальный крутящий момент (при частоте вращения коленвала 1400-1500 мин-1),Н.и (кгс.м) 100 (70)
Рабочий объем, л 10,85
Степень сжатия 17
Топливо летом: дизельное марки Л-40 или Л-62;
зимой: дизельное марки ДЗ или 3;
3 минус 45°С: дизельное

Рисунок 1. Автобус ЛиАЗ 5256

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

Тяговый расчет ЛиАЗ 5256

Решение

При движение автомобиля на I передаче . К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

ʋ_а_{1 800}= 0.377 × =0.377 ×

= u₁× u₀ = 3.667 × 4.1 = 15.03

P_{T 800}= =

ʋ_{а1 1200 об}= 0.377 ×

P_T₁₂₀₀= =

ʋ_{а1 1600 об}= 0.377 ×

P_T₁₆₀₀= =

ʋ_{а1 2000 об}= 0.377 ×

P_T₂₀₀₀= =

ʋ_{а1 2400 об}= 0.377 ×

P_T₂₄₀₀= =

ʋ_{а1 2800 об}= 0.377 ×

P_T₂₈₀₀= =

ʋ_{а1 3200 об}= 0.377 ×

P_T₃₂₀₀= =

ʋ_{а1 3600 об}= 0.377 ×

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

P_{T 3600}= =

При движение автомобиля на II передаче .

ʋ_а_{2 800}= 0.377 × =0.377 ×

= u₂× u₀ = 2.1 × 4.1 = 8.61

P_{T 800}= =

ʋ_а_{2 1200}= 0.377 ×

P_{T 1200}=

ʋ_а_{2 1600}= 0.377 ×

P_{T 1600} =

ʋ_а_{2 2000}= 0.377 ×

P_{T 2000}=

ʋ_а_{2 2400}= 0.377 ×

P_{T 2400}=

ʋ_а_{2 2800}= 0.377 ×

P_T₂₈₀₀=

ʋ_{а2 3200}= 0.377 ×

P_T₃₂₀₀=

ʋ_{а2 3600}= 0.377 ×

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

P_T₃₆₀₀=

Кначалу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

При движение автомобиля на III передаче .

ʋ_а_{3 800}= 0.377 × =0.377 ×

= u₃× u₀ = 1.361 × 4.1 = 5.5801

P_{T 800}= =

ʋ_а_{3 1200} =0.377 ×

P_{T 1200}=

ʋ_а_{3 1600} =0.377 ×

P_{T 1600}=

ʋ_а_{3 2000} =0.377 ×

P_{T 2000}=

ʋ_а_{3 2400} =0.377 ×

P_{T 2400}=

ʋ_а_{3 2800} =0.377 ×

P_{T 2800}=

ʋ_а_{3 3200} =0.377 ×

P_{T 3200}=

ʋ_а_{3 3600} =0.377 ×

P_T₃₆₀₀=

Таблица 2 - Тяговая сила P_T на ведущих колесах и скорость движения автомобиля

	Скорость, ʋ_акм/ч				Тяговая сила P_T_,H
	Передача				Передача
n_e об/мин	1	2	3	4	1	2	3	4
800	6.31	11.03	17.03	23.17	4697	2690	1744	1281
1200	9.48	16.55	25.53	34.75	4872	2791	1809	1329
1600	12.63	22	34	46.34	5004	2867	1858	1365
2000	15.8	27.58	42.56	58	5135	2942	1907	1401
2400	18.95	31.1	51.07	69.5	5179	2967	1923	1413
2800	22.11	38.6	59.59	81	5179	2967	1923	1413
3200	25.27	44.12	68	92.68	5135	2942	1907	1401
3600	28.43	49.64	76.61	104.27	4389	2516	1630	1197

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

На основании полученных данных строим график тяговой характеристики автомобиля ЛиАЗ 5256.

График

Рисунок 3. Тяговая сила ЛиАЗ 5256

Расчет зубьев

3.1.1 Расчѐт зубчатой пары постоянного зацепления

Исходные данные:

Передаточные числа	КПП КамАЗ-141
первая передача	5,62
вторая передача	2,89
третья передача	1,64

четвертая передача	1,00
пятая передача	0,724
задний ход	5,30
главная передача	5,44

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удал

ать!

- макс. крутящий момент,

- частота вращения двигателя при макс. моменте

= 16400 кг = 160884 Н – вес автомобиля

r _к =0,95 м - радиус колеса

параметры зубчатой пары: модуль m = 4,5 , число зубьев z₁= 25 , число зубьев z₂= 38 , средний делительный диаметр шестерни первичного вала d1 = 156,1 мм, делительный диаметр колеса на промежуточном валу d2 = 171мм, угол наклона зубьев β = 22 град ширина венца b_w₁ = 42 мм, b_w₂ = 41 мм. Относительная продолжительность работы на передаче αHI=0,01; αHII=0,03; αH3=0,14; αH4=0,82 степень точности по нормам плавности работы n_ст.т = 6, материал – сталь 18Х2НЧВА твердость поверхностей зубьев шестерни HRC 58-63 .

3.1.2 Расчѐт на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

1.Определяем расчѐтный крутящий момент на промежуточном валу:

2. Находим расчѐтную окружную силу Рt₁:

где d₁ – средний делительный диаметр шестерни, м.

3. Вычисляем расчѐтную частоту вращения вала:

где n1 - частота вращения первичного вала коробки передач, об/мин.

Принимаем n₁ = n_двМ, где n_двМ - частота вращения двигателя при максимальном моменте, об/мин.

4. Определяем параметр контактного напряжения на 1-й ступени:

чалу первой строчки рамка, полностью строчку не удалать!

где Рt1 - окружная сила;

d1 - средний делительный диаметр шестерни, мм;

ZH - коэффициент контактного напряжения;

Zε - коэффициент, учитывающий степень перекрытия зубчатых колѐс;

KHα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

KHβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

KHV1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Коэффициент ZН определяется по следующей зависимости:

где βb - угол наклона зуба на основном цилиндре, град:

Коэффициент Zε :

- для цилиндрических передач с косозубыми колѐсами Zε=0,796

Коэффициент K_Hα:

- для прямозубых и косозубых цилиндрических передач K_Hα = 1,04 .

Коэффициент K_Hβ:

- для прямозубых и косозубых цилиндрических передач K_Hβ = 1,12

Коэффициент K_HV1:

-для цилиндрических передач K_HV1= 1,04

Следовательно, контактная усталость зубчатых колес обеспечена.

5. Определяем предельный параметр контактной выносливости при базовом числе циклов:

где П_Нlim0 – предел контактной выносливости при стендовых испытаниях колес с заданными размерами, термообработкой и шероховатостью поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов N_HO = 1,2∙108 МПа;

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость активной поверхности зубьев более грубого зубчатого колеса в зацеплении, Z_R=1 – класс шероховатости 6.

6. Вычисляем меру накапливаемой усталости за 1 км пробега автомобиля для шестерни и колеса:

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

где u(_1k)i ,u_(2k)i – передаточные числа соответственно от шестерни и колеса до ведущих колес на i-ой передаче; m_H – показатель кривой контактной усталости; a₁, a₂ – числа циклов, соответствующие одному обороту соответственно шестерни и колеса: для зубчатых колес с одним зацеплением а=1; α_Hi – относительная продолжительность работы на передаче; N_S – суммарное число оборотов ведущего колеса автомобиля за 1 км пробега:

K_nHi – коэффициент пробега на i-й передаче.

Удельная тяговая сила на ведущих колесах:

откуда K_nH1 = 0,25

7. Вычисляем расчетное контактное напряжение:

=275 = 1123,8 МПа

где П_Н – наибольшее значение параметра при работе зубчатой пары на нескольких ступенях, МПа.

8. Определяем эквивалентное число циклов изменения напряжений:

где L_o – планируемый пробег до капитального ремонта (L_o = 165000 км).

9. Находим коэффициент долговечности:

= =60

= =52

10. Вычисляем допускаемые контактные напряжения:

= =9761> 0,8σ_lim = 0,8∙3800 =3040 МПа

= =9081> 0,8σ_lim = 0,8∙3800 =3040 МПа

Принимаем σ_HP1 = σ_HP2 = 3040

11. Проверка условий контактной выносливости:

σ_н < σ_нр

σ_н = 1182 МПа < 3040 МПа = σ_нр. К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

Вывод: условие выносливости по контактным напряжениям выполнено.

3.1.3 Расчѐт зубьев колес на выносливость при изгибе

Проверочный расчет выполняют для предотвращения усталостного излома зубьев.

Условие выносливости при изгибе:

σ_F ≤ σ_FP

где σ_F , σ_FP – соответственно расчетное и допускаемое напряжения изгиба, МПа.

1. Вычисляем расчѐтные напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

где F_ti - окружная сила, Н;

m_nm - средний нормальный модуль, мм: для цилиндрической передачи m_nm = m_n;

Y_F - коэффициент формы зуба, зависящий от коэффициента смещения и действительного либо эквивалентного числа зубьев (для шестерни – 4, колеса – 3,65);

Коэффициент Y_β: для прямозубых колѐс Y_β =1, для колѐс с косыми и круговыми зубьями:

Коэффициент Y_ε: для цилиндрических косозубых и конических передач Y_ε = Z_ε = 0,796.

Коэффициент K_Fα: для прямозубых цилиндрических и конических передач и степени точности n_ст.т= 6, для передач с косыми и круговыми зубьями:

K_F_α =[4+(

Коэффициент K_Fβ: для цилиндрических передач K_Fβ = 1,12. Коэффициент K_Fv: для цилиндрических передач K_Fv1 = 1,07, K_Fv2 = 1,05

2. Определяем предельное напряжение изгиба при базовом числе циклов:

σ_F1im = σ_с F_1im∙YR∙K_Fc = 460∙1∙1,3 = 546 МПа

где σ_F1im - предел выносливости при базовом числе циклов N_FO и симметричном изгибе зубьев колѐс с заданными конкретными размерами, термообработкой и шероховатостью поверхности зубьев, МПа;

YR - коэффициент, учитывающий особенности обработки зубьев: YR=1 для цементированных, цианированных, закалѐнных ТВЧ по контуру и улучшению зубчатых колѐс;

K_Fc – коэффициент, учитывающий отличие характера нагружения зубчатого колеса от симметричного, K_Fc = 1,3 – для одностороннего от нулевого или достаточно близкого к ней цикла (зубчатые колеса низших передач и заднего хода в коробках передач).

Определяем меру накапливаемой усталости за 1км пробега автомобилем по напряжению изгиба:

где mF – показатель кривой усталости при изгибе зубьев (mF = 9).

4. Вычисляем эквивалентное число циклов изменения напряжений:

5. Находим коэффициенты долговечности:

= =1,16

= =1,24

При K_FL < 0,9 принимают K_FL = 0,9.

6. Определяем допускаемые напряжения изгиба:

7. Проверка условий прочности по напряжениям изгиба:

σ_F ≤ σ_FP

;

Вывод: условие прочности по напряжениям изгиба выполнено. К началу

3.1.4 Расчѐт на прочность

Расчѐт на прочность выполняют с целью предотвращения остаточной деформации или излома зубьев.

Расчѐт выполняют по максимальному динамическому крутящему моменту.

1.Вычисляем окружную силу:

F_tmax = F_t1∙KД = 17238∙2.2 = 37923,6 Н

где KД – коэффициент динамичности, для легкового автомобиля (KД = 2…3,0 для грузовых автомобилей). Принимаем KД = 2.2.

2. Определяем максимальное контактное напряжение:

3. Находим максимальные напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

МПа

4. Проверка условий достаточной прочности:

σ_Hmax ≤ 0,9σ_HlimM

σ_F1max ≤ 0,9σ_FlimM

σ_F2max ≤ 0,9σ_FlimM

σ_Hmax = 753 МПа < 0,9∙3800 = 3420 МПа

σ_F1max = 153,5 МПа < 0,9∙1700 = 1530 МПа

σ_F2max = 139,9 МПа < 1530 МПа

началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

Расчет валов

Валы рассчитывают на статическую прочность, жёсткость и на усталостную прочность для определения их работоспособности и агрегата трансмиссии в целом.

Расчет подшипников

1. Определение осевой и радиальной составляющих сил от карданной передачи, возникающих при колебаниях ведущего моста:

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

=4713,6 H

=893,9 H ,

где – расчётный крутящий момент, передаваемый карданной передачей;

–коэффициент трения в шлицевом соединении: при плохой смазке= 0,11-0,12

2. Расчёт подшипников качения по статической грузоподъёмности.

Условие работоспособности подшипника по статической грузоподъемности

где P₀ – эквивалентная нагрузка, Н;

К_б0 – коэффициент безопасности;

К_б0 = 0,8...1,2 – при нормальных требованиях;

К_М0 – коэффициент материала: К_М0 = 1,1.

Расчёт ведут по наибольшему (пиковому) динамическому крутящему моменту на валу подшипника.

Эквивалентная нагрузка:

для радиальных шариковых подшипников принимают наибольшее значение

где =1,5

=1340,9 H

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать

=7070,4 H

Проверяем статическую грузоподъемность подшипника

Следовательно выбираем подшипник 6-305 У который выдерживает нагрузку.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте выполнен тяговый расчет проектируемого автомобиля ЛиАЗ 5256, с конструктивной разработкой коробки перемены передач(КПП).

На основании исходных данных и формул выполнен расчет и построена внешняя скоростная характеристика двигателя, на основании которой произведен расчет тягово-экономической характеристики автомобиля.

Выполнен расчет сцепления, КПП, карданной передачи, дифференциала

Рассчитанные характеристики в основном совпадают с характеристиками автомобиля-прототипа, полученные на стендовых испытаниях. В отдельных случаях они не совпадают из-за неточности расчета и износа автомобиля и испытательного оборудования.

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

ПРИЛОЖЕНИЕ А – СПЕЦИФИКАФИЯ КПП ЛиАЗ 5256

Обозначение

Наименование

Приме-

Чание

Документация

СБ 44.03.04. 173

Сборочный чертеж КПП ЛиАЗ 5256

Детали

Шарикоподшипник

Ведущий вал КПП

4,5

Зубчатое колесо ведущего вала делителя

Синхронизатор делителя

Рычаг переключения передач

Блок шестерен заднего хода

Валик

Зубчатое колесо 4 передачи ведомого вала

Шестерня 3 передачи вторичного вала

Синхронизатор 2 и 3 передачи

Шестерня 2 передачи вторичного вала

Зубчатое колесо передачи заднего хода ведомого вала

Муфта включения 1 передачи и заднего хода

Верхняя крышка КПП

Задний шарикоподшипник вторичного вала

Ведомый вал

Двойной сферический подшипник

Зубчатый венец 1 передачи промежуточного вала

КП 44.03.04. 173 РПЗ

Из

Лист

№ докум

Подпись Дата

Разраб

Кисарин М.Н

Тяговый расчет автомобиля ЛиАЗ-5256 с конструктивной разработкой Коробки перемены передач (КПП)

Лит

Лист

Листов

Провер.

Лялин В.П.

Т.контр.

ФГАОУ ВО РГППУ АТ-301П

Н.контр.

Утв.

Обозначение

Наименование

Приме-

Чание

Зубчатый венец промежуточного вала

Зубчатый венец 2 передачи

Зубчатое колесо 3 передачи промежуточного вала

Зубчатое колесо привода промежуточного вала

Промежуточный вал КПП

Картер коробки

Зубчатое колесо привода промежуточного вала кпп

Подшипник промежуточного вала

Фланец крепления карданного вала

Гайка крепления фланца

КП 44.03.04. 173 РПЗ

Из

Лист

№ докум

Подпись Дата

Разраб

Кисарин М.Н

Тяговый расчет автомобиля ЛиАЗ-5256 с конструктивной разработкой Коробки перемены передач (КПП)

Лит

Лист

Листов

Провер.

Лялин В.П.

Т.контр.

ФГАОУ ВО РГППУ АТ-301П

Н.контр.

Утв.

НА ТЕМУ: « ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ ЛиАЗ-5256 С КОНСТРУКТИВНОЙ РАЗРАБОТКОЙ КОРОБКИ ПЕРЕМЕНЫ ПЕРЕДАЧ (КПП) »

Исполнитель:

студент группы АТ -301п Кисарин М.Н.

№ зач. книжки 5102173

Проверил:

доцент кафедры ЭТ,

канд. техн. наук Лялин В.П.

Екатеринбург 2018

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ. 3

1 Тяговый расчет ЛиАЗ 5256. 4

1.1 Внешняя скоростная характеристика автомобиля ЛиАЗ 5256. 4

1.2 Тяговая характеристика автомобиля ЛиАЗ 5256. 6

2 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ ЛИАЗ 5256. 10

2.1.1 Определение основных параметров фрикционных муфт сцепления. 11

2.1.2 Расчет муфты сцепления на износ. 12

2.1.3 Проверка муфты сцепления на нагрев. 13

3 КОНСТРУКТИВНАЯ РАЗРАБОТКА КОРОБКИ ПЕРЕМЕНЫ ПЕРЕДАЧ ЛИАЗ 5256. 14

3.1 Расчет зубьев. 14

3.1.1 Расчѐт зубчатой пары постоянного зацепления. 14

3.1.2 Расчѐт на контактную выносливость активных поверхностей зубьев 14

3.1.3 Расчѐт зубьев колес на выносливость при изгибе. 17

3.1.4 Расчѐт на прочность. 19

3.2 Расчет валов. 20

3.2.1 Расчёт валов на статическую прочность. 20

3.3 Расчет подшипников. 22

4 РАСЧЕТ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ АВТОМОБИЛЯ ЛИАЗ 5256. 23

4.1 Расчет карданных валов на прочность. 23

4.2 Расчет жестких карданных шарниров. 24

5 РАСЧЕТ ГЛАВНОЙ ПЕРЕДАЧИ АВТОМОБИЛЯ ЛИАЗ 5256. 26

5.1 Расчеты на работоспособность. 26

ЗАКЛЮЧЕНИЕ. 27

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ.. 28

ПРИЛОЖЕНИЕ А – СПЕЦИФИКАФИЯ КПП ЛиАЗ 5256. 29

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

ВВЕДЕНИЕ

Задачи

Провести расчеты :

· тяговый расчет

· расчет сцепления- ЛиАЗ 5256

· конструктивная разработка коробки перемены передач – ЛиАЗ 5256

· расчет карданной передачи – ЛиАЗ 5256

· расчет главной передачи– ЛиАЗ 5256

Описание модели ЛиАЗ 5256

Выпускается Ликинским автобусным заводом с 1988 г.

Рисунок 1. Автобус ЛиАЗ 5256

К началу первой строчки привязана рамка, полностью строчку не удалать!

Тяговый расчет ЛиАЗ 5256

Дата: 2018-12-28, просмотров: 417.

12 3 4 5 Следующая ⇒