Определение показателей эксплуатационных свойств автомобиля КрАЗ–5133ВЕ

Минобрнауки России Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Юго-Западный государственный университет» (ЮЗГУ) Кафедра автомобилей, транспортных систем и процессов КУРСОВОЙ ПРОЕКТ по дисциплине «Автомобили»

на тему «Определение показателей эксплуатационных свойств автомобиля КрАЗ — 5133ВЕ»

Автор проекта И. А. Павлов Руководитель проекта В. И. Козликин Курск, 2013

Содержание Введение

1. Расчет показателей эксплуатационных свойств автомобиля КрАЗ-5311ВЕ

1.1 Краткая техническая характеристика автомобиля КрАЗ-5311ВЕ

1.2 Внешняя скоростная характеристика двигателя Краз-5133ВЕ

1.3 Тяговая характеристика автомобиля. Тяговый баланс

1.4 Динамический фактор и динамическая характеристика

1.5 Ускорение, время и путь разгона

1.6 Топливо-экономическая характеристика

1.7 Тормозная динамика

1.8 Проходимость автомобиля

1.9 Управляемость автомобиля

1.10 Устойчивость автомобиля

2. Проверочный расчет коробки передач автомобиля МАЗ-6422

2.1 Особенности коробки передач ЯМЗ-238

2.2 Силовой расчет коробки передач

2.3 Расчет валов

2.3.1 Расчет вторичного вала коробки

2.3.2 Расчет промежуточного вала коробки

2.3.2 Расчет первичного вала коробки

2.4 Расчет подшипников на долговечность

2.4.1 Проверочный расчет подшипников ведущего вала коробки

2.4.2 Проверочный расчет подшипников промежуточного вала коробки

2.4.3 Проверочный расчет подшипников вторичного вала коробки

2.5 Расчет синхронизатора

3. Исследование влияния положения шестерни 3 на величину прогиба промежуточного вала Заключение Список использованных источников

Введение

Стремление к совершенствованию конструкции и эффективному использованию автомобилей обусловливает необходимость оценки их качества.

Автомобили характеризуются большим количеством свойств, образующих иерархическую структуру («дерево свойств»). Принято считать, что качество является некоторым наиболее обобщенным, комплексным свойством автомобиля и рассматривается как самый высокий уровень указанной структуры. При этом под качеством автомобиля понимается совокупность всех свойств, определяющих его пригодность удовлетворять потребности в соответствии с назначением.

Составляющие качества — эксплуатационные свойства автомобиля (топливная экономичность, экологическая безопасность, управляемость, динамичность, устойчивость, плавность хода, проходимость) образуют следующий уровень иерархии. В свою очередь, каждое из названных свойств также может состоять из некоторого числа еще менее общих характеристик. Например, динамика автомобиля обусловлена разгонными, скоростными, тяговыми и тормозными свойствами, а его проходимость определяется опорными, сцепными свойствами и показателями профильной (геометрической) проходимости, которые располагаются на еще более низком уровне иерархической совокупности свойств.

Эксплуатационные свойства автомобиля отражают объективные особенности его конструкции, проявляются в процессе эксплуатации и характеризуют возможности автомобиля при выполнении основной функцииперевозить грузы и пассажиров.

Суждение о качестве автомобиля должно базироваться на соответствующей системе количественных показателей и характеристик. Совокупность этих измерителей должна обеспечить всестороннюю, полную и объективную оценку всех эксплуатационных свойств автотранспортных средств.

Метод оценки качества конструкции автомобиля по значениям показателей его эксплуатационных свойств предложен в 1928 году академиком Е. А. Чудаковым. В настоящее время номенклатура оценочных показателей эксплуатационных свойств автотранспортных средств и методы их определения устанавливаются государственными (ГОСТ), отраслевыми (ОСТ) и международными стандартами и правилами (стандарты ИСО, правила ЕЭК ООН).

Физический смысл и содержание каждого из указанных эксплуатационных свойств рассмотрены ниже.

Произведем анализ и количественную оценку эксплуатационных свойств автомобиля КрАЗ-5133ВЕ.

1. Расчет показателей эксплуатационных свойств автомобиля КрАЗ-5311ВЕ

1.1 Краткая техническая характеристика автомобиля КрАЗ-5311ВЕ Весовые параметры и нагрузки а/м:

Полная масса, кг 16 300

Полная масса, передоваемая через шины заднего моста, кг 9100

Двигатель Номинальная мощность, кВт / 243 / 2100

при частоте вращения коленчатого вала, об/мин Максимальный крутящий момент, Нм / 1300 / 1225

при частоте вращения коленчатого вала, об/мин Коробка передач Передаточные числа на передачах 1—7,30 / 2—3,50 / 3—2,09 / 4—1,00

1'—4,86 / 2'—2,48 / 3'—1,39 / 4'—0,71

ЗХ—10,46

ЗХ'—2,99

Главная передача Передаточное отношение 8,173

Колеса и шины Размер шин 550/75R21

Общие характеристики Максимальная скорость не менее, км/ч 85

Угол преодолеваемого подъема не менее, % 30

1.2 Внешняя скоростная характеристика двигателя Краз-5133ВЕ Скоростная характеристика — графическое изображение зависимости мощности и крутящего момента от частоты вращения коленчатого вала двигателя. Если скоростную характеристику строят при полном открытии дроссельной заслонки (карбюраторный двигатель) или полной подаче топлива (дизельный двигатель), то её называют внешней скоростной характеристикой двигателя.

На внешней скоростной характеристике двигателя отметим характерные точки:

— частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности двигателя ();

— минимальная частота вращения коленвала, при которой двигатель работает устойчиво;

— частота вращения коленчатого вала при максимальном крутящем моменте (M);

nei-текущая частота вращения коленчатого вала.

Модель двигателя ЯМЗ-238Д (Евро-0)

Nemax=243 кВт при nN=2100 об/мин;

=1300 об/мин при Memax=1225 Нм;

nxx=600 об/мин;

Мощность двигателя определяется по формуле С. Р. Лейдермана:

Nei= [ + - ]; (1)

где ,-коэффициенты Лейдермана; - максимальная мощность для дизельного двигателя с вихревой камерой =0,7, =1, =1.3

=, [Нм]; (2)

=24 368,7 кВт.

==1093 Нм.

Остальные расчеты сведем в таблицу 1 и построим график ВСХД (рисунок 1):

Таблица 1 — Результаты расчета параметров ВСХД

Рисунок 1- Внешняя скоростная характеристика двигателя

1.3 Тяговая характеристика автомобиля. Тяговый баланс Тяговой характеристикой называется зависимость силы тяги на ведущих колесах автомобиля от скорости движения. Тяговую характеристику строят для всех передач переднего хода.

Тяговое усилие на ведущих колёсах определяется по формуле:

(4)

где — текущее значение эффективного крутящего момента (Нм);

— передаточное число коробки передач;

— передаточное число главной передачи;

— КПД трансмиссии;

— кинематический радиус колеса (м);

=, (5)

гдекоэффициент, характеризующий радиальную деформацию шин;

— свободный радиус качения колеса (м):

(6)

где — посадочный диаметр на диск (м);

Нвысота профиля шины (м);

Найдём скорость движущегося автомобиля по формуле:

(7)

где — текущее значение частоты вращения коленчатого вала (об/мин);

Уравнение тягового баланса:

(8)

где — движущая сила;

— сила сопротивления качению:

(9)

где fкоэффициент сопротивления качению;

— полная сила тяжести автомобиля:

=, H (10)

где — полная масса автомобиля (кг);

бугол подъема дороги (град);

— сила сопротивления подъема:

=, [H] (11)

— аэродинамическая сила сопротивления:

=, [H] (12)

где — коэффициент обтекаемости (/м);

— скорость движения автомобиля (задаемся, приняв любые значения) (м/с);

Fплощадь лобового сопротивления:

[м] (13)

I диапазон:=7,30; =3,50; =2,09; =1,00;

II диапазон: =4,86; =2,48; =1,39; =0,71;

=8,173; =0,95;

Маркировка шин: 550/75R21

Дорожные условия:

I. -асфальтобетон в хорошем состоянии

— угол продольного уклона дороги б=0

II. -асфальтобетон в хорошем состоянии

— угол продольного уклона дороги б=10

=0,85; f=0,015;

=16 300 кг; б=0; б=10;

=0,59 /м;

=0,68 м;

==82 344 Н;

==0,67 м/с;

=16 300=159903 Н;

=0,015=2398 Н;

==2362 Н

==0;

==27 767 Н

=0,59=497 Н;

Остальные расчеты сведем в таблицу 2 и построим график (рисунок 2)

Таблица 2 — Последовательность расчета тяговой характеристики автомобиля

I диапазон

II диапазон

Рисунок 2 — Тяговая характеристика автомобиля

1.4 Динамический фактор и динамическая характеристика Динамический фактор D=;

D=; (14)

где =ш-суммарный коэффициент сопротивления дороги;

D= шдля установившегося режима движения;

D=; (15)

Динамическая характеристика — зависимость динамического фактора от скорости при полном открытии дроссельной заслонки, представленная для всех его передач.

P=, [H] (16)

С помощью динамической характеристики могут быть найдены:

— по заданным дорожным условиям определяем максимальную скорость установившегося движения и номер передачи

— определяем наибольший угол подъёма, преодолеваемый автомобилем

f=0,015; б = 0; б = 10;

Dтр1=0,015 при б=0

Dтр2=0,188 при б=10

tgб=Df;

б=arctg (Df)

б1=arctg (0,584−0,015)=29,6

Таблица 3-Результаты расчетов максимальных углов подъема

P=0,59=1 (Н);

D==0,515;

Остальные расчеты сведем в таблицу 4 и построим график (рисунок 3) .

Таблица 4 — Последовательность расчета динамической характеристики автомобиля

I диапазон

II диапазон

Рисунок 3 — Динамическая характеристика автомобиля

1.5 Ускорение, время и путь разгона Ускорение:

j=, (17)

где — коэффициент учёта вращающихся масс:

=1++·; (18)

=0.05; =0.06.

Графиком ускорений называется зависимость ускорений от скорости автомобиля для всех передач при полном открытии дроссельной заслонки.

f=0.015; =1+0.05+0.06=4.25;

j==0.845 (м/с);

Остальные расчеты сведем в таблицу 5 и построим график (рисунок 4):

Таблица 5 — Результаты расчета графика ускорений

При расчете графика времени и пути разгона в качестве исходных данных принимаем:

скорость и ускорение определенных при построении тяговой характеристики и графика ускорений;

определяем изменение скорости в i-том интервале:

; 19)

определяем среднюю скорость в интервале:

; (20)

определяем время изменения скорости на каждом интервале:

; (21)

определяем среднюю скорость в i-том интервале:

эксплуатационный автомобиль коробка передача

; (22)

определяем приращение пути на каждом интервале:

; (23)

м/с;

м/с2;

с;

м/с;

м;

Остальные расчеты сведем в таблицу 6 и 7, и построим графики (рисунок 4,5 и 6):

Таблица 6 — Результаты расчета графика времени разгона

Таблица 7 — Результаты расчета графика пути разгона

Рисунок 4 — График ускорений автомобиля Рисунок 5 — График времени разгона автомобиля Рисунок 6 — График приращения пути

1.6 Топливо-экономическая характеристика Топливо-экономической характеристикой называют зависимость путевого расхода топлива от скорости установившегося движения автомобиля при различных значениях коэффициента суммарного сопротивления дороги.

Путевой расход топлива:

Qs=Qt·, кг/100 км, (24)

где Qtтекущее значение часового расхода топлива.

Расчет топливно-экономической характеристики проводим по методу профессора Н. А. Яковлева. Этот метод заключается в использовании безразмерных характеристик, пригодных для всех двигателей.

Рисунок 7 — Безразмерные характеристики Задавшись минимальным удельным расходом qe min, рассчитывают максимальный часовой расход, кг/час:

Qmax=, (25)

где Qmaxчасовой расход топлива при полном открытии дроссельной заслонки, соответствующей максимальной частоте вращения коленчатого вала Удельный минимальный расход топлива qe min=240 г/кВт· час — для дизельных двигателей.

Суммарная сила сопротивления дороги и воздуха:

Рс=Рf + РW (26)

Cила тяги автомобиля:

Рt= (27)

Эффективная мощность:

= [ + - ] (28)

Рш=Ga· f, (29)

Ga=mполн.· g; (30)

РW= КW· F ()2; (31)

ne=; (32)

Ме=; (33)

ne1==1083 (об/мин);

Ne1=243 [0,7· ]=195,5 Вт;

Ме1==1230 Нм;

Pt1= Н;

f=0,015=> Рш=159 903· 0,015=2398 Н;

f=0,03=> Рш=159 903· 0,030=6796 Н;

РW=0,59· 4,54·(45/3.6)2=418 Н;

Рс= РW + Рш=2816 Н;

Qmax==70 кг/час;

Qд= кг/100км Остальные расчеты сведем в таблицу 8 и построим график (рисунок 8):

Таблица 8 — Результаты расчёта топливно-экономической характеристики

Рисунок 8 — Топливно-экономическая характеристика автомобиля

1.7 Тормозная динамика Тормозные свойства — способность автомобиля быстро снижать скорость вплоть до полной остановки.

В качестве измерителей тормозных свойств используют следующие показатели: замедление jТ, (м/с2); время торможения фс, (с); путь торможения ST,(м).

Торможение осуществляется с наибольшей эффективностью:

jТ =g· цmax; (34)

где цmax — коэффициент сцепления шины c дорогой (максимальный) цmax1=0,8 — сухой асфальтобетон цmax2=0,4- грунт сухой.

Время торможения:

фy=; (35)

где — скорость автомобиля в начале торможения.

=

Действительные показатели торможения хуже тех, которые дают формулы. Чтобы приблизить результаты расчетов к экспериментальным данным, Д. П. Великанов предложил ввести в расчетные формулы коэффициент эффективности торможения Кэ.

ST=; (36)

Кэ=1,4 для легковых автомобилей;

Vн — начальная скорость торможения;

Vк =0 — конечная скорость фр.в.=0.8 (с) — реакция водителя;

фз=0,35 (с) — скорость замедления

фн=1.0 (с) — время нарастания замедления фр.в.=1,0 (с); фz=0,2 (с); фн=0,2 (с);

фу==1.62 с;

jТ max=0,8· 9,81=7,85 (м/с2);

Vн=60 (км/ч)=16.67 (м/с);

ST==24.8

Vн*=16,67−0,5· 7,85=12.75 (м/с);

Остальные расчеты сведем в таблицу 8 и построим графики (рисунок 9, 10):

Таблица 8 — Результаты расчета пути торможения

Рисунок 9 — Тормозная характеристика Рисунок 10 — Диаграмма торможения

1.8 Проходимость автомобиля Проходимость — это эксплуатационное свойство, характеризующее способность автомобиля передвигаться по опорной поверхности, создающей большие сопротивления движению, обусловленные ее реологическими свойствами, сложным рельефом или наличием на ней локальных препятствий.

I) Геометрическая (профильная) проходимость характеризуется рядом показателей.

дорожный просвет hп= 400 мм передний свес lпс=1,25 м задний свес lзс=1,185 м угол переднего свеса бпс=40 0

угол заднего свеса бзс=36 0

продольный радиус проходимости Rпр=6 м поперечный радиус проходимости Rпп =0,786 м

II) Показатели опорных свойств Коэффициент сопротивления качения

fпер=0,015 — для асфальтобетона хорошего качества;

fзад=0,030 — для грунтовой дороги сухой, укатанной.

Величина среднего давления шин на грунт:

; (37)

где Fш=а· в·р/4 — площадь опорной поверхности одной шины;

nш =4- число шин;

а, в — ширина и длина отпечатка опорной поверхности одной шины.

в=0,55(м); а=0,46(м);

Fш==0,199 (м2);

=0,2 Мпа

III) Показатели сцепных свойств К показателям сцепных свойств относят:

сцепная масса, приходящаяся на ведущие колеса

mc=mа2=16 300 (38)

где mа2 — масса, приходящаяся на мосты;

коэффициент сцепной массы:

(39)

mс =1,полноприводный автомобиль;

3) коэффициенты сцепления шин с опорной поверхностью:

асфальтобетон сухой =0,8; грунт сухой =0,5;

IV) Показатели тяговых свойств К показателям тяговых свойств относятся:

удельная сила тяги

; (40)

= =5,722;

удельная мощность

кВт/т (41)

кВт/т

1.9 Управляемость автомобиля Управляемость — свойство автомобиля точно следовать положению управляемых колес. И=40° - угол поворота управляемых колес.

ц=0,8 — сухой асфальтобетон;

ц=0,4 — мокрый грунт.

f = 0,015 — сухой асфальтобетон;

f = 0,01 — мокрый грунт.

L = 5000 мм = 5 м — база автомобиля;

Критическая скорость автомобиля по управляемости из условия отсутствия скольжения управляемых колес:

Vкр=; (42)

Vкр==16,6 (м/с) .

Остальные расчеты сведем в таблицу 9

Таблица 9 — Критическая скорость автомобиля по управлению из условия отсутствия скольжения управляемых колес

1.10 Устойчивость автомобиля Устойчивость — свойство автомобиля двигаться в различных условиях без поперечного или продольного опрокидывания, без поперечного или продольного скольжения колес.

I) Критическая скорость по условию поперечного опрокидывания

(43)

где В — колея колес;

hg — высота центра тяжести автомобиля;

R — радиус поворота И1=8°

Bк=2,16 м; L= 5 м м/с.

Остальные расчеты сведем в таблицу 10

Таблица 10 — Критическая скорость по условию опрокидывания автомобиля

Максимальный угол опрокидывания:

вmax.oпр.=arctg=37,6

II) Критическая скорость по условию скольжения И1=8°

ц1=0,8; ц2=0,4;

м/с.

Остальные расчеты сведем в таблицу 11

Таблица 11 — Критическая скорость по условию скольжения

Максимальный угол скольжения:

вmax.cк.=arctg ц вmax. cк1=38,6

вmax.cк2=21, 8

2. Проверочный расчет коробки передач автомобиля МАЗ-6422

2.1 Особенности коробки передач ЯМЗ-238

Рисунок-14 Кинематическая схема коробки передач автомобиля МАЗ 6422

Где на схеме соответственно:

Z1, Z2 — шестерни первой передачи,

Z3, Z4 — шестерни второй передачи,

Z5, Z6 — шестерни четвертой передачи,

Z7, Z8 — шестерни постоянного зацепления,

Z9, Z10 — шестерни заднего хода,

Zз.х — паразитная шестерня заднего хода,

2.2 Силовой расчет коробки передач Определение сил действующих в зацепление шестерен.

Ведущий вал.

Окружная сила:

Н (44)

где — максимальный крутящий момент двигателя, Нм;

— радиус начальной окружности рассчитываемой шестерни (i-ой), м.

Н Радиальная сила:

Н (45)

Н Осевая сила:

Н (46)

Н Ведомый вал.

Окружная сила:

Н (47)

Н

Н

Н Радиальная сила:

Н (48)

Н

Н

Н Осевая сила:

Н (49)

Н

Н

Н Промежуточный вал.

Окружная сила:

Н (50)

Н

Н

Н

Н Радиальная сила:

Н (51)

Н

Н

Н

Н Осевая сила:

Н (52)

Н

Н

Н

Н

2.3 Расчет валов

2.3.1 Расчет вторичного вала коробки Расчет ведем по наиболее нагруженной первой передаче.

Исходные данные для расчета:

Силы и радиусы элементов передач:

PZ2=20 176,5 H RZ2=8567,3 H QZ2=12 123,2 H

rz2=119 мм

Длины участков вала:

L1=313 мм L2=152 мм

Определяем реакции опор Рисунок 15 — Расчетная схема вторичного вала В вертикальной плоскости:

?МX (А)= Qz2. rz2-RBY.(l1+l2)+ Rz2. l1=0 (53)

(54)

В горизонтальной плоскости:

(55)

(56)

Находим изгибающий момент по участкам:

Участок 1: 0

Н. м

Н. м Участок 2: 0.313

Н. м

Н. м

Н.м

Н. м Суммарный изгибающий момент:

Н. м (57)

Относительно точки С:

Н. м Относительно точки B:

Н. м Эквивалентный момент:

Н. м (58)

Относительно точки С:

Н. м Относительно точки B:

Н. м Определяем напряжение от изгиба и кручения в сечении:

МПа, (59)

где d — диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм Относительно точки C получим:

МПа Относительно точки B получим:

МПа Допустимое напряжение для валов из хромированной стали МПа.

2.3.2 Расчет промежуточного вала коробки.

Расчет ведется по наиболее нагруженной первой передаче.

Исходные данные для расчета:

Силы и радиусы элементов передач:

PZ7=13 833 H RZ7=5895 H QZ7=8342 H

PZ1=19 833 H RZ1=8421 H QZ1=11 917 H

rz7=105 мм rz1=73,5 мм

Длины участков вала:

L1=30 мм L2=328 мм L3=135 мм Определяем реакции опор.

Рисунок 16 — Расчетная схема промежуточного вала В вертикальной плоскости:

?МX (А)=Qz7.rz7- Qz1. rz1-RBY.(l1+l2+l3)+Rz1.(l1+l2)+Rz7.l1=0 (60)

(61)

В горизонтальной плоскости:

(62)

(63)

Находим изгибающий момент по участкам:

Участок 1: 0

Н. м

;

Н. м Участок 2: 0.03

Н. м

Н. м

Н. м

Н. м

Н. м Участок 3: 0

Н. м

Н. м

Н. м Суммарный изгибающий момент:

Н. м (64)

Относительно точки С:

Н. м Относительно точки D:

Н. м Эквивалентный момент:

Н. м (65)

Относительно точки С:

Н. м Относительно точки D:

Н. м Определяем напряжение от изгиба и кручения в сечении:

МПа (66)

где d — диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм Относительно точки С получим:

МПа Относительно точки D получим:

МПа Допустимое напряжение для валов из хромированной стали МПа.

2.3.3 Расчет первичного вала коробки Исходные данные для расчета:

Силы и радиусы элементов передач:

PZ8=14 000 H RZ8=5944,7 H QZ8=8412 H

rz2=87,5 мм Длины участков вала:

L1=250 мм L2=35 мм

Определяем реакции опор.

Рисунок 17 — Расчетная схема первичного вала

В вертикальной плоскости:

(67)

(68)

В горизонтальной плоскости:

(69)

(70)

Находим изгибающий момент по участкам:

Участок 1: 0

Н. м

Н. м Участок 2: 0

Н. м

Н. м

Н. м

Н. м

Н. м Суммарный изгибающий момент:

Н. м (71)

Относительно точки В:

Н. м Эквивалентный момент:

Н. м (72)

Относительно точки В:

Н. м Определяем напряжение от изгиба и кручения в сечении:

Мпа (73)

Где d — диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм Относительно точки В получим:

МПа Допустимое напряжение для валов из хромированной стали МПа.

2.4 Расчет подшипников на долговечность

2.4.1 Проверочный расчет подшипников ведущего вала коробки Исходные данные Требуемая долговечность, Lh=4000 ч.

Тип подшипника: 50 315 ГОСТ 8338–75.

Грузоподъемность подшипника,, .

Угловая скорость, рад/с.

Силы действующие на опоры вала:

RA=8412 H;

Rr=9721 H;

Находим значения X, Y, e в зависимости от соотношения :

Принимаем X=0,45 Y=1,22 e=0,45

Определение эквивалентной динамической нагрузки Вычислим отношения:

где V=1 — коэффициент вращения.

т.к

(74)

где — коэффициент безопасности;

— температурный коэффициент;

Определяем расчетную долговечность подшипников

(75)

— показатель степени для шариковых подшипников;

ч Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.

2.4.2 Проверочный расчет подшипников промежуточного вала коробки Исходные данные Требуемая долговечность, Lh=4000 ч.

Тип подшипника: 2312 ГОСТ 8328–75, тип 32 000.

Грузоподъемность подшипника,, .

Угловая скорость, рад/с.

Силы, действующие на опоры вала:

RA=3575 H;

Rr=7840 H;

Находим значения X, Y, e в зависимости от соотношения :

Принимаем X=0,56 Y=1,8 e=0,25

Определение эквивалентной динамической нагрузки Вычислим отношения:

где V=1 — коэффициент вращения.

т.к ;

Определяем расчетную долговечность подшипников

ч Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.

Исходные данные Требуемая долговечность, Lh=4000 ч.

Тип подшипника: 7312 ГОСТ 333–79.

Грузоподъемность подшипника,, .

Угловая скорость, рад/с.

Силы действующие на опоры вала:

RA=3575 H;

Rr=6473 H;

В подшипниковом узле устанавливаем два одинаковых конических роликовых подшипника.

Определение эквивалентной динамической нагрузки Вычислим отношения:

где V=1 — коэффициент вращения.

Находим значения X, Y, в зависимости от e по формулам:

т.к

Принимаем X=0,67 Y=6,38 e=0,55

Определяем расчетную долговечность подшипников

кН;

ч Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.

2.4.3 Проверочный расчет подшипников вторичного вала коробки Исходные данные Требуемая долговечность, Lh=4000 ч.

Тип подшипника: 50 316 ГОСТ 8338–75.

Грузоподъемность подшипника,, .

Угловая скорость, рад/с.

Силы действующие на опоры вала:

RA=9570 H;

Rr=8620 H;

Находим значения X, Y, e в зависимости от соотношения :

Принимаем X=0,56 Y=1,45 e=0,30

Определение эквивалентной динамической нагрузки Вычислим отношения:

где V=1 — коэффициент вращения.

т.к ;

.

где — коэффициент безопасности;

— температурный коэффициент;

Определяем расчетную долговечность подшипников

ч Принимаем данный подшипник т.к. он удовлетворяет по долговечности заданному условию.

2.5 Расчет синхронизатора Кинематический расчет синхронизатора.

Для преодоления инерционного момента вращающихся деталей, связанных с колесом (выравнивание угловых скоростей муфты и колеса), нужно на конусах создать момент трения:

Нм (76)

где МТ — момент трения;

Ic — момент инерции ведомого диска сцепления, первичного и промежуточного валов, приведенных к зубчатому колесу;

щк и щм — соответственно угловая скорость колеса и муфты;

t — время включения, t=1−2 с.

1/с, (77)

где щg — угловая скорость коленчатого вала двигателя;

it+1 — передаточное число включаемой передачи;

it — передаточное число выключаемой передачи.

Осевая сила для выравнивания угловых скоростей:

Н (78)

где м — коэффициент трения, м=0,1;

r — средний радиус трения;

б — угол наклона поверхности трения, б=100.

Окружная сила, удерживающая штифт в углублении равна:

Т=МТ/r1, Н (79)

где r1 — средний радиус блокирующей поверхности.

Условие отсутствия предварительного включения передачи:

Т>Р.tgв,

где в=250

Отсюда получим:

tgв<(м.r)/(r1.sinб) (80)

Для синхронизатора третьей четвертой передачи получим:

Момент трения:

(81)

(82)

где H — ширина диска сцепления. Принимаем H=3 мм;

R — радиус диска сцепления. Принимаем R=350 мм.

с — плотность материала. Принимаем с=0,0072 г/мм3

Нмм Т=9 518 132/23,84=399 250,5 Н Проверим выполнимость условия:

tgв<(м.r)/(r1.sinб),

tg25<(0,1.33,6)/(23,84.sin10),

0,466<0,81.

Условие отсутствия преждевременного включения передачи выполняется.

Для синхронизатора первой и второй передачи получим:

Момент трения:

(83)

(84)

где H — ширина диска сцепления. Принимаем H=3 мм;

R — радиус диска сцепления. Принимаем R=350 мм.

с — плотность материала. Принимаем с=0,0072 г/мм3

Нмм Т=4 875 465/38,2=127 630 Н Проверим выполнимость условия:

tgв<(м.r)/(r1.sinб),

tg25<(0,1.44,24)/(38,2.sin10),

0,466<0,665.

Условие отсутствия преждевременного включения передачи выполняется.

3. Исследование влияния положения шестерни 3 на величину прогиба промежуточного вала Исходные данные для расчета:

Силы и радиусы элементов передач:

PZ7=13 833 H RZ7=5895 H QZ7=8342 H

PZ3=16 660 H RZ3=7074 H QZ3=10 010 H

rz7=105 мм rz3=87,5 мм L=493 мм

Величину прогиба вала рассчитываем по формуле:

где (85)

E-модуль упругости (E=2,1•1011 Па)

n=L1+L2

m=L3

(86)

d=60 мм

I=3,14•(60)4/64=6,362•105

Для начального положения (n=215)

Длины участков вала:

L1=30 мм L2=185 мм L3=278 мм Определяем реакции опор.

Рисунок 18 — Расчетная схема промежуточного вала В вертикальной плоскости:

?МX (А)=Qz7.rz7- Qz3. rz3-RBY.(l1+l2+l3)+Rz3.(l1+l2)+Rz7.l1=0 (87)

(88)

y=2,14•10−4мм Для второго положения (n=205)

Длины участков вала:

L1=30 мм L2=175 мм L3=288 мм

y=2,03•10−4м Для третьего положения (n=195)

Длины участков вала:

L1=30 мм L2=165 мм L3=298 мм

y=1,92•10−7м Для четвертого положения (n=225)

Длины участков вала:

L1=30 мм L2=195 мм L3=268 мм

y=2,24•10−4м Для пятого положения (n=235)

Длины участков вала:

L1=30 мм L2=205 мм L3=258 мм

y=2,33•10−4м Таблица 12 — Результаты исследований влияния положения шестерни 3 на величину прогиба вала

Заключение

Целью курсового проекта является определение показателей эксплуатационных свойств автомобиля КрАЗ-5133ВЕ.

В ходе проектирования были решены следующие задачи:

1. В разделе «Расчет показателей эксплуатационных свойств автомобиля КрАЗ-5133ВЕ» были определены показатели и характеристики (обзор модели, краткая техническая характеристика автомобиля, внешняя скоростная характеристика двигателя, тяговая характеристика автомобиля и тяговый баланс, динамический фактор и динамическая характеристика автомобиля, ускорение, время и путь разгона, топливно-экономическая характеристика автомобиля, тормозная характеристика и тормозная динамика автомобиля, проходимость автомобиля, управляемость автомобиля, устойчивость автомобиля) основных эксплуатационных свойств автомобиля КрАЗ-5133ВЕ.

2. В разделе «Проверочный расчет коробки перемены передач автомобиля МАЗ-6422» было приведено описание конструкции агрегата и принцип его действия. В следующих параграфах раздела были выполнены расчеты (особенности устройства коробки передач автомобиля, расчет валов коробки передач, проверочный расчет шлицевых соединений, проверочный расчет зубьев шестерен на прочность, проверочный расчет подшипников валов), подтверждающие работоспособность агрегата.

3. Третий раздел курсового проекта носит исследовательский характер. При его выполнении было проанализировано влияние положения шестерни 3 на величину прогиба промежуточного вала.

Список использованных источников

1. Н. Н. Вишняков, В. К. Вахламов. Автомобиль: Основы конструкции. М.: Машиностроение, 1986. — 304с.

2. Гаспарянц Г. А. Конструкция, основы и расчета автомобиля. М.: Машиностроение, 1978. — 351 с.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. Высш. Шк., 1990. — 399 с.

4. В. В. Корсаков Автомобили МАЗ. М.: РусьАвтокнига, 2001. — 351 с.

5. МАЗ устройство, ремонт, техническое обслуживание. М.: РусьАвтокнига, 2001. — 192 с.