Расчет тягово-скоростных свойств топливной экономичности и редуктора заднего моста - Курсовая работа

В курсовом проекте рассмотрены вопросы тяговой динамики и топливно-экономических параметров движения автобуса ПАЗ-4234, с целью закрепления знаний полученных при изучении дисциплины «Теория и основы расчета автомобиля», а также формирования навыков применения теоретических знаний к практическим расчетам, для получения знаний об эксплуатационных возможностях реальных конструкций автомобилей, уяснения сущности процессов, происходящих при их движении; приобретения знаний конкретных величин тягово-динамических и экономических характеристик автомобилей, умения анализировать влияние на них различных конструктивных параметров. Автобус ПАЗ-4234 с удлиненной базой разработан для работы на маршрутах пригородного и городского сообщения. Удлиненная база автобуса делает эксплуатацию модели более надежной и простой, а также за счет большего количества посадочных мест увеличивается экономическая эффективность перевозки пассажиров.Мощность двигателя при максимальной скорости определяется по зависимости: =139,07 КВТ, где k = 0,6 - коэффициент обтекаемости; [1, табл. КПД трансмиссии автомобиля зависит от конструкции и вида привода автомобиля, характеристик смазочных материалов, технического состояния АТС, поэтому в расчетах используют табулированные значения зтр. Площадь лобового сопротивления определяется по техническим характеристикам или приближенно по следующей формуле: Fa = a•Ba•Ha = 0,8•2,5•2,96 = 5,92 м2 где а - коэффициент заполнения площади, зависит от дорожного просвета и параметров подвески для грузовых - а = 0,75…0,9 (большие значения для более тяжелых автомобилей); Ва = 2,5 м, На = 2,96 м - наибольшая ширина и высота АТС. Общий коэффициент дорожного сопротивления можно вычислить по следующей формуле: , где б - угол подъема ( ) или спуска (-) участка дороги; fv - коэффициент сопротивления качению эластичных шин, зависит от скорости автомобиля, = 0,02•(1 26,392/1500) =0,026, где f0 = 0,02- - коэффициент сопротивления качению при малых скоростях. Наиболее полно возможности двигателя отображает его внешняя скоростная характеристика, представляющая собой зависимость мощности, крутящего момента и удельного расхода топлива от частоты вращения коленчатого вала питателя при полной подаче топлива.Тяговая характеристика автомобиля представляет собой зависимость силы тяги на ведущих колесах автомобиля от скорости его движения на всех передачах, т.е. Передаточное число первой передачи находится из условия преодоления АТС максимального дорожного сопротивления, характеризуемого коэффициентом шмах, указанным в задании: . Значения динамического фактора определяются для выбранных скоростей АТС на всех передачах по зависимости Н, где Vi = 2,92 км/ч-скорость движения АТС при частоте вращения коленчатого вала двигателя на k-й передаче, определяется по формуле м/с. Числовые значения возможных ускорений АТС на i-й передаче определяют по зависимости: , fi = fo• (1 Vi2 /1500) = где fi - коэффициент сопротивления качению колес АТС при i-том значении скорости; fo = 0,02 - коэффициент сопротивления качению, принимается согласно заданию; g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения; двр - коэффициент учета вращающихся масс, определяемый по эмпирической зависимости для различных передач двр = 1,04 0,04• ік2 = 1,04 0,04·6,52 = 2,73. двр1 2,730 двр2 1,525 двр3 1,179 двр4 1,080 двр5 1,080Главная передача служит для увеличения крутящего момента в постоянное число раз. При классической компоновке автомобиля с ведущим задним мостом главная передача с дифференциалом расположена в картере заднего моста. Во избежание пробуксовывания одного из колес оси, вместе с главной передачей на автомобиль установлен дифференциал, а передача крутящего момента и колесом осуществляется полуосями Шестерни имеют гипоидное зацепление, при котором ось ведущей шестерни смещена относительно оси ведомой шестерни, т.е. их оси не пересекаются а перекрещиваю. Это уменьшает нагрузку на каждый зуб, увеличивает долговечность работы главной передачи и позволяет передавать больший крутящий момент.Источником нагрузок на зубья зубчатых колес, валы подшипники являются силы, действующие в зацеплении. Шестерня: - окружная сила определяется по формуле Р1 = Мкр max • utp/r0= 3030,9•31,65/115,2 = 5087,2 Н = 5,1 КН, где Мкр max-3030,9 Нм - максимальный крутящий момент на коленчатом валу двигателя, определенный в первой части; осевая сила определяется по формуле Рх = (5,l/cos51°17")•(tg20° • sin11°53" sin51°17"•cos11°53") = 4,04 KH;Ориентировочное значение внешнего делительного диаметра: de1 = Kd; Внешнее конусное расстояние: Re = de. Определяем числа зубьев шестерни и колеса: z1 = 16; z2=z1-m = 138.Для определения нагрузок на подшипники и расчета напряжений в валах необходимо найти значение реакций опор.Вал-шестерня (ведущий): My = RZA • a = 3,6 •54 = 194,4 Н•м; Результирующее напряжение: урез=, урез==620 МПА. Расчетная схема моментов вал-шестерниКритерии оценки эксплуатационных свойств подшипников является базовая долговечность, соответствующая 90%-ой надежност

Содержание редуктор автомобиль тяговый двигатель

Введение

1. Тягово-скоростной расчет автомобиля

1.1 Определение эффективной мощности, эффективного крутящего момента и построение внешней скоростной характеристики двигателя

1.2 Построение тяговой характеристики автомобиля

1.3 Построение динамической характеристики и графика ускорений автомобиля

1.4 Построение графиков времени и пути разгона АТС

1.5 Построение графика мощностного баланса

1.6. Топливно-экономический расчет автомобиля

2. Расчет редуктора заднего моста

2.1 Силы, действующие в зацеплении гипоидной передачи

2.2 Проектировочный расчет гипоидной передачи

2.3 Реакции опор

2.4 Расчет валов

2.5 Расчет подшипников валов на долговечность

Заключение

Литература