Меню

Теги для нашей библиотеки:

Рефераты бесплатно, доклады, курсовые работы, рефераты бесплатно, реферат, рефераты, рефераты скачать, Рефераты бесплатно, большая бибилиотека рефератов, и многое другое.


  Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108

Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108

Федеральное агентство по образованию

Волгоградский Государственный Технический Университет

Кафедра «Автомобильный транспорт»

Автомобили








Курсовой проект

«Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108»






Выполнил:

студент гр. АР-513

Солдатов П.В

Проверил:

проф. Железнов Е.






Волгоград 2010

Содержание


Техническая характеристика автомобиля

1          Трансмиссия автомобиля

1.1   Сцепление

1.2   Коробка передач автомобиля

1.3 Главная передача автомобиля

1.4 Дифференциалы трансмиссии автомобиля

1.5 Силовые приводы, валы и полуоси трансмиссии автомобиля

2 Ходовая часть шасси автомобиля

2.1 Подвески автомобиля

2.2 Колеса и шины автомобиля

2.3 Полуоси и балка

2.4 Несущая система автомобиля

3 Система управления шасси автомобиля

3.1Тормозная система автомобиля

3.2 Рулевое управление автомобиля

Список использованных источников

Технические характеристики автомобилей семейства ваз 2108

Таблица 1 – Технические характеристики автомобиля ВАЗ 2108

Общие данные

Модель

ВАЗ-2108

Год выпуска

1984-1994

Тип кузова

Хэтчбэк

Количество дверей/мест

3/5

Снаряженная масса, кг

900

Полная масса, кг

1325

Максимальная скорость, км/ч

148

Время разгона с места до 100 км/ч, с

16,0

Объем багажника, min/max, л

330/600

Размеры, мм

Длина

4006

Ширина

1650

Высота

1402

Колесная база

2460

Колея передняя/задняя

1400/1370

Дорожный просвет

170

Двигатель

Тип

Бензиновый с карбюратором

Расположение

Cпереди поперечно

Рабочий объем, куб.см

1300

Степень сжатия

9,9

Число и расположение цилиндров

4 в ряд

Диаметр цилиндра х ход поршня, мм

76 x 71

Число клапанов

8

Мощность, л.с./ об/мин

64/5600

Максимальный крутящий момент, Нхм / об/мин

94/3500

Трансмиссия

Тип

Механическая 5-ступенчатая

Привод

На передние колеса

Подвеска

Передних колес

Независимая, амортизационные стойки, треугольные поперечные рычаги, стабилизатор поперечной устойчивости

Задних колес

Полузависимая, продольные взаимосвязанные рычаги, винтовые пружины, телескопические амортизаторы

Размер шин

165/70 SR13

Размер дисков

4.5Jx13

Тормоза

Передние

Дисковые

Задние

Барабанные

Расход топлива

Городской цикл, л/100 км

8,6

Топливо

Бензин А-92

Емкость топливного бака, л

43

1.            Трансмиссия автомобиля

1.1 Сцепление


Устройство сцепления автомобиля ВАЗ-2108

1. Картер сцепления; 2. Опорная втулка вала вилки выключения сцепления; 3. Вилка выключения сцепления; 4. Подшипник выключения сцепления; 5. Нажимная пружина; 6. Ведомый диск; 7. Маховик; 8. Нажимной диск; 9. Шкала для проверки момента зажигания; 10. Болт крепления сцепления к маховику; 11. Кожух сцепления; 12. Опорные кольца нажимной пружины; 13. Направляющая втулка муфты подшипника выключения сцепления; 14. Сальник первичного вала коробки передач; 15. Подшипник первичного вала; 16. Первичный вал; 17. Втулка вала вилки выключения сцепления; 18. Защитный чехол вилки выключения сцепления; 19. Фрикционные накладки ведомого диска; 20. Передняя пластина демпфера; 21. Фрикционные кольца демпфера; 22. Ступица ведомого диска; 23. Упор демпфера; 24. Задняя пластина демпфера; 25. Пружина демпфера; 26. Опорное кольцо пружинной шайбы; 27. Пружинная шайба демпфера; 28. Пластина, соединяющая кожух сцепления с нажимным диском; 29. Муфта подшипника выключения сцепления; 30. Соединительная пружина вилки и муфты подшипника выключения сцепления.

Анализ конструкции в соответствии с требованиями

Надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии

Максимальное значение передаваемого сцеплением момента определяется уравнением

MCmax = MKmax β.


Обычно принимают коэффициент запаса β = 1,2...2,5 в зависимости от типа сцепления и его назначения. Сцепления с диафрагменными пружинами имеют наиболее низкое значение коэффициента запаса. Большие значения β принимают для сцеплений грузовых автомобилей и автобусов.

Момент Мс, передаваемый сцеплением, создается в результате взаимодействия поверхностей трения ведомого диска с контртелом (маховиком, нажимным диском). Рассмотрим процесс этого взаимодействия, используя рис. 2


Рисунок 2. Схема к определению расчетного момента сцепления


Выделив на поверхности ведомого диска элементарную площадку ds, найдем элементарную силу трения

dT = po μ ds = po μ p dp dα


и элементарный момент

dM = p0 μ p2 dp ,


где  - давление, характеризуемое отношением усилия Рпр пружин к площади ведомого диска; μ — коэффициент трения.

Момент, передаваемый одной парой поверхностей трения,


.


Подставив значение р0 в это уравнение, получим

М'с = Рпр µ Rср,


где  — радиус приложения результирующей сил трения или средний радиус ведомого диска, который с достаточной степенью приближения может быть принят Rср = 0,5 (R + r). Момент, передаваемый сцеплением, у которого i пар трения,

MC = MKmax β = Pnp μ Rср i.

Предохранение трансмиссии от динамических нагрузок. Динамические нагрузки в трансмиссии могут быть единичными (пиковыми) и периодическими.

Пиковые нагрузки возникают в следующих случаях: при резком изменении скорости движения (например, при резком торможении с невыключенным сцеплением); при резком включении сцепления; при наезде на неровность.

Наибольшие пиковые нагрузки элементы трансмиссии испытывают при резком включении сцепления. В этом случае трансмиссия закручивается не только крутящим моментом двигателя МК, но в большей степени моментом касательных сил инерции МИ вращающихся частей двигателя

МС=МК + МИ.


При условии, что момент касательных сил инерции полностью используется на закручивание валов,

МИ = сβ αТР,


где сβ — крутильная жесткость трансмиссии; αТР — угол закручивания валов трансмиссии.

Элементарная работа по закручиванию валов трансмиссии dL = сβ αТР dαТР или после интегрирования

L = сβ /2.


С учетом принятого выше допущения в момент резкого включения сцепления

Je /2 = сβ /2


Подставив αТР = МИ / (сβ), получим

 

.


Таким образом, инерционный момент зависит от угловой скорости коленчатого вала в момент резкого включения сцепления и от крутильной жесткости трансмиссии.

Периодические нагрузки возникают в результате неравномерности крутящегомомента двигателя. Они являются источником шума в зубчатых передачах, повышенного напряжения в элементах трансмиссии, а часто — причиной поломок деталей от усталости, особенно при резонансе.

Для гашения крутильных колебаний трансмиссии в сцеплении устанавливают гаситель крутильных колебаний.

Работа трения гасителя определяется усилием Рr, сжимающим его фрикционные кольца, коэффициентом трения ц, средним радиусом rср фрикционных колец, относительным углом φ перемещения элементов (углом буксования), числом пар трения i гасителя крутильных колебаний:


Lтp.г = Рг μ rcp φi = Мтр.г i.


Момент трения Мтр.г = (0,15...0,20)Мкmах. По мере износа фрикционных колец Мтр.г снижается, что может привести к полному прекращению выполнения этим механизмом функций гасителя.

Привод сцепления.

Для гидравлического привода


; ;


Ход педали зависит от величины s, на которую отводится нажимной диск при выключении сцепления, и зазора Δ2 между рычагами выключения и выжимным подшипником

Sпед = suп.с + Δ2u1.

Нагрузки в сцеплении

Диафрагменная нажимная пружина. Расчетная схема для определения параметров диафрагменной пружины приведена на рис.3.


Рис. 3. Расчетная схема диафрагменной пружины


Усилие пружины:


где E' = E / (1 — μ2) (Е— модуль упругости первого рода; μ — коэффициент Пуассона, μ = 0,25); Н — высота пружины; h — толщина пружины.

Усилие выключения может быть подсчитано из условия равновесия

Рвык (с — е) = Рпр (b — с); .


Ход подшипника муфты выключения определяется суммой перемещений сечения пружины (принимается недеформируемым в осевом направлении) и лепестков при их деформации:

fпр = f1 + f2; f1 = (ce) Δα; f2 = Pвык / сл,


где Δα — угловое перемещение; сл — жесткость лепестков.

Наибольшие напряжения испытывает элемент пружины со стороны малого торца при повороте пружины на угол α, т. е. когда пружина становится плоской. Здесь суммируются напряжения растяжения σр и напряжения изгиба σи лепестков:

σр + σи = σmax; .


В свободном состоянии α ≈10...12°.

Лепестки диафрагменной пружины испытывают наибольшее изгибающее напряжение у основания:


,


где nл — число лепестков; ωи — момент сопротивления изгибу в опасном сечении.

Фрикционные диски. Основным расчетным параметром является давление


.


В выполненных конструкциях р0= 0,15...0,25 МПа.

Пружины гасителя крутильных колебаний

Максимальное усилие, сжимающее одну пружину гасителя:

,


где rпр.г — радиус приложения усилия к пружине; zпр.г — число пружин гасителя. Принимая во внимание большую жесткость пружин гасителя, напряжение пружины следует вычислять с учетом кривизны витка:


,


где kк.в — коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины:


; .


Для пружинной стали допускаемое напряжение [τ] =700...900 МПа.

Рычаги выключения сцепления. Изгибающий момент от действия силы, приложенной на концах рычагов, вызывает напряжение изгиба


,


где Р'пр— усилие пружин сцепления при выключении; l — расстояние до опасного сечения; uр— передаточное число рычага; nр— число рычагов; ωи — момент сопротивления изгибу.

Допускаемое напряжение [σи]=300 МПа. Материал рычагов — сталь 10, сталь 15. Иногда материалом рычагов служит ковкий чугун. В этом случае допускаемое напряжение примерно вдвое ниже, чем для стали.

Ступица ведомого диска. Шлицы испытывают смятие и изгиб. Напряжение смятия

,


где Pш = Mкmaxβ / rср; rср = (dн + dв)/4; F = 0,5(dнdв) lшiш,

lш — длина шлицев; iш —число шлицев; α = 0,75 — коэффициент точности прилегания шлиц; dн и dв — соответственно наружный и внутренний диаметр шлицев.

Напряжение среза


,


где bш — ширина шлица.

Материал ступицы — легированная сталь типа 40Х, допускаемое напряжение смятия [σc] = 15...30 МПа, допускаемое напряжение [τ] =5...15 МПа.

Работа буксования сцепления. Для расчета работы буксования используют формулы, базирующиеся на статической обработке экспериментальных данных. Приведем варианты этих формул.


1) ,


где Мψ — момент сопротивления движению при трогании, приведенный к ведущему валу коробки передач, Jа — момент инерции автомобиля (автопоезда), приведенный к ведущему валу коробки передач; ωe = 0,75ωN — для дизелей; ωe = ωD/3 + 50 π — для карбюраторных двигателей; b = 0,72 — для дизелей, b = 1,23 — для карбюраторных двигателей. Расчет производится для легковых автомобилей и автопоездов на первой передаче; для грузовых одиночных автомобилей на второй передаче.

2) .


Удельная работа буксования сцепления

Lб0 = Lб / Fн.с,


где Fн.с — суммарная площадь накладок сцепления.

Удельная работа буксования при указанных выше условиях трогания автомобиля с места для легковых автомобилей [Lб0] = 50...70 Дж/см2; для грузовых автомобилей [Lб0] = 15...120 Дж/см2; для автопоездов [Lб0] = 10...40 Дж/см2.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6


Рекомендуем

Опрос

Какой формат работ для вас удобней?

doc
pdf
djvu
fb2
chm
txt
другой


Результаты опроса
Все опросы