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

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 dα,

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 = (c — e) 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(dн — dв) 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.