ЗМІСТ
Вступ
1 Обгрунтування вибору розрахункових величин
2 Зовнішня швидкісна характеристика
3 Силовий і потужнісний баланс
4 Динамічний паспорт
5 Прискорення, час та шлях розгону
6 Паливно-економічна характеристика
7 Розрахунок зчеплення
8 Розрахунок коробки передач
9 Розрахунок карданної передачі
10 Розрахунок головної передачі та диференціала
11 Розрахунок приводу ведучих коліс
12 Розрахунок рульового керування
13 Розрахунок гальм
Висновок
Список використаної літератури
Додатоки
Висновки
Даний курсовий проект складається з пояснювальної записки і графічної частини. Основну частину можна розділити на дві частини. Перша частина - розрахунок тягово-швидкісних характеристик і паливної економічності транспортного засобу, друга – розрахунок основних функціональних вузлів транспортного засобу, що проектується.
Зовнішня швидкісна характеристика дозволяє оцінити показники роботи двигуна при певних обертах колінчастого вала. Максимальна ефективна потужність зростає із збільшенням частоти обертання колінчастого вала, при nmax=3500 хв-1 -- Ne max = 119 кВт. Годинна витрата палива прямолінійно залежить від обертів колінчастого вала, при nmax вона становить GТ = 27.965 кг/год.
Максимальний крутний момент при номінальних обертах nН = 2400 хв-1 – Ме=564 Н·м. З подальшим зростанням обертів крутний момент падає, а витрата палива зростає.
Тяговий та потужнісний баланс вказує на можливості руху автомобіля. Максимальна швидкість руху автомобіля на вищій передачі коробки становить VA = 94.395км/год.
Розрахунок динамічного фактора показав, що коробка передач забезпечує широкий діапазон швидкостей, плавне переключення передач і рушання з місця.
Розгін на п’ятій передачі є можливим.
При експлуатації автомобіля, час руху з постійною швидкістю невеликий. Більшу частину часу автомобіль рухається з прискоренням чи сповільненням. З графіку прискорення бачимо, що максимальне прискорення становить 1,04 м/с² автомобіль розвиває на першій передачі при швидкості 30-31 км/год, із збільшенням швидкості прискорення зменшується. Паливно-економічна характеристика показує залежність витрати палива від швидкості руху з різним коефіцієнтами сумарного опору дороги. Максимальна витрата 86,4 л на 100 км шляху.
Зовнішній діаметр диска зчеплення отримав 0,304 м, який округлив з відповідними розміром по стандарту ( D=0.310 м). При розрахунках нормальна сила, що діє на поверхню тертя дорівнює 10702 ≤ <10 кН>.
Розрахунок коробки передач складається з розрахунку нормального модуля зубців шестерні з умов міцності шестерень по контактних напруженнях, які рівні σ=871 МПа на вищій передачі коробки передач, що менше допустимого напруження .
Кут закрутки карданного валу що менше допустимих 6˚.
По розрахунку модуль нормального зачеплення шестерень диференціалу становить mn=0,016. Прийняв значення згідно стандарту mm=0,016. Довговічність роботи зубців шестерні оцінюють по контактних напруженнях, які рівні σ=765МПа. Для забезпечення довговічності роботи потрібно збільшити довжину лінії контакту зубів (збільшити радіуси циліндричних шестерень).
Розрахунок приводу ведучих коліс зводиться до визначення діаметру півосі при трьох режимах експлуатації. Найбільший діаметр отримано при другому режимі експлуатації d=0,049м. Кут закрутки півосі становить θ =8,6 Дане значення є менше допустимого <θ>=9˚.
Зусилля, яке потрібно прикласти до рульового колеса становить 4462 Н. Дане зусилля є більшим 400 Н, отже в конструкцію рульового механізму потрібно внести підсилювач.
Величина сили, яку необхідно прикласти до педалі гальма Рped = 170,1Н. Дане значення є меншим 400Н, отже підсилювач в конструкції гальмівної системи не передбачається.
