Міністерство освіти і науки Україниatm.vntu.edu.ua/metod/inf.pdf ·...

МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ

для виконання курсової роботи з дисципліни

“ІНФОРМАТИКА”

для студентів бакалаврського напряму

6.070106 – Автомобільний транспорт

денної та заочної форми навчання

1

Міністерство освіти і науки України

Вінницький національний технічний університет

МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ

для виконання курсової роботи з дисципліни

“ІНФОРМАТИКА”

для студентів бакалаврського напряму

6.070106 – Автомобільний транспорт

денної та заочної форми навчання

Вінниця

ВНТУ

2013

2

Рекомендовано до друку Методичною радою Вінницького

національного технічного університету Міністерства освіти і науки

України (протокол №__ від «___» _________ 2013 р.)

Рецензенти:

Ю. В. Булига, кандидат технічних наук, доцент

О. В. Петров, кандидат технічних наук, доцент

Методичні вказівки для виконання курсової роботи з дисципліни

«Інформатика» для студентів бакалаврського напряму 6.070106 –

Автомобільний транспорт денної та заочної форми навчання / Укладачі

В. В. Біліченко, С. В. Цимбал – Вінниця : ВНТУ, 2013. – 80 с. Методичні вказівки призначені допомогти студентам напряму підготовки

6.070106 – «Автомобільний транспорт» у самостійній роботі при підготовці та

виконанні курсової роботи з курсу «Інформатика».

3

ЗМІСТ

Вступ …………………………………………………………………....... 4

1 ЗАГАЛЬНІ ПОЛОЖЕННЯ …………………………………………… 5

1.1 Мета та завдання курсових робіт …………………………………. 5

1.2 Зміст та структура курсової роботи …..…………………………… 6

1.3 Вимоги до оформлення курсової роботи ….……………………….. 7

1.4 Порядок захисту курсової роботи …………………………………. 13

1.5 Обов’язки керівника курсової роботи ……………………………… 14

1.6 Обов’язки кафедри …………………………………………………... 14

2 РОЗРОБКА ПРОГРАМИ ДЛЯ ВИЗНАЧЕННЯ ПОКАЗНИКІВ

РОБОТИ ВУЗЛІВ ТА АГРЕГАТІВ АВТОМОБІЛЯ ……………….

15

2.1 Постановка задачі ……………………….………………………….... 15

2.2 Розробка алгоритмів розв’язання задачі …………………………… 17

2.3 Вибір типу та структури оброблюваних даних ……………………. 18

2.4 Програмування задачі на мові Turbo Pascal …………………….. 18

2.5 Друк та перевірка результатів ………………………………………. 20

3 РОЗРОБКА ПРОГРАМИ ДЛЯ РОЗВ’ЯЗАННЯ СИСТЕМИ

ЛІНІЙНИХ АЛГЕБРАЇЧНИХ РІВНЯНЬ ……………………….….

22


3.2 Необхідні початкові дані ……………….………………………….... 23





4 РОЗРОБКА ПРОГРАМИ ДЛЯ ОБРАХУНКУ РЕАКЦІЇ

ДОВІЛЬНОЇ СИСТЕМИ СИЛ ТА ГРАФІЧНЕ ВІДОБРАЖЕННЯ

ЇХ ЗАЛЕЖНОСТІ ВІД ЗМІННОГО КУТА ………………………...

28


4.2 Необхідні початкові дані ……………….………………………….... 29





Список літератури ……………………………………………………….. 36

Додатки …………………………………………………………………... 37

4

ВСТУП

Історія появи й розвитку персональних комп'ютерів є одним з

найбільш вражаючих явищ нашого століття. З моменту появи перших

зразків персональних комп'ютерів пройшло менше 30 років, але зараз без

них уже немислима величезна кількість галузей людської діяльності -

економіка, керування, наука, інженерна справа, видавнича справа, освіта,

культура й т.д. Інтерес до персональних комп'ютерів постійно росте, а

коло їхніх користувачів безупинно розширюється. У число користувачів

ЕОМ залучаються як новачки в комп'ютерній справі, так і фахівці з інших

класів ЕОМ.

Мова Паскаль - це одна з найпоширеніших мов програмування 80-

90х років , що підтримує найсучасніші методології проектування програм

(спадне, модульне проектування, структурне програмування) мають свою

досить багату історію розвитку.

Нове життя мові дала фірма Борланд, що розробила на його базі

сімейство Паскаль - систем, називаних Турбо Паскалем. Інтегроване

середовище, що забезпечує багатовіконну розробку програмної системи,

великий набір вбудованих у неї засобів компіляції й налагодження ,

доступний для роботи через легко освоюване меню, - все це забезпечує

високу продуктивність праці програміста, недосяжну при роботі зі старими

середовищами.

Мова Турбо Паскаль добре підходить для навчання програмуванню.

В умовах сучасності одним із важливих етапів підготовки

висококваліфікованих спеціалістів в галузі інженерії є курсова робота з

інформатики, яка дозволяє засвоїти та закріпити знання з програмування

тих чи інших інженерних задач.

Все зростаючі обсяги інженерних розрахунків, все частіше і частіше

вимагають використання електронно-обчислювальної техніки, яка

розвивається так швидко, що може допомогти людині розв'язати все

ширше і ширше коло завдань.

Метою курсової роботи є закріплення, поглиблення і узагальнення

знань, одержаних студентами за час навчання та їх застосування до

комплексного вирішення конкретного фахового завдання - вирішення

інженернї задачі з обрахунку основних показників вузлів та агрегатів

автомобіля.

Вирішення інженернї задачі з обрахунку основних показників вузлів

та агрегатів автомобіля, розв’язання систем лінійних алгебраїчних рівнянь

методом Гауса, обчислення математичних функцій є типовими прикладами

застосування обчислювальної техніки для вирішення інженерних задач.

Саме розв’язанню цих завдань присвячена дана курсова робота.

5

1 ЗАГАЛЬНІ ПОЛОЖЕННЯ

1.1 Мета та завдання курсових робіт

Згідно з нормативними вимогами вищої школи та інших актів

законодавства України з питань освіти курсові роботи виконуються з

метою закріплення, поглиблення і узагальнення знань, одержаних

студентами за час навчання та їх застосування до комплексного вирішення

конкретного фахового завдання.

Рекомендації до виконання курсових робіт визначають компетенцію

та функціональні обов’язки структурних підрозділів та посадових осіб,

залучених до процесу виконання курсових робіт, а також всі необхідні

вимоги до виконання та оформлення курсових робіт.

Курсова робота – це навчальна самостійна робота дисципліни

“Інформатика”, яка виконується на початковому етапі підготовки

бакалаврів за спеціальністю “Автомобілі та автомобільне господарство” і

містить елементи (задачі) навчального, аналітично-розрахункового та

науково-дослідницького характеру.

Тематика і зміст курсової роботи відповідає програмі і робочому

плану дисципліни.

Метою курсової роботи є закріплення, поглиблення і узагальнення

знань, одержаних студентами за час навчання та їх застосування до

комплексного вирішення конкретного фахового завдання - вирішення

інженернї задачі з обрахунку основних показників вузлів та агрегатів

автомобіля.-

Аналітично-розрахункова частина курсової роботи представляється

відомими методами, яким підпорядковуються вибрані математичні моделі

або математичний апарат для розрахунку або моделювання, з метою

висвітлення елементів синтезу (аналізу) окремої задачі.

Науково-дослідна частина передбачає поглиблений пошук

(опрацювання) новітніх джерел інформації з метою вибору

запропонованого варіанта або методу, дослідження окремих параметрів чи

складової характеристики об’єкта тощо.

Об’єкти курсової роботи – розрахунково-графічна задача чи набір

взаємопов’язаних задач підвищеного обсягу з окремих розділів

дисципліни; розрахунок і розробка кінематичної, електричної, гідравлічної

та інших схем об’єкта пристрою; розрахунок і розробка конструкції

інструменту, розробка комп’ютерної програми розрахунку чи

моделювання пристрою, технологічного процесу; обробка обліково-

аналітичної інформації підприємства (галузі), прийняття відповідних

рішень відносно результатів аналізу діяльності підприємства (галузі),

розробка пропозицій щодо вдосконалення їх роботи для студентів

економічного профілю.

6

В курсовій роботі студент повинен розкрити зміст теми, показати

знання літературних джерел і нормативних актів. Зміст КР має відповідати

робочому плану дисципліни і відображати суть теми, яка розглядається.

Курсова робота повинна задовольняти такі вимоги:

– обсяг текстової частини визначається кількістю годин СРС,

які виділяються для дисципліни на курсову роботу навчальним планом

(18...54 год.) та не перевищує 25-30 сторінок формату А4 текстової

частини;

– графічна частина може подаватися в тексті пояснювальної записки

у вигляді відповідних рисунків або виноситись в додатки з обов’язковим

конкретним зазначенням графічного матеріалу в індивідуальному завданні;

– у випадку повного збігання тем курсової роботи індивідуальне

завдання має містити не тільки різні числові вихідні дані, але й

передбачати самостійне викладення студентом тексту пояснювальної

записки з метою уникнення використання одного і того ж електронного

варіанта.

1.2 Зміст та структура курсової роботи

До основних складових елементів курсової роботи відносяться:

- титульний аркуш;

- індивідуальне завдання;

- анотація (реферат);

- зміст;

- перелік умовних скорочень і термінів (за необхідності);

- вступ;

- основна частина, яка вклачає, як правило, наступні розділи:

Розділ 1 - Розробка програми для визначення показників роботи

вузлів та агрегатів автомобіля;

Розділ 2 - Розробка програми для розв’язання систем лінійних

алгебраїчних рівнянь;

Розділ 3 - Розробка програми для обрахунку реакції довільної

системи сил та графічно відобразити їх залежність від змінного кута;

- висновки;

- список використаних джерел;

- додатки.

Анотація повинна містити:

- відомості про обсяг курсової роботи, кількість частин, кількість

ілюстрацій, таблиць, додатків, кількість джерел згідно з переліком

посилань;

- текст анотації, який повинен надавати коротку характеристику

основного змісту курсової роботи та отримані результати;

7

- перелік ключових слів (від 5 до 15 слів або словосполучень

надрукованих великими літерами в називному відмінку в рядок через

коми, що є визначальними для розкриття суті роботи).

До змісту включають: перелік умовних скорочень і термінів; вступ;

послідовно перелічені назви всіх розділів, підрозділів, пунктів і підпунктів

(якщо вони мають заголовки) основної частини роботи; висновки;

рекомендації; перелік посилань.

В переліку умовних скорочень і термінів пояснюють усі малопоши-

рені умовні позначення, символи, скорочення і терміни.

У вступі коротко викладають:

- оцінку сучасного стану проблеми;

- світові тенденції розв’язання поставлених задач;

- мету і задачі роботи;

- інформацію про об’єкт і методи дослідження;

- результати та їх новизну;

- взаємозв’язок з іншими роботами;

- рекомендації щодо використання результатів роботи;

- галузь застосування;

- прогнозні припущення про розвиток об’єкта дослідження;

- взаємозв’язок з іншими роботами.

- актуальність даної роботи та підставу для її виконання.

При роботі над основними розділами необхідно:

- виконати постановку задачі з розрисом ночаткових даних, формул,

що використовуються та приміток;

- визначити засоби розв’язанні задачі та скласти алгоритм розвязку

задачі;

- написати програму на мові Тurbo Рascal;

- роздрукувати та проаналізувати отримані результати.

У висновках наводяться одержані результати роботи, можливі галузі

їх використання, викладаються позитивні та негативні моменти з

досліджуваної проблеми, критично оцінюється значущість виконаної

роботи.

У перелік посилань включаються лише ті інформаційні джерела і

видання, що дійсно були використані в процесі виконання курсової роботи.

У додатках вміщують допоміжний та ілюстративний матеріал, який

безпосередньо стосується теми роботи, але при включенні його в основний

зміст ускладнює сприйняття тексту.

1.3 Вимоги до оформлення курсової роботи

При оформленні текстової частини курсової роботи необхідно

дотримуватись вимог ДСТУ 3008-95.

Пояснювальна записка курсової роботи з врахуванням вимог до

нормативно-технічних документів має подаватись на аркушах паперу

8

формату А4 без рамок з вказанням номера сторінки пояснювальної за-

писки роботи. Нумерація сторінок в правому верхньому кутку, починаючи

зі змісту.

Текст пояснювальної записки виконується відповідно до вимог

ДСТУ 3008-95 одним із застосовуваних друкувальних та графічних

пристроїв виведення ЕОМ з висотою букв і цифр не менше 2,5 мм, (кегль –

№ 14), через один інтервал.

Пояснювальна записка відноситься до текстових документів,

подається технічною мовою. Графічна інформація має подаватись у

вигляді ілюстрацій (схеми, рисунки, графіки, діаграми тощо). Цифрова – у

вигляді таблиць.

Структурними елементами основної частини поянювальної записки

є розділи, підрозділи, пункти, підпункти, переліки.

Розділ – головний ступінь поділу тексту, позначений номером і має

заголовок.

Підрозділ – частина розділу, позначена номером і має заголовок.

Пункт – частина розділу чи підрозділу, позначена номером і може

мати заголовок.

Підпункт – частина пункту, позначена номером і може мати

заголовок. Заголовки структурних елементів необхідно нумерувати тільки

арабськими числами.

Допускається розміщувати текст між заголовками розділу і

підрозділу, між заголовками підрозділу і пункту.

Кожен розділ рекомендується починати з нової сторінки.

Заголовки розділів записують великими літерами посередині рядка.

Заголовки підрозділів, пунктів та підпунктів (при наявності заголовка)

записують з абзацу малими буквами починаючи з великої (ДСТУ 3008-95).

Розділи нумерують порядковими номерами в межах всього

документа (1, 2 і т. д.). Після номера крапку не ставлять, а пропускають

один знак.

Підрозділи нумерують в межах кожного розділу, пункти в межах

підрозділу і т. д. за формою (3.1, 3.2, 3.2.1, 3.2.2, 3.2.2.1 і т. д.).

Цифри, які вказують номер, не повинні виступати за абзац.

Посилання в тексті на розділи виконується за формою: «...наведено в

розділі 3».

В тексті документа може наводитись перелік, який рекомендується

нумерувати малими літерами української абетки з дужкою або тире перед

текстом. Для подальшої деталізації переліку використовують арабські

цифри з дужкою.

Кожну частину переліку записують з абзацу, починаючи з малої

букви і закінчуючи крапкою з комою, в кінці останньої ставлять крапку.

Кожну формулу записують з нового рядка, симетрично до тексту.

Між формулою і текстом пропускають один рядок.

Умовні буквені позначення (символи) в формулі повинні відповідати

9

встановленим ГОСТ 1494-77. Їх пояснення наводять в тексті або зразу ж

під формулою. Для цього після формули ставлять кому і записують

пояснення до кожного символу з нового рядка в тій послідовності, в якій

вони наведені у формулі, розділяючи крапкою з комою. Перший рядок

повинен починатися з абзацу з слова “де” і без будь-якого знака після

нього.

Всі формули нумерують в межах розділу арабськими числами.

Номер вказують в круглих дужках з правої сторони, в кінці рядка, на рівні

закінчення формули. Номер формули складається з номера розділу і

порядкового номера формули в розділі, розділених крапкою. Дозволяється

виконувати нумерацію в межах всього документа.

Приклад

Таким чином, момент тертя в кернових опорах

5,1кGMт , (1.1)

де к – коефіцієнт пропорційності;

G – вага рухомої частини вимірювального механізму.

Одиницю вимірювання, при необхідності, беруть в квадратні дужки

][AR

UI . (1.2)

Числову підстановку і розрахунок виконують з нового рядка не

нумеруючи. Одиницю вимірювання беруть в круглі дужки. Наприклад,

)(2,2100

220AI .

Розмірність одного й того самого параметра в межах документа

повинна бути однаковою.

Якщо формула велика, то її можна переносити в наступні рядки.

Перенесення виконують тільки математичними знаками, повторюючи знак

на початку наступного рядка. При цьому знак множення “·” замінюють

знаком “×”.

Формула є частиною речення, тому до неї застосовують такі самі

правила граматики, як і до інших членів речення. Якщо формула

знаходиться в кінці речення, то після неї ставлять крапку. Формули, які

йдуть одна за одною і не розділені текстом, відокремлюють комою.

Посилання на формули в тексті дають в круглих дужках за формою:

“…в формулі (5.2)”; “... в формулах (5.7, …, 5.10)”.

Для пояснення викладеного тексту рекомендується його ілюструвати

графіками, кресленнями, фрагментами схем та ін., які можна виконувати

10

чорною тушшю, простим олівцем середньої твердості та комп’ютерною

графікою.

Розміщують ілюстрації в тексті або в додатках.

В тексті ілюстрацію розміщують симетрично до тексту після

першого посилання на неї або на наступній сторінці, якщо на даній вона не

уміщується без повороту.

На всі ілюстрації в тексті ПЗ мають бути посилання. Посилання

виконують за формою: “...показано на рисунку 3.1” або в дужках за

текстом (рисунок 3.1), на частину ілюстрації: “... показані на рисунку

3.2, б”. Посилання на раніше наведені ілюстрації дають зі скороченим

словом ”дивись” відповідно в дужках (див. рисунок 1.3).

Наведена форма запису (рисунок …) відповідає вимогам

ГОСТ 2.105-95, ДСТУ 3008-95 допускає скорочення, тобто замість

„Рисунок …” – „Рис. …”.

Між ілюстрацією і текстом пропускають один рядок.

Всі ілюстрації в ПЗ називають рисунками і позначають під

ілюстрацією симетрично до неї за такою формою: “Рисунок 3.5 –

Найменування рисунка”. Крапку в кінці не ставлять, знак переносу не

використовують. Якщо найменування рисунка довге, то його

продовжують у наступному рядку починаючи від найменування.

Нумерують ілюстрації в межах розділів, вказуючи номер розділу і

порядковий номер ілюстрації в розділі розділяючи крапкою. Дозволяється

нумерувати в межах всього документа.

Пояснюючі дані розміщують під ілюстрацією над її позначенням.

У випадку, коли ілюстрація складається з частин, їх позначають

малими буквами українського алфавіту з дужкою (а), б)) під відповідною

частиною. В такому випадку після найменування ілюстрації ставлять

двокрапку і дають найменування кожної частини за формою:

а) – найменування першої частини; б) – найменування другої

частини

або за ходом найменування ілюстрації, беручи букви в дужки:

Рисунок 3.2 – Структурна схема (а) і часові діаграми (б) роботи

фазометра

Якщо частини ілюстрації не вміщуються на одній сторінці, то їх

переносять на наступні сторінки. В цьому випадку під початком ілюстрації

вказують повне її позначення, а під її продовженнями позначають

“Рисунок 3.2” (продовження). Пояснюючі дані розміщують під кожною

частиною ілюстрації.

Якщо в тексті є посилання на складові частини зображеного засобу,

то на відповідній ілюстрації вказують їх порядкові номери в межах

ілюстрації.

Якщо ілюстрація є фрагментом повної розробленої схеми, то для

11

(номер) (назва таблиці)

всіх компонентів вказують ті позиційні позначення, які вказані на

схемі.

Якщо ілюстраціями є фотографії, то останні повинні бути наклеєні

на стандартні аркуші білого паперу і позначені як рисунки.

Таблицю розміщують симетрично до тексту після першого

посилання на даній сторінці або на наступній, якщо на даній вона не

уміщується і таким чином, щоб зручно було її розглядати без повороту або

з поворотом на кут 90 за годинниковою стрілкою.

ГОСТ 2.105-95 та ДСТУ 3008-95 пропонують такий запис таблиці:

Таблиця ________ – ___________________

На всі таблиці мають бути посилання за формою: “наведено в

таблиці 3.1”; “ ... в таблицях 3.1 – 3.5” або в дужках по тексту (таблиця

3.6). Посилання на раніше наведену таблицю дають зі скороченим

словом ”дивись” (див. таблицю 2.4) за ходом чи в кінці речення.

Таблиці нумерують в межах розділів і позначають зліва над

таблицею за формою: “Таблиця 4.2 – Найменування таблиці”. Крапку в

кінці не ставлять. Якщо найменування таблиці довге, то продовжують у

наступному рядку, починаючи від слова “Таблиця”. Номер таблиці

складається з номера розділу і порядкового номера таблиці в розділі,

розділених крапкою. Дозволяється нумерувати в межах всього документа.

Якщо в кінці сторінки таблиця переривається і її продовження буде

на наступній сторінці, в першій частині таблиці нижню горизонтальну

лінію, що обмежує таблицю, не проводять.

При перенесенні частин таблиці на інші сторінки, повторюють або

продовжують найменування граф. Допускається виконувати нумерацію

граф на початку таблиці і при перенесенні частин таблиці на наступні

сторінки повторювати тільки нумерацію граф.

У всіх випадках найменування (при його наявності) таблиці

розміщують тільки над першою частиною, а над іншими частинами зліва

пишуть “Продовження таблиці 4.2” без крапки в кінці.

Інші вимоги до виконання таблиць – відповідно до чинних

стандартів на технічну документацію.

Форма запису ”Література” відповідає формі запису вступу, основної

частини та висновків.

Список містить перелік літературних джерел, на які повинні бути

обов’язкові посилання в тексті пояснювальної записки. Література (книги,

статті, патенти, журнали) в загальний список записується в порядку

посилання на неї в тексті. Форма запису джерела повинна відповідати

ГОСТ 7.1-84 або ДСТУ 3582-97. Посилання на літературу наводять в

квадратних дужках […], вказуючи порядковий номер за списком.

12

Літературу записують мовою оригіналу. В списку кожну літературу

записують з абзацу, нумерують арабськими цифрами, починаючи з

одиниці.

Приклад

1. Аксенова З. И. Анализ производственно-хозяйственной

деятельности автотранспортных предприятий : учебное пособие для вузов /

З. И. Аксенова, А. А. Бачурин. – М. : Транспорт, 2007. – 352 с.

2. Організація виробничих процесів на транспорті в ринкових

умовах / [Канарчук В. Є., Лудченко О. А., Барилович Л. П., Бойко Г. Ф. та

ін.] – К. : Логос, 1996. – 348 с.

3. Краткий автомобильный справочник. – М. : Транспорт, 1986. –

464 с.

Додатки оформлюють як продовження документа на його наступних

сторінках, розташовуючи в порядку посилань на них у тексті ПЗ.

Посилання на додатки в тексті ПЗ дають за формою:

“... наведено в додатку А”, „... наведено в таблиці В.5 ” або

(додаток Б); (додатки К, Л ).

Кожен додаток необхідно починати з нової сторінки, вказуючи

зверху посередині рядка слово “Додаток” і через пропуск його

позначення. Додатки позначають послідовно великими українськими

буквами, за ви-нятком букв Ґ, Є, З, І, Ї, Й, О, Ч, Ь, наприклад, Додаток А,

Додаток Б і т. д. Якщо додатків більше ніж букв, то продовжують

позначати арабськими цифрами. Дозволяється позначати додатки

латинськими буквами, за винятком букв I і O.

Під позначенням для обов’язкового додатку пишуть в дужках слово

(обов’язковий), а для інформативного – (довідковий).

Кожен додаток повинен мати тематичний (змістовний) заголовок,

який записують посередині рядка малими літерами, починаючи з великої.

При наявності основного напису – заголовок записують у відповідній

графі.

Ілюстрації, таблиці, формули нумерують в межах кожного додатка,

вказуючи його позначення: “Рисунок Б.3 - Найменування”; “Таблиця В.5 –

Найменування” і под.

Нумерація аркушів документа і додатків, які входять до його складу,

повинна бути наскрізна.

Всі додатки включають у зміст, вказуючи номер, заголовок і

сторінки, з яких вони починаються.

В окремих дисциплінах допускається принципові електричні,

структурні, функціональні, монтажні схеми підшивати в записку як

обов’язкові додатки. В цьому випадку перед схемою в записці

розміщується окремий аркуш формату А4 з надписом в верхній частині

посередині поля „Додаток Б” (обов’язковий), а в середній частині аркуша

пишеться назва схеми.

13

1.4 Порядок захисту курсової роботи

Порядок захисту визначається робочим планом-графіком виконання

курсової роботи, підписаним викладачем та затверджується завідувачем

кафедри.

Попередньо здійснюється:

– нормоконтроль курсової роботи;

– виправлення помилок, що стосуються оформлення і його

відповідності нормативно-технічним документам;

– перевірка курсової роботи.

Будь-яке переписування матеріалів літературних джерел або

електронних документів (електронних книг, INTERNET-сайтів)

неприпустимо. Якщо студент вважає за необхідність наведення певної

кількості описових матеріалів, то вони розміщуються у додатках.

Для захисту курсових робіт кафедрою призначається комісія у складі

трьох викладачів.

До захисту допускаються курсові роботи, що виконані в повному

обсязі згідно з затвердженим індивідуальним завданням, перевірені

керівником і підписані ним на титульному аркуші із зазначенням дати.

Рекомендується підписувати курсові роботи таким чином: „До захисту”,

„Дата”, „Підпис керівника”. Курсові роботи, які не підписані до захисту

керівником, на захист не виносяться.

Стан справ з виконанням курсової роботи певної дисципліни з

допуском до складання іспиту з цієї дисципліни не пов’язувати,

прирівнявши у такий спосіб захист курсової роботи до додаткового іспиту.

Захист роботи проводиться публічно за встановленим графіком

перед комісією, склад якої затверджується завідувачем кафедри, і

здійснюється таким чином:

– студент робить доповідь за темою тривалістю 5-10 хвилин (або

допускається інша форма прийому курсової роботи, що визначається

комісією);

– після доповіді члени комісії задають питання за темою роботи;

– за результатами захисту комісія на закритому засіданні визначає

оцінку, яка потім оголошується студенту;

– у випадку виявлення керівником роботи чи членами комісії факту

несамостійного виконання роботи, студент до захисту не допускається.

Курсова робота оцінюється за лінгвістичною системою на підставі

критеріїв виконаного та захищеного курсової роботи з даної дисципліни,

затверджених відповідною кафедрою. Всі вимоги до якості курсових робіт

повинні бути відображені в критеріях оцінювання.

14

1.5 Обов’язки керівника курсової роботи

Керівництво курсовим проектуванням здійснюється найбільш

кваліфікованими викладачами, які ведуть лекційні, практичні і лабораторні

заняття з даної дисципліни. Керівник:

– готує індивідуальні завдання на курсову роботу, у яких визначає

коло питань, що мають висвітлюватися у курсовій роботі;

– заздалегідь розробляє графік виконання курсової роботи і

контролює його виконання кожним студентом (графіки виконання та

консультацій повинні мати своє відображення на стендах або в залі

курсового проектування кафедри);

– контролює виконання студентом поетапного індивідуального

графіка курсового проектування з відповідною поміткою в журналі;

– організовує і проводить консультації з питань курсового

проектування;

– веде журнал, відзначаючи не тільки стан успішності та

відвідування консультацій за семестр, а й заповнює в кінці журналу за

списком поетапний графік виконання курсової роботи;

– проміжні етапи позначаються у відсотках (не іншими

позначеннями, типу „+”, „–”), а на заключному – у відсотках, рейтингом та

відповідною оцінкою;

– перевіряє і візує до захисту (чи відхиляє) виконаний, оформлену і

підписану студентом курсову роботу;

– після завершення графіка проектування продовжує

консультування, але переглядає і перевіряє вже повністю закінчену і

оформлену курсову роботу.

1.6 Обов’язки кафедри

Кафедра несе повну відповідальність за хід курсового проектування

у навчальному процесі, в зв’язку з цим:

– вирішує питання стосовно організації та проведення передбаченого

навчальним планом виконання курсових проектів та робіт із закріплених за

нею дисциплін;

– заздалегідь формує та затверджує тематику курсових проектів та

робіт;

– формує комісії для захисту курсових проектів та робіт; організовує

їх роботу;

– здає захищені оботи до архіву, де вони зберігаються у

встановленому порядку;

– обговорює на засіданнях підсумки курсового проектування і

заходи щодо підвищення його якості;

– питання затвердження тематики курсових робіт, організації,

виконання, захисту, підсумків відображаються в протоколах кафедри.

15

2 РОЗРОБКА ПРОГРАМИ ДЛЯ ВИЗНАЧЕННЯ ПОКАЗНИКІВ

РОБОТИ ВУЗЛІВ ТА АГРЕГАТІВ АВТОМОБІЛЯ

2.1 Постановка задачі

Для легкових автомобілів з гіпоїдним зачепленням головної передачі

число зубцiв веденого конiчного колеса z1=14…15, а кут нахилу гвинтової

поверхнi 1=45.

Для гіпоїдних передач 12, причому 5,1...3,1cos

cos

1

2

.

Величина нормального модуля визначається за формулою:

2

2

2

15,0

cos

zz

Lmn

, (1)

де L - довжина твірної дiлильного конуса, мм.

Довжина твірної дiлильного конуса вибирається згідно графіка,

зображеного на рис. 1. При цьому, якщо Memaxulup>1800…1850 Нм, а

u0>5,2…5,4, то рекомендується подвійна передача (крива 2), в

протилежному випадку одинарна (крива 1).

Рисунок 1 - Криві для визначення довжини твірної дiлильного

конуса

16

Радіус початкового обводу веденого колеса визначається за

формулою:

cos2

2

2

nmzr . (2)

Змiщення осей при гiпоiдному для легкових автомобілів

визначається за формулою:

E2 = 0,4r2. (3)

Довжина зубця ведучої конічної шестернi для легкових автомобілів


b1 = (0,25…0,3) L. (4)

Довжина зубця веденої конічної шестернi для легкових автомобілів


b2 = b1-(3…4) мм. (5)

Кут зачеплення для легкових автомобілів може приймати такі

значення 14; 16; 1730’.

Необхідні початкові дані:

Згідно із варіантом вибираємо початкові дані:

1) тип автомобіля - легковий;

2) максимальний крутний момент двигуна Memax = 53 Нм;

3) передаточне число головної передачі u0 = 5,125;

4) передаточне число коробки передач ul = 3,83;

5) передаточне число додаткового редуктора uр = 1;

Формалізація задачі:

Вибрати параметри головної передачi автомобiля. Для розв'язку

задачі необхідно визначити:

1) довжину твірної дiлильного конуса L;

2) числа зубцiв ведучого і веденого конiчного колеса z1 і z2;

3) кути нахилу гвинтової поверхнi 1 і 2;

4) змiщення осей при гiпоїдному зачепленнi Е2;

5) довжини зубців ведучої та веденої конічної шестернi b1 і b2;

6) кут зачеплення ;

7) величину нормального модуля mn (для гіпоїдного зачеплення

значення двох модулів).

17

2.2 Розробка алгоритмів розв’язання задачі

Рисунок 2 - Блок-схема розрахунку головної передачi автомобiля

Початок

z1=15; beta1=45

Виведення: L; z1; z2; beta1; beta2; E2; b1; b2;

alfa; mn1; mn2

Кінець

dob:=Memax*il*ir

Введення: alfa

mn1:=L*Cos(beta1*Pi/180)/

(0.5*Sqrt(Sqr(z1)+Sqr(z2)))

b2:=b1-3

Введення із файла:

Memax; io; il; ir

z2:=Round(z1*io)

B2:=ArcCos(cos21*Cos

(beta1*Pi/180))*180/Pi

r2:=z2*mn2/(2*Cos(beta2*Pi/180))

Введення: b1

Введення: L

Ввод: cos21

mn2:=L*Cos(beta2*Pi/180)/

(0.5*Sqrt(Sqr(z1)+Sqr(z2)))

E2:=0.4*r2

18

2.3 Вибір типу та структури оброблюваних даних

Вибір типу та структури оброблюваних даних:

В процесі розв'язку поставленої задачі оброблюються дані типу, що

наводиться у таблиці 1.

Таблиця 1 - Типи даних, що використовувались при розробці програми

Тип Область значень Фізичний формат

Integer від -215

до 215

16 розрядів, зі знаком

Real від 2,910

-39

до 1,71038

Точність 11-12 розрядів, розмір в байтах - 6

Text — Текстовий файл

Таблиця 2 – Перелік ідентифікаторів Параметр Позначення Ідентифікатор

Довжина твірної дiлильного конуса L L

Числа зубцiв ведучого і веденого конiчного колеса z1; z2 z1; z2

Кути нахилу гвинтової поверхнi 1; 2 beta1; beta2

Змiщення осей при гiпоїдному зачепленнi Е2 Е2

Довжини зубців ведучої та веденої конічної шестернi b1; b2 b1; b2

Кут зачеплення alfa

Величини нормального модуля mn1; mn2 mn1; mn2

Передаточне число головної передачі u0 io

Передаточне число коробки передач ul il

Передаточне число додаткового редуктора uр ir

Максимальний крутний момент двигуна Memax Memax

2.4 Програмування задачі на мові Turbo Pascal

В результаті відлагодження програми вибору параметрiв головної

передачi автомобiля в середовищі Turbo Pascal остаточно отримано такий

текст програми:

Program 1;

Uses Crt;

Const z1=15;

beta1=45;

Var Memax,lin,z2,b1,b2:Integer;

io,ir,il,dob,L,cos21,beta2,mn1,mn2,r2,E2,alfa:Real;

f:Text;

function ArcCos(x:real):real;

begin

ArcCos:=ArcTan(-X/Sqrt(-X*X+1))+2*ArcTan(1)

end;

Begin

19

TextBackground(6);

TextColor(1);

ClrScr;

WriteLn(' Програма вибору параметрiв головноi передачi

автомобiля');

WriteLn;

{Введення початкових даних}

Assign(f,'Golowna peredaca.txt');

Reset(f);

ReadLn(f,Memax);

ReadLn(f,io);

ReadLn(f,il);

ReadLn(f,ir);

Close(f);

{Розрахунок}

dob:=Memax*il*ir;

if dob>1800 then lin:=2 else lin:=1;

WriteLn('Виберiть за кривою ',lin,' графiка довжину твiрноi

дiлильного конуса');

Write('для Memax*il*ir=',dob:1:0,' i io=',io:5:3,' L=');

ReadLn(L);

z2:=Round(z1*io);

Write('Виберiть спiвiдношення (1.3-1.5) cosВ2/cosВ1=');

ReadLn(cos21);

beta2:=ArcCos(cos21*Cos(beta1*Pi/180))*180/Pi;

mn1:=L*Cos(beta1*Pi/180)/(0.5*Sqrt(Sqr(z1)+Sqr(z2)));

mn2:=L*Cos(beta2*Pi/180)/(0.5*Sqrt(Sqr(z1)+Sqr(z2)));

r2:=z2*mn2/(2*Cos(beta2*Pi/180));

E2:=0.4*r2;

Write('Виберiть довжину зубця ведучоi конiчноi шестернi

(',0.25*L:3:1,'-',0.3*L:3:1,') b1=');

ReadLn(b1);

b2:=b1-3;

Write('Виберiть кут зачеплення (14; 16; 17,5; ) alfa=');

ReadLn(alfa);

{Виведення результатiв}

WriteLn;

WriteLn('Результати розрахункiв:');

WriteLn('Довжина твiрноi дiлильного конуса, мм:__________',L:1:0);

WriteLn('Число зубцiв веденого конiчного колеса:__________',z1);

WriteLn('Число зубцiв ведучого конiчного колеса:__________',z2);

WriteLn('Кут нахилу гвинтовоi поверхнi beta1:_____________',beta1);

WriteLn('Кут нахилу гвинтовоi поверхнi beta2:_________',beta2:4:2);

WriteLn('Змiщення осей при гiпоiдному зачепленнi, мм:____',E2:4:2);

20

WriteLn('Довжина зубця ведучоi конiчноi шестернi, мм:_____',b1);

WriteLn('Довжина зубця веденоi конiчноi шестернi, мм:_____',b2);

WriteLn('Кут зачеплення:_____________________________',alfa:3:1);

WriteLn('Нормальний модуль ведучоi конiчноi шестернi,

мм:_',mn1:3:1);

WriteLn('Нормальний модуль веденоi конiчноi шестернi,

мм:_',mn2:3:1);

WriteLn;

WriteLn('Для виходу натиснiть ENTER');

ReadLn

End.

2.5 Друк та перевірка результатів

Отримані результати показані на рисунку 3.

Рисунок 3 - Отримані результати

Тестову перевірку проводимо в середовищі MS Excel шляхом вибору

параметрiв головної передачi автомобiля за допомогою формул Excel і

порівняння отриманого значення із значеннями, що отримані програмою.

Результати тестової перевірки показані на рисунку 4.

21

Рисунок 4 - Тестова перевірка в середовищі MS Excel

Оскільки результати, отримані шляхом перевірки ідентичні із

значеннями отриманими програмою, то задачу розв’язано вірно.

22

3 РОЗРОБКА ПРОГРАМИ ДЛЯ РОЗВ’ЯЗАННЯ СИСТЕМИ

ЛІНІЙНИХ АЛГЕБРАЇЧНИХ РІВНЯНЬ


Задано систему лінійних рівнянь з n невідомими:

11 1 12 2 1 1

21 1 22 2 2 2

1 1 2 2

...

...

..............................................

...

n n

n n

n n nn n n

a x a x a x b

a x a x a x b

a x a x a x b

, (6)

Серед цих рівнянь можуть бути і такі, що

1 20 0 0 nx x x b (7)

Далі вважатимемо, що система (6) має розв’язок, тобто сумісна.

Якщо b 0, то рівняння (7) не задовольняє ніякі значення хі. У цьому

разі система не має розв'язку, вона несумісна.

Якщо b = 0, то рівняння (7) задовольняють будь-які значення х1, х2,

… , хn. При цьому вираз (7) називають не рівнянням, а тотожністю і

записують 00 . Тотожність можна вилучити із системи. При цьому решта

рівнянь матиме ті самі розв'язки, що і раніше. Вважається, що системи з

тотожністю і без тотожності рівносильні. Дві системи лінійних рівнянь

називаються рівносильними, якщо вони мають однакові розв'язки.

Над системами лінійних рівнянь виконують операції, які назива-

ються елементарними: додавання до обох частин рівняння відповідних

частин іншого рівняння, помножених на деяке число ; перестановку

рівнянь у системі; вилучення із системи тотожності 00 ; множення якого-

небудь рівняння системи на дійсне число, відмінне від нуля; перенумерація

рівнянь і невідомих.

За допомогою операції можна вилучити будь-яке невідоме з усіх

рівнянь системи, окрім одного. При цьому невідоме, яке вилучають,

називається провідним невідомим; коефіцієнти при провідному

невідомому називаються провідними елементами, а рівняння, у якому

зберігається провідне невідоме, називається провідним рівнянням.

Як приклад вилучимо з першого рівняння системи (6) невідоме х1 і

приймемо за головне перше рівняння. Для цього помножимо рівняння, з

якого вилучимо х1, на k, де k = 2, 3, ..., n, і додамо знайдене рівняння до

головного. У результаті цього маємо

11 1 1 12 2 2 1 1( ) ( ) ... ( ) .k k k k n k kn n k ka a x a a x a a x b b (8)

23

Поклавши 11 1 0k ka a , або 11 1/k ka a , дістанемо рівняння, в

якому відсутнє невідоме х1. Аналогічно вилучимо з усіх рівнянь 1,x крім

головного (першого) рівняння. Потім, взявши за головне друге рівняння

знайденої системи, вилучимо х2 з усіх наступних рівнянь і т. д. У

результаті цього дістанемо так звану ступінчасту систему:

11 1 12 2 1 1 1

22 2 2 2 2

... ...

... ...

..............................................

...

r r n n

r r n n

rr r rn n r

a x a x a x a x b

a x a x a x b

a x a x b

(9)

або систему у трикутній формі:

11 1 12 2 1 1 1

22 2 2 2 2

... ...

... ...

..............................................

...

............................

r r n n

r r n n

rr r rn n r

nn n n

a x a x a x a x b

a x a x a x b

a x a x b

a x b

(10)

Система (10) має єдиний розв’язок, а система (9) при r < п має п - r

так званих вільних змінних, тобто невідомих, які набувають довільних

значень. Для того щоб довільну систему вигляду (6) привести до вигляду

(9) або (10), часто достатньо перенумерувати як рівняння, так і невідомі.

Розглянута методика перетворення системи (6) на системи (9) і (10)

називається методом послідовних вилучень невідомих Джордано – Гауса

або коротко методом Гауса.

3.2 Необхідні початкові дані

885,03,25

775,12,2425,3

26,16,13

644,246,1

73,22,14

54321

54321

54321

54321

5421

xxxxx

xxxxx

xxxxx

xxxxx

xxxx

Задача зводиться до створення масиву методом вводу його з

клавіатури та обчислення матриці для знаходження коренів рівнянь.

24

3.3 Розробка алгоритмів розв’язання задачі

Рисунок 5 - Блок-схема розв’язання системи лінійних алгебраїчних

рівнянь метода Гауса

25


В процесі розв’язку поставленої задачі оброблюються дані типу, що


Таблиця 3 - Типи даних, які використовуються при розробці програми


Integer від -215

до 215


Real від 2,910-39

до 1,71038

Точність 11-12 розрядів, розмір в

байтах - 6

Text — Текстовий файл

З метою збереження і обробки в пам’яті ЕОМ прийняті системи

ідентифікаторів, які подані у таблиці 4.

Таблиця 4 – Перелік ідентифікаторів, що використовуються для розв’язку

Параметр Позначення Ідентифікатор

Кількість рівнянь n N

Коефіцієнти при невідомих a, b A

Корені рівнянь x B

Параметри циклів i, j, k i, j, k

Допоміжна змінна - Q

3.5 Програмування задачі на мові Тurbo Рascal

В результаті відлагодження програми розв’язку систем лінійних

алгебраїчних рівнянь методом Гауса в середовищі Turbo Pascal остаточно

отримано такий текст програми:

Program 2;

Uses Crt;

Const N=5;

Var A:Array[1..N,1..N+1] Of Real;

B:Array[1..N] Of Real;

i,j,k:Integer;

Q:Real;

f:Text;

Begin

{Введення початкових даних}

Assign(f,'gaus.txt');

Reset(f);

26

For i:=1 To N Do

Begin

For j:=1 To N+1 Do Read(f,A[i,j]);

ReadLn(f);

End;

Close(f);

{Знаходження коренiв}

For i:=1 To N-1 Do

For j:=N DownTo i+1 Do

Begin

Q:=A[j,i]/A[i,i];

For k:=i To N+1 Do

A[j,k]:=A[j,k]-A[i,k]*Q

End;

For i:=N DownTo 1 Do

Begin

B[i]:=A[i,N+1];

For j:=N DownTo i+1 Do

B[i]:=B[i]-A[i,j]*B[j];

B[i]:=B[i]/A[i,i]

End;

{Виведення результатiв}

WriteLn (' Програма розв'язку системи лінійних рівнянь методом

Гауса ');

WriteLn;

WriteLn (' Корені системи:');

For i:=1 To N Do

WriteLn ('X',i,'=',B[i]:5:3);

WriteLn;

WriteLn (' Для виходу з програми натисніть ENTER ');

ReadLn

End.


Отримані результати для метода Гауса показані на рисунку 6.

27

Рисунок 6 - Отримані результати системи рівнянь

Тестову перевірку в середовищі MS Excel проводимо шляхом

підставляння у формулу коефіцієнтів при невідомих і коренів системи

рівнянь і порівняння результатів із стовпчиком вільних членів рівнянь.

Для методу Гауса результати перевірки показані на рисунку 7.

4 1,2 0 2,3 1 7 7,04414 -2,7884

1,5 4 1 2,4 4 6 6,0166 -3,9073

3 1,6 1 1,6 1 2 2,03312 0,5892

3,5 2 4 2,2 1,75 7 7,0386 9,751

5 1 2,3 0,5 8 -8 -7,94504 0,4592

Коефіцієнти при невідомих Вільні члени Перевірка Корені

Рисунок 7 - Тестова перевірка в середовищі MS Excel

Після запуску програм розв’язання систем лінійних алгебраїчних

рівнянь за методом Гауса були отримані результати, проаналізувавши їх,

ми прийшли до висновку, що це корені системи рівнянь. Звідси виходить,

що програма правильна і відповідає результатам умови задачі.

28

4 РОЗРОБКА ПРОГРАМИ ДЛЯ ОБРАХУНКУ РЕАКЦІЇ

ДОВІЛЬНОЇ СИСТЕМИ СИЛ ТА ГРАФІЧНЕ ВІДОБРАЖЕННЯ ЇХ

ЗАЛЕЖНОСТІ ВІД ЗМІННОГО КУТА


Плоска рама знаходиться під дією сил F1, F2 і пари сил з моментом

М. Напрямок сил визначається кутами і , а геометричні розміри

параметрами a, b, c, d, і h.

Рама закріплена до нерухомої основи за допомогою плоского

шарніра А, а в точці В тонким стержнем.

Для заданої конструкції рами, при умові її рівноваги, знайти опорні

реакції, побудувати графіки залежностей цих реакцій від змінного кута,

який помічений в таблиці 5 зірочкою (*).

Рисунок 8 – Плоска рама, на яку діють зусилля

Складемо рівняння рівноваги плоскої системи сил:

0iX : 0cossin 12 FFX A (11)

0iY : 0cossin 21 BA RFFY (12)

0AiM : 0sincos)(sin)( 112 aFhbFhFcaRM B (13)

29

Одержані рівняння розв’язуємо в такій послідовності

)(

sincos)(sin 112

ca

aFhbFhFMRB

; (14)

cossin 12 FFX A ; (15)

BA RFFY cossin 21 ; (16)

Модуль реакції RA знайдемо за формулою

2 2

A A AR X Y ; (17)

Для перевірки правильності знаходження реакцій складемо рівняння

перевірки:

0ВiM : 0)()(cos

sinsin)(cos)(

1

122

caYdbhXdF

cFdbFcaFM

AA

(18)

4.2 Необхідні початкові дані

Необхідні початкові дані заносимо в таблицю 5.

Таблиця 5 – Початкові дані для обрахунку задачі

Сили та моменти

F1, Н F2, Н М, Нм

14 22 48

Лінійні розміри

a, м b, м c, м d, м h, м

9 5 3 2 4

Кути

* 20

30

4.3 Розробка алгоритму розв’язання задачі

Початок

F1, F2, M, a, b, c, d, h,

Кінець

= 0

, Xa, Ya, Ra, Rb

> 360

так

ні

= + 30

2 2

A A AR X Y

K < 0,001ні

так

Задача

розв’язана

невірно

2 1 1sin ( ) cos sin

( )B

M F h F b h F aR

a c

2 1sin cosAX F F

1 2sin cosA BY F F R

2 2

1 1

( ) cos ( ) sin

sin cos ( )

( ) 0

A

A

К M F a c F b d

F c F d X h b d

Y a c

Рисунок 9 - Блок-схема обрахунку реакції довільної системи сил

31


В процесі розв’язку поставленої задачі оброблюються дані типу, що


Таблиця 6 - Типи даних, які використовуються при розробці програми


Integer від -215

до 215


Real від 2,910-39

до 1,71038

Точність 11-12 розрядів, розмір в

байтах - 6

З метою збереження і обробки в пам’яті ЕОМ прийняті системи

ідентифікаторів, які подані у таблиці 7.

Таблиця 7 – Прийнята система ідентифікаторів для програмування

Назва параметра Позначення

у формулі у програмі

Сила F1 F1 F1

Сила F2 F2 F2

Момент М М M

Розміри: a a A

b b B

c c C

d d D

h h H

Кут Fi

Кут Beta

Число Архімеда Pi

Реакція ХА ХА Xa

Реакція YA YA Ya

Реакція RA RA Ra

Реакція RB RB Rb

Значення перевірки K K

4.5 Програмування задачі на мові Тurbo Рascal

Program teormeh;

Var

F1,F2,M,A,B,C,D,H:real;

fi,beta,Xa,Ya,Ra,Rb,K:real;

Label 1,2,3,4;

begin

Writeln('Введіть силу F1');

32

Readln(F1);

Writeln('Введіть силу F2');

Readln(F2);

Writeln('Введіть момент M');

Readln(M);

Writeln('Введіть почергово розміри a,b,c,d,h');

Readln(a,b,c,d,h);

Writeln('Введіть кут beta');

Readln(beta);

fi:=0;

1:Rb:=(-M+F2*sin(beta*pi/180)*h+F1*cos(fi*pi/180)*(b+h)+

F1*sin(fi*pi/180)*a)/(a+c);

Xa:=-F1*cos(fi*pi/180)-F2*sin(beta*pi/180);

Ya:=F1*sin(fi*pi/180)-F2*cos(beta*pi/180)-Rb;

Ra:=sqrt(Xa*Xa+Ya*Ya);

K:=M-F1*cos(fi*pi/180)*d+F1*sin(fi*pi/180)*c-

F2*cos(beta*pi/180)*(a+c)+F2*sin(beta*pi/180)*(b-d)+Xa*(h+b-d)-

Ya*(a+c);

If K<0.001 then

goto 2

else

goto 3;

2:writeln('-------------------------');

writeln('fi=',fi:2:2);

writeln('Xa=',Xa:2:2);

writeln('Ya=',Ya:2:2);

writeln('Ra=',Ra:2:2);

writeln('Rb=',Rb:2:2);

writeln('Перевірка=',K:2:2);

fi:=fi+30;

if fi>360 then

goto 4

else

goto 1;

3:writeln ('Задача розвязана невірно');

4:

End.

33


Результати роботи програми представлені на рисунку 10.

Рисунок 10 – Результати обрахунків

Результати обрахунку за допомогою Excel представлені на рисунку

11, а графічне відображення залежності реакцій точок А та В від змінного

кута показане на рисунку 12.

34

XA YA RB RA К

0 -21,31 -17,11 5,79 27,33 0,00000

10 -21,16 -15,97 6,40 26,51 0,00000

20 -20,71 -14,69 6,80 25,39 0,00000

30 -19,97 -13,30 6,99 24,00 0,00000

40 -18,97 -11,85 6,96 22,37 0,00000

50 -17,74 -10,37 6,71 20,55 0,00000

60 -16,31 -8,91 6,26 18,59 0,00000

70 -14,73 -7,52 5,61 16,54 0,00000

80 -13,05 -6,24 4,78 14,47 0,00000

90 -11,31 -5,11 3,79 12,41 0,00000

100 -9,58 -4,16 2,69 10,44 0,00000

110 -7,89 -3,42 1,50 8,60 0,00000

120 -6,31 -2,91 0,26 6,95 0,00000

130 -4,89 -2,66 -1,00 5,56 0,00000

140 -3,65 -2,65 -2,23 4,52 0,00000

150 -2,65 -2,91 -3,40 3,94 0,00000

160 -1,92 -3,42 -4,48 3,92 0,00000

170 -1,47 -4,16 -5,42 4,41 0,00000

180 -1,31 -5,11 -6,21 5,27 0,00000

190 -1,47 -6,24 -6,81 6,41 0,00000

200 -1,92 -7,52 -7,21 7,76 0,00000

210 -2,65 -8,91 -7,40 9,30 0,00000

220 -3,65 -10,37 -7,37 10,99 0,00000

230 -4,88 -11,85 -7,13 12,81 0,00000

240 -6,31 -13,30 -6,67 14,72 0,00000

250 -7,89 -14,69 -6,02 16,68 0,00000

260 -9,58 -15,97 -5,19 18,62 0,00000

270 -11,31 -17,11 -4,21 20,51 0,00000

280 -13,05 -18,06 -3,10 22,28 0,00000

290 -14,73 -18,80 -1,91 23,88 0,00000

300 -16,31 -19,30 -0,67 25,27 0,00000

310 -17,74 -19,56 0,59 26,41 0,00000

320 -18,97 -19,56 1,82 27,25 0,00000

330 -19,97 -19,30 2,99 27,78 0,00000

340 -20,71 -18,80 4,06 27,97 0,00000

350 -21,16 -18,06 5,01 27,82 0,00000

360 -21,31 -17,11 5,79 27,33 0,00000

Рисунок 11 – Результати обрахунку за допомогою Excel

35

-10,00

-5,00

0,00

5,00

10,00

15,00

20,00

25,00

30,00

0

30

60

90

12

0

15

0

18

0

21

0

24

0

27

0

30

0

33

0

36

0

кут

Реакції

RB RA

Рисунок 12 – Графік зміни реакцій точки А та В в залежності від значення

змінного кута

Після запуску програми розрахунку реакцій були отримані

результати, проаналізувавши їх, ми прийшли до висновку, що програма

працює вірно, що довела перевірка в Excel.

36

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Савуляк В.І., Архіпова Т.Ф., Губанов А.В. Інформатика.

Частина 1. Навчальний посібник.- Вінниця: ВНТУ, 2008.– 141с.

2. Савуляк В.І., Архіпова Т.Ф., Губанов А.В. Інформатика.

Частина 2. Навчальний посібник.- Вінниця: ВНТУ, 2008.– 182с.

3. Методичні вказівки до лабораторних робіт з курсу

“Обчислювальна техніка та програмування”. Частина ІІ. / Уклад. В.О.

Пішенін, Н.В. Нікітіна, Т.М. Буторіна. – Вінниця, ВДТУ, 1997. - 94 с.

4. Методичні вказівки до практичних занять для студентів

спеціальності "Автомобілі та автомобільне господарство" денної форми

навчання "Аналіз конструкції та розрахунок автомобілів" / Уклад. В.

Кищун, М. Ганзюк. - Луцьк: ЛДТУ, 2002. - 84 с.

5. Круподьорова Л.М. Алгоритмізація і основи програмування

Навчальний посібник.-Вінниця: ВНТУ, 2005. - 169 с.

6. Дубовий В.М., Кветний Р.Н. Основи застосування ЕОМ у

інженерній діяльності - Київ: ІСДО, 1994. - 250 с.

7. Светозарова Г.И., Мельников А.А., Козловский А.В. Практикум

по программированию на языке Бейсик - Москва: Наука. 1988р. - 225с.

8. Зуев Е.А. Язык программирования: Turbo Pascal 7.0. - М.: Унитех,

1992. - 298 с.

9. Аладьев В.З. Тупло В.Г. Turbo Pascal для всех. -К.: Техника, 1993.

10. Финин А.М. Турбо Паскаль 7.0. – М., 2000.

11. Фаронов В.В. Турбо Паскаль 7.0. Практика программирования.

Учебное пособие. -М.: Нолидж, 1997.

12. Ускова О. Ф. Программирование на языке ПАСКАЛЬ. –

М.:„Питер”, 2002 р.

13. Немнюгин С. А. Turbo pascal. Учебник. – М.:„Питер”, 2002 р.

14. Ю. Федоренко Алгоритмы и программы на Turbo Pascal. – М.:

„Питер”, 2001 р.

http://www.vstu.edu.ua/ua/inst/inomzn/ukr/book.php?idx=280

37

ДОДАТКИ

38

Додаток А

Вінницький національний технічний університет

Інститут машинобудування та транспорту

Кафедра автомобілів та транспортного менеджменту

КУРСОВА РОБОТА

з дисципліни:

«Інформатика»

на тему:

РОЗРОБКА ПРОГРАМ ДЛЯ РОЗВ’ЯЗКУ ТИПОВИХ ЗАДАЧ

08-29.КР.ІНФ.101.00.000 ПЗ

Студента 1-го курсу групи 1АТ-12б

напряму підготовки 6.070106 .

Автомобільний транспорт .

Іванов П.В. .

. (прізвище та ініціали)

Керівник: ст. викладач

Цимбал С.В.

Національна шкала

Кількість балів

Оцінка: ECTS

Члени комісії: ________________ ______________________

(підпис) (прізвище та ініціали)

________________ _____________________

(підпис) (прізвище та ініціали)

м. Вінниця – 2013 рік

39

Додаток Б

Варіанти завдань для розробки програм визначення показників

роботи вузлів та агрегатів автомобіля

ВАРІАНТ 1

Визначити основні параметри зчеплення і провести розрахунок

натискних пружин.

Для розв’язку задачі необхідно:

1) вибрати коефіцієнт запасу зчеплення β;

2) визначити необхідний статичний момент тертя Мс;

3) визначити дійсну поверхню тертя Fтр;

4) визначити тиск на фрикційній поверхні q;

5) розрахувати сумарне натискне зусилля РΣ і натискне зусилля даної

пружини Рн;

6) визначити діаметр дроту пружини dп число робочих витків і,

попередній стиск λ, найбільшу напругу при вимкнутому зчеплені τmax,

вільну довжину пружини L.

Робочі формули:

MC = β·Me max, H·м; R = 4

dD , мм;

Fтр = 44

)(2

3

3

22 dz

dD

, мм

2;

q = сртрm

c

RFz

, МПа;

PΣ = q · Fтр, P = n

, H; dп =

3max6.1

l

Dn

, мм;

i = 3

4

6.1 n

n

D

ldG

; λ =

4

38

n

n

dG

iDP

, мм; Pmax = Pн·

l, H;

n

n

nd

D

d

P 21

42

maxmax

, МПа

L = ldi n )2( (2÷3), мм;

В цих формулах:

D i в – відповідно зовнішній і внутрішній діаметри фрикційних

накладок мм;

Rср – середній радіус дисків, мм;

μ – коефіцієнт тертя, що змінюється в межах 0,3÷0,5;

zм – число пар поверхонь тертя;

z3 – число заклепок;

d3 – діаметр заклепок, мм;

n – число пружин;

40

Dп – середній діаметр навивки пружин, мм;

λmax – найбільше сумарне стиснення пружини на вимкнутому

зчепленні, мм;

ξ – коефіцієнт, що враховує напругу зрізу;

∆l – хід стиснення пружини при вимкнутому зчепленні (∆l=2÷3);

[τ] – допустима напруга, МПа;

Рmax – максимальне зусилля стиснення, Н.

Значення коефіцієнта β вибирається з таблиці 8.

Таблиця 8 – Межі коефіцієнта запасу і режиму роботи зчеплення

Тип і призначення автомобіля В А

Легкові автомобілі 1,3÷1,75 0,47

Вантажні, не призначені для роботи у

важких умовах

1,6÷2,0 0,36

Інші вантажні автомобілі та тягачі 2,0÷2,8 0,19

Тиск q повинен знаходитись в межах :

- для азбестофрикційних накладок – 0,18÷0,35 МПа;

- для металокерамічних накладок – 1,5÷2,0 МПа.

Парметри D I d вибираються, виходячи з конструктивних міркувань з

врахуванням реальних значень, взятих для автомобілів-прототипів.

Значення D можна попередньо визначити з виразу D = A

M emax , де

коефіцієнт А вибирається з таблиці 8. При цьому відношення D

d=0,5÷0,75

повинно бути тим більше, чим високооборотніший двигун.

Відношення lmax знаходиться в межах 7÷10.

Для пружинних сталей “Сталь-65Г” [τ]=700 МПа.

Значення ξ вибирається з таблиці 9.

Таблиця 9 – Коефіцієнт для врахування напруг зсуву

Відношення

діаметрів Dn/dn

4 5 6 7 8

Коефіцієнт ξ 1,37 1,29 1,24 1,20 1,17

Параметри пружини повинні знаходитись в межах: dn = 2,0÷5,5 мм;

Dn = 20÷40; і = 4÷10.

Фрикційні накладки, що випускаються промисловістю, мають такі

розміри: 180100; 180120; 200130; 200140; 215160; 250180;

280180; 300200; 325220; 325230; 340210; 350210; 350210;

350240; 380200; 400240; 420240; 420280, мм.

41

ВАРІАНТ 2

Визначити питому роботу буксування зчеплення, а також

підвищення температури натискного диску за одне рушання автомобіля з

місця


1) визначити мінімально можливий час вмикання зчеплення t0 min;

2) задатися коефіцієнтом режиму вмикання к;

3) визначити повну роботу буксування L;

4) визначити питому роботу буксування q;

5) визначити температуру нагріву натискного диску ∆t за одне

рушання з місця.


t0 min = 230

2

MM

MnI

n

nma

, с;

Ia = 2

2

m

ka

i

rM , Н·м·с

2; Мψ =

mm

ka

i

rMg

, Н·м;

L =

k

nMMg

k

MgnM

i

rn ma

m

a

m

ama

m

km

30

2

3

2

26030 2

222

2

2

;

q = трm Fz

L

,

2мм

Дж; t

0 =

Дmc

L

,

0С; mД =

4

)( 21

21 dD

, кг.


Іа – приведений до первинного валу коробки передач момент інерції

маховика еквівалентного автомобіля, що рухається поступально, Н·м·с2;

nm – середня частота обертання колінчастого вала в процесі

включення зчеплення, хв.-1

;

Mn – момент на валі двигуна при частоті обертання nm, Н·м;

Мψ – момент опору руху автомобіля, приведений до первинного

вала, Н·м;

δ` - коефіцієнт, що враховує моменти інерції коліс (δ` = 1,04÷1,06);

ηт – ККД трансмісії;

іm = i0·ik·ip – загальне передаточне число трансмісії при включеній

першій передачі;

ψ – розрахунковий коефіцієнт сумарного опору дороги (ψ=0,1);

zm – число пар поверхонь тертя;

Fтp – дійсна поверхня тертя (див. задачу 1), мм2;

а – коефіцієнт, що показує, яка частина виділеного при буксуванні

зчеплення, тепла передається на дану деталь (для натискного диска одно

дискового зчеплення а=0,5, дво дискового – а=0,25);

42

с – теплоємність матеріалу диска (с = 481градкг

Дж

);

mд – товщина диска, що розглядається, кг;

D1 i d1 – відповідно зовнішній і внутрішній діаметри натискного

диска, мм;

δ – середня товщина диска, [δ=(0.045÷0.060)D], мм;

γ – густина чавуну (γ=7,85·10-6

кг/мм3).

При t0 min‹5с значення k i L рахувати для t0 = 5 с.

Значення nm слід вибирати в межах 500÷800 об/хв.

Значення моменту Mn можна орієнтовно приймати рівним 0,9·Me max.

Рекомендовані значення: q = 0,20÷0,60 Дж/мм2; ∆t = 10

0 С.

Значення параметрів D i d вибираються з врахуванням їх реальних

розмірів для автомобілів-прототипів (для розрахунків діаметри натискного

диска можна прийняти рівними, відповідно, діаметрам D i d фрикційної

накладки).

к = 100…250 Нм/с – для легкових автомобілів; к = 200…700 Нм/с –

для вантажівок.

ВАРІАНТ 3

Провести вибір основних параметрів пари зубчастих коліс

постійного зачеплення коробки передач для заданого типу автомобіля.

Для розв’язку задачі необхідного:

1)попередньо визначити міжосьову відстань А0;

2)вибрати модуль в нормальному січенні mn див. (рис. 13);

3)визначити ширину вінця шестерні b;

4)визначити кут нахилу зубців β;

5)визначити числа зубців ведучого zk1 і веденого zk2 коліс;

6)уточнити міжосьову відстань А.


А0 = max5.12 eM , мм(для вантажних автомобілів);

А0 = max2.8 eM , мм(для легкових автомобілів);

М2 max = Me max·i1·ηk, Н·м; b = (7…8,6)mn, мм;

sin β = b

mn; zk1 =

)1(

cos2 0

пзn um

A ;

zk2 = uпз·zk1; А = cos2

cn zm, мм.


ηк – ККД, який визначається за умови, що в кожній парі зачеплення

втрачається до 2% потужності, тобто ηк = 0,98.

uпз – передатне число постійного зачеплення;

zc – сумарне число зубців.

43

При виборі модуля за графіком, приведеним на рис. 13, врахувати,

що для прямозубих шестерень його значення вибирається ближче до

верхньої, а для косозубих – до нижчої границі.

Рисунок 13 – Графік, для виробу модуля коліс коробок передач в

залежності від функції максимального крутного моменту на виході з

коробки передач

Значення кута β для вантажних автомобілів знаходиться в межах

20…30, а для легкових – 35…450 С.

У формулах для А0 значення Ме max підставляти в Н·м.

ВАРІАНТ 4

Визначити параметри корегування і геометричні параметри

зубчастих коліс передачі, забезпечивши вписування в задану міжосьову

відстань без підрізу зубців ведучого колеса.

Для розв’язку задачі необхідно визначити:

1) кут зачеплення корегованих коліс а;

2) сумарний коефіцієнт зсуву інструменту ξс;

3) коефіцієнт зсуву шестерні і колеса ξ1 і ξ2;

4) коефіцієнт зміщення, що сприймається ξв, який характеризує зміну

міжосьової відстані в долях модуля при кутовій корекції;

5) коефіцієнт зрівнювального зміщення ξу, який визначає зменшення

радіуса обводу виступів в долях модуля;

6) висоту зубців h, мм;

7) діаметри обводів виступів Dе1 і De2, мм;

44

8) діаметри обводів виступів Di1 i Di2, мм;

9) товщину зубців по дугах ділильних кіл S1 і S2, мм.


aA

Aa coscos 0 ;

a

zmA cn

cos20

, мм;

0

0

2 tga

invainvazcc

;

0min

1minmin1 f

z

zz

;

12 c ;

HB

m

AA 0 ;

1 c ;

ycn ffmh 02 , мм;

yiine fzmD 222 01 , мм; (і=1;2)

hDD eiii 2 , мм;

02

2tgamS ini

, мм.


А і А0 – відповідно міжосьова відстань не корегованих і корегованих

коліс, мм;

а і а0 – відповідно кути зачеплення не корегованих і корегованих

коліс (а0 = 200);

inv a і inv a0 – евольвентні функції кутів а і а0 (див. табл.10);

ξmin – мінімальна величина коефіцієнта зсуву інструмента за умови

відсутності підрізання;

zmin – мінімальне число зубців, які може бути нарізано при

відсутності підрізання зубців (при а0=200 і f0 = 1 zmin = 17);

f0 – коефіцієнт висоти головки зубця (f0 = 1,0);

fс – коефіцієнт радіального проміжку (fс = 0,25).

Таблиця 10 – Евольвенті функції (inv a)

Градуси

минути 170 18

0 19

0 20

0 21

0

0 0,009025 0,010760 0,012715 0,014904 0,017345

5 0,009161 0,010915 0,012888 0,015088 0,017560

10 0,009299 0,011071 0,013063 0,015293 0,017777

15 0,009439 0,011228 0,013240 0,015490 0,017996

45

20 0,009580 0,011387 0,013418 0,015689 0,018217

25 0,009722 0,011547 0,013598 0,015890 0,018440

30 0,009866 0,011709 0,013779 0,016092 0,018665

35 0,010012 0,011873 0,013963 0,016296 0,018891

40 0,010158 0,012038 0,014148 0,016502 0,019120

45 0,010307 0,012205 0,014334 0,016710 0,019350

50 0,010456 0,012373 0,014523 0,016920 0,019583

55 0,010608 0,012543 0,014713 0,017132 0,019817

Продовження таблиці 10

Градуси

Минути 22

0 23

0 24

0 25

0

0 0,020054 0,023049 0,026350 0,029975

5 0,020292 0,023312 0,026639 0,030293

10 0,020533 0,023477 0,026931 0,030613

15 0,020775 0,023845 0,027225 0,030935

20 0,021019 0,024114 0,027521 0,031260

25 0,021266 0,024386 0,027820 0,031587

30 0,021514 0,024660 0,028121 0,031917

35 0,021765 0,024936 0,028424 0,032249

40 0,022018 0,025214 0,028729 0,032583

45 0,022272 0,025895 0,029037 0,032920

50 0,022529 0,025778 0,029348 0,033260

55 0,022788 0,026062 0,029660 0,033602

ВАРІАНТ 5

Визначити зусилля, що діють в зачепленні, і розрахувати зубці пари

коліс заданої передачі на згин і контактну міцність.


1) сили, що діють в зачепленні – колову Ft, радіальну Fr і осьову Fa

(для косозубих коліс);

2) напруги при згині зубців σзг, МПа;

3) контактні напруги σк, МПа;

4) порівняти отримані значення розрахункових напруг з

допустимими.

Робочі формули наведені в таблиці 11.

Радіуси ділильних ободів визначаються з виразу: cos2

in

ді

zmr , мм.

46

Таблиця 11 – Формули для розрахунку коліс коробок передач

Параметри Позна-

чення

Формули

для прямозубих

шестерень

Для косозубих

шестерень

Колова сила,

Н Ft Ft =

д

ш

r

М

Радіальна

сила, Н Fr Fr = Fr · cos a Fr =

cos

tgFt

Осьова сила,

Н Fa Fa = Ft · tg β

Напруги при

згинанні

зубця, МПа

σзг σзг = ymb

F

n

t

36.0 σзг =

ymb

F

n

t

24.0

Контактні

напруги,

МПа

σк

σк=0,418

1 2

1 1

cos

tF E

σк=0,418

1 2

cos 1 1

cos

tF E

b

Радіус

кривизни

профілю

зубця, мм

ρі ρі = sinдіr ρі =

2cos

sinдіr


Мш – момент, що передається даною шестернею. При визначенні σзг

приймається, що на первинний вал коробки передається момент Ме max, а

при визначенні σк – розрахунковий момент Ме розр, Н·мм;

r0 – радіус ділильного обводу, мм;

а – кут зачеплення, який можна приймати рівним 200;

β – кут нахилу зубців, град;

b – ширина вінця зубців шестерні, мм;

y – коефіцієнт форми зубця.

При виборі Ме розр необхідно керуватися наступними міркуваннями:

якщо Ма/ Ме розр›10, то Ме розр = 0,5·Ме max,у протилежному випадку Ме розр

вибирається у відсотках від Ме розр, з використанням графіка, наведеного на

рис. 14.

Коефіцієнт форми зуба у для не корегованих коліс при а = 200 і f0 =

1,0 вибирається за табл. 12, де 3cos

zze .

Для корегованих коліс коефіцієнт ук визначається за формулою

0

1

fyy i

iкі

,

де ξі – коефіцієнт зсуву інструмента.

Значення коефіцієнта λ наведені в таблиці 12.

47

Рисунок 14 – Графік для визначення розрахункового крутного

моменту

Таблиця 5 – Значення коефіцієнта форми зубця і поправного коефіцієнта

z (або zекв) y λ z (або zекв) y λ

12 0,098 1,13 26 0,136 0,32

14 0,105 0,97 28 0,138 0,29

16 0,113 0,75 30 0,140 0,27

17 0,117 0,68 32 0,142 0,25

18 0,120 0,62 35 0,144 0,23

19 0,122 0,56 37 0,146 0,22

20 0,124 0,53 40 0,148 0,21

21 0,126 0,48 45 0,150 0,20

22 0,128 0,44 50 0,152 0,19

24 0,132 0,36

Матеріали для коліс беруть леговані конструкційні сталі 30ХГТ,

12ХНЗА, 40Х, 40ХНМА та ін. допустимі значення напружень приведен6і в

таблицях 13 і 14.

Таблиця 13 – Допустимі напруги згину зубців коліс коробки передач

Колеса Автомобілі Допустимі напруги, МПа

першої передачі і

заднього ходу

легкові 850

вантажні 780

постійного зачеплення і

вищих передач

легкові 350

вантажні 250

48

Таблиця 14 – Допустимі значення контактних напруг для зубців коліс

коробки передач

Колеса Застосування сталі.

термообробка Допустимі напруги, МПа

першої передачі і

заднього ходу

цементація 1900÷2000

ціанування 950÷1000

постійного зачеплення

і вищих передач

цементація 1300÷1400

ціанування 650÷700

Ціануванню піддають колеса коробки передач легкових і вантажних

автомобілів вантажністю до 2т, а колеса вантажних автомобілів

вантажністю більше 2т і автобусів – зазвичай цементують.

ВАРІАНТ 6

Визначити необхідну динамічну вантажність заднього підшипника

вторинного вала коробки передач.


1) середню частоту обертання первинного вала, nm;

2) відносну частоту обертання підшипника на всіх передачах βі;

3) умовне навантаження на підшипник на всіх передачах Rni;

4) еквівалентне навантаження, що діє на підшипник, Rекв;

5) динамічну вантажність С.


k

pcpcp

r

uuVn

377.0

0, хв

-1;

екв

ii

n

n ;

1i

nn

cpi

mбairini kkFyFxVR , Н;

(для однорядних радіально-упорних підшипників)

p pnkkk

pn

pniiекв RRRR ...2221

, Н;

p

еквекв hnRC

1

610

60

, Н;


Vсер – середня швидкість руху автомобіля, км/год;

ni – частота обертання кільця підшипника, що розглядається на і-тій

передачі;

nекв – 1000 хв-1

– еквівалентна частота обертання підшипника;

ui – передаточне число і-тої передачі;

Fn – радіальне навантаження, що діє на підшипник при включені і-тої

передачі, Н;

Fаі – осьове навантаження, що діє на підшипник при включені і-тої

передачі, Н;

49

X i Y – коефіцієнти радіального і осьового навантажень, що залежить

від типу і розмірів підшипника;

V – коефіцієнт, що враховує, яке кільце обертається (якщо

обертається внутрішнє кільце, то V=1);

Кб – коефіцієнт безпеки (для коробки передач Кб=1,1…1,3);

Кт – коефіцієнт, який враховує температурний режим (для коробок

передач температура менше 1000С і Кт=1);

аі – доля тривалості використання і-тої передачі;

h – довговічність роботи підшипника, год.;

р – показник степеня (для кулькових підшипників р=3);

Для розрахунків вибрати однорядний радіально-упорний кульковий

підшипник.

Vм =35 км/год. – для вантажних автомобілів і міських автобусів і

Vср =50 км/год. – для міжміських автобусів і легкових автомобілів.

Значення коефіцієнтів X i Y можна попередньо прийняти рівним ,

0,56 і 1,7 (вибравши конкретний підшипник, значення коефіцієнта Y

коректується відповідно до відношення Rекв/С0, де С0 його статична

вантажопідйомність, після чого уточнюється весь розрахунок

підшипника).

Значення аі вибирається з таблиці 15.

Таблиця 15 – Доля тривалості використання передач різних автомобілів аі

Передача Тип автомобіля

легковий вантажний самоскид

Перша 0,01 0,006 0,04

Друга 0,03 0,018 0,11

Третя 0,06 0,076 0,18

Четверта 0,15 0,20 0,26

П’ята 0,75 0,70 0,41

Довговічність підшипника повинна відповідати наступному пробігу

автомобіля (в тис. км).

легкові малого класу -150000 км;

інші легкові -300000 км;

автобуси і вантажні -500000 км.

ВАРІАНТ 7

Провести перевірочний розрахунок інерційного синхронізатора.


1) зусилля синхронізації Рс, яке необхідно прикласти до

блокувального кільця вздовж осі синхронізатора;

2) питомий тиск на синхронізуючих поверхнях р;

3) зусилля на важелі перемикання передач Рв;

4) питому роботу буксування в процесі синхронізації q;

50

5) перевірити умову неможливості контакту зубців муфти включення

з колесом до повного вимірювання їх частот обертання;

6) порівняти розрахункові значення параметрів з допустимими.


ccp

cc

ir

IP

sin)( 21 , Н; sin2

br

Pp

cp

c , МПа

пр

cB

u

PP , Н;

br

Iq

ср

c

4

22

21 , Дж/мм

2;

cр

ср

r

rtg

sin


Іс – момент інерції веденого диска зчеплення і зв’язаних з ним

деталей, Нммс2;

ω1 і ω2 – частоти обертання синхронізованих деталей, 1/с;

γ – половинна кута біля вершини конуса тертя, град;

μ – коефіцієнт тертя в контакті синхронізованих поверхонь;

rср – середній радіус конуса тертя, мм;

tс – час синхронізації, що приймається рівним 1 секунді;

b – довжина твірної конуса тертя, мм;

uпр – передаточне число приводу важеля перемикання;

β – кут нахилу блокуючи поверхонь, виміряний від площини,

перпендикулярної осям валів;

r'ср – середній радіус розташування поверхонь, що блокуються, мм.

При розрахунку слід задатися наступними параметрами:

ac MI 3102 , Нммс2 (значення маси підставляти в кг);

Орієнтовно можна прийняти

302.021

Nn

, 1/с; 30

21Nn

, 1/с;

Для пари тертя бронза-сталь, що працює в умовах мастильної ванни,

μ=0,1;

Допустимі значення параметрів:

[р] = 1,5 МПа;

[Рв] = 60÷100 Н (менше значення для легкових автомобілів);

[q] = 0,2÷0,6 2мм

Дж (менше значення для легкових автомобілів).

ВАРІАНТ 8

Розрахувати шип хрестовини карданної передачі.


1) максимальний крутний момент, що передається карданним валом,

Мк;

2) осьову силу, що діє на шип, викликану силою тертя в шліцах, Т;

3) напругу згинання біля основи шипа σзг;

4) напругу зрізу біля основи шипа τ;

51

5) середній тиск на шип q;

6) розрахункове і допустиме навантаження на голчастий підшипник

Qp і Qдоп;

7) порівняти отримані розрахункові значення параметрів з

допустимими.


cos

max mek

uMM

, Н·м;

ср

k

r

fMT

2, Н;

3

22

1

1.0 d

TPlзг

, МПа;

)5,0(21

R

MP k , Н;

2

22

224

d

TP

, МПа;

51.022

R

MP k , Н;

R

MP РОЗРТР

p

2

, Н; cp

TP

pr

MT РОЗР

2;

dl

TPq

pp

22

, МПа; 22ppp TPQ , Н;

tgu

n

liQ

м

м

доп

3

279;

ср

мn

u

tgnn

;

321

2211

...

...

kk

cp

uuuu .


uм – найбільше передатне число між двигуном і карданною

передачею, що розраховується;

γ – кут між осями валів, що з’єднуються карданним шарніром;

f – коефіцієнт тертя в шліцах (f = 0,1÷0,2);

rср – середній радіус шліців, мм;

l – довжина шипа, мм;

Р1 – колова сила при умові її прикладання до кінця шипа, Н;

d – діаметр шипа, мм;

R – радіус кола, проведеного через середину шипа, мм;

P2 – колова сила при умові її прикладання біля основи шипа, Н;

Рр і Тр – осьова і колова сили, що визначаються за розрахунковим

моментом трансмісії, Н;

і – число головок (роликів);

lг – робоча довжина голок, мм;

δ – діаметр голок, мм;

nn – частота обертання шипа відносно вушка вилки кардана, хв.-1

;

52

nм – частота обертання вала двигуна, що відповідає максимальному

обертальному моменту, хв.-1

;

uср – середнє передатне число трансмісії;

аі – частка тривалості роботи і-тої передачі;

ui – передатне число коробки передач на і-тій передачі.

Трансмісійний розрахунковий момент вибирається наступним

чином: при

мН

кг

M

M

e

a

max

› max..,33 eрозртр MМ , якщо ж ця умова не

виконується, то Мтр.розр. вибирається за графіком (див. рис. 14)

Значення аі для різних типів автомобілів приведені в таблиці 15.

Допустимі значення для сталей 20ХЗ і 18ХГТ [σзг]=350 МПа,

[τ]=170 МПа.

Допустимі середні тиски q складають 8 МПа для вантажних і 6 МПа

для легкових автомобілів.

ВАРІАНТ 9

Провести перевірочний розрахунок карданного вала за критичними

частотами обертання.


1) приведену довжину суцільної ділянки карданного вала для

визначення критичної частоти обертання крпL ;

2) сумарну приведену довжину карданного вала для визначення

критичної частоти обертання кр

L ;

3) критичну частоту обертання карданного вала nкр;

4) приведену довжину суцільного вала для визначення резонансної

частоти обертання Lпр;

5) коефіцієнт запасу за критичною ккр частотою обертання.


v

кркр

n

nк ;

d

DDLL ВЗ

dпр

22 , см;

трпрpLLL , см;

22

4105.75BЗ

BЗp DD

DDLn

p

, хв.-1

;

dпкр LLLLкр

, см;

2

226105.10

крL

DDn

BЗкр

, хв.

-1;

53

BЗ

BЗdпр

DD

DDLL

22

, см;


L – відстань між центрами карданних шарнірів, см;

Ld - довжина суцільної ділянки вала, см;

DЗ і DB – зовнішній і внутрішній діаметри трубчастої частини вала,

см;

d – діаметр суцільної ділянки вала, см;

Lтр – довжина трубчастої частини вала, см;

nv – частота обертання колінчатого вала, що відповідає максимальній

швидкості руху автомобіля, хв.-1

.

Вилки кардана, внаслідок їх високої кутової жорсткості, при

визначенні резонансної частоти обертання в сумарну довжину вала не

входить. ккр=1,3…2,0.

ВАРІАНТ 10

Вибрати основні параметри головної передачі автомобіля.


1) довжину твірної ділильного конуса L;

2) числа зубців ведучого і веденого конічних коліс z1 і z2;

3) кути нахилу гвинтової лінії β1 і β2;

4) зміщення осей при гіпоїдному зачепленні Е2;

5) довжини зубців ведучого і веденого конічних коліс b1 і b2;

6) кут зачеплення а;

7) величину нормального модуля mn (для гіпоїдного зачеплення

значення двох модулів).

Рекомендації по виробу основних параметрів головної передачі

наведені в таблиці 16.

Таблиця 16 – Основні параметри головних передач автомобіля

Параметр Умовні

позначення

Автомобілі Примітки

вантажні легкові

Відповідність між

числом зубців

ведучої шестерні

(чисельник) і кутом

нахилу гвинтової

лінії (знаменник)

1

1

z

5/62 - 450

6/35 - 400

8-9/400-45

0

10/400

Осі

шестерень

перетина-

ються в

одній точці

13/500 14…15/45

0 Гіпоїдне

зачеплення

Зміщення осей при

гіпоїдному

зачеплені

Е2 0,25·r2 0,4·r2 -

54

Довжина зубця

веденого конічного

колеса

b1 (0,3÷0,4)·

L (0,25÷0,3)·L -

Довжина зубця

веденого конічного

колеса

b2 b2 = b1 – (3÷4) мм -

Кут зачеплення а 200

140; 16

0;

170; 30'.

-

В таблиці 16 r2 – радіус початкового обводу веденого колеса, що

визначається з виразу:

cos2

22

nmz

r , мм;

Величина нормального модуля визначається за формулою:

215.0

cos

zz

Lmn

, мм;

(у випадку розрахунку гіпоїдної передачі знаходяться два модулі –

окремо для шестерні і колеса).

Довжина твірної ділильного конуса L вибирається відповідно до

графіка, який показаний на рисунку 15. При цьому, якщо

pe uuM 1max ›1800÷1850 Н·м, а u0›5,2÷5,4, то рекомендується подвійна

передача (крива 2), в протилежному випадку – одинарна (крива 1).

Числа зубців ведучого і веденого коліс уточнюються на основі

аналізу конструкцій головних передач аналогічних автомобілів.

Для гіпоїдних передач β1≠β2, при чому: 1

2

cos

cos

=1,3÷1,5.

Рисунок 15 – Криві для визначення довжини твірної початкового

конуса

55

ВАРІАНТ 11

Визначити зусилля, що діють в зачепленні коліс головної передачі і

розрахувати вказані коліс на міцність і витривалість.

Необхідні довідникові параметри взяти з попередньої задачі.

Для розв’язку задачі необхідно для кожного із коліс визначити:

1) радіус середньої точки зубця rm;

2) половина кута при вершині початкового конуса δ;

3) торцевий крок по основі початкового конуса ts;

4) радіус кривини зубців ρ;

5) еквівалентні числа зубців zе;

6) колові Ft, радіальні Fr і осьові Fa сили;

7) напруги згинання в зубцях σзг;

8) напруги зминання σзм;

9) співставити розрахункові значення σзг і σзм з допустимими.

Робочі формули для розвязку задачі приведені в таблиці 10.

При перетинанні осей в одній точці Fa1=Fr2 і Fr1=Fa2 (тут індекс “1”

відповідає параметрам ведучого колеса, а індекс “2” – веденого колеса). У

випадку гіпоїдної передачі необхідно визначити не три, а шість сил,

оскільки β1≠β2. При цьому

1

2

cos

cos12

tt FF .

Таблиця 17 – Формули, що використовуються при розрахунку шестерень

головної передачі на міцність і витривалість

Параметр Позначення Формули

Радіус середньої

точки зубця, мм rсрі

L

bLmz

i

ni

5.0

cos2

Половина кута при

вершині

початково-го

конуса , град

δі n

iiz

ztg

1

2

1 ; 1

22

z

ztg

Торцевий крок по

основі початкового

конуса, мм

ts i

nm

cos

cos

Радіус кривизни

зубця, мм ρі

ii

cpir

coscos

sin

3

Еквівалентне

число зубців ze

ii

iz

coscos3

Колова сила, Н itF

1

..

cp

розртр

r

M

56

Осьова сила iaF iii

i

ttg

Fi

cossinsincos

1

Радіальна сила ir

F iiiii

ttg

Fi

sinsincoscos

Напруга згинання,

МПа σзг cossin

21

1max

cps

Дpe

r

brtby

кuuM

Напруга зминання,

МПа σзм

21

11

cos418.0

b

EFit

Якщо maxe

a

M

M(кг/Н·м)›3,3, то max.. eрозртр MM , в протилежному

випадку ..розртрM визначається за графіком (див. рис. 14).

Коефіцієнт динамічності кд приймається в межах 1,2÷1,5.

Коефіцієнт форми зубця Y визначається за методикою, що викладена

в задачі 5, для еквівалентного числа зубців.

Допустимі напруги в зубцях [σзг]=800÷1000 МПа, а [σзм]=1500÷2000

МПа.

ВАРІАНТ 12

Провести уточнений розрахунок вала шестерні головної передачі.


1) коефіцієнт запасу міцності при кручені nτ;

2) коефіцієнт запасу міцності при згинанні nσ;

3) загальний коефіцієнт запасу nΣ.


p

mn

Tm 7.0 , МПа;

3

..

2,0 d

M розртрp

, МПа;

p

n

kn

1 ;

31.0

max

d

M зг

p

, МПа; 22

nn

nnn

.


τm – межа плинності при зсуві, МПа;

σт – межа плинності при розтягу, МПа;

τр – розрахункова дотична напруга, МПа;

d – діаметр вала, мм;

σ-1 – межа витривалості зразка матеріалу, з якого виготовлено вал,

МПа;

εn – коефіцієнт, що враховує якість обробки поверхні вала;

57

β – масштабний коефіцієнт;

кσ – коефіцієнт концентрації напруг в місці переходу від вала до

шестерні;

σр – розрахункова напруга згинанн, МПа;

Мзг max – максимальний згинальний момент, Н·м.

Для сталі 20ХНМ: σm = 950 МПа, σ-1 = 520 МПа.

Значення Мтр.розр. визначається за методикою, що викладена в

попередній задачі.

При зміні діаметра вала від 30 до 60 мм коефіцієнт β знижується від

0,7 до 0,56 (значення β рекомендується вибрати інтерполюванням).

Значення εn коливається в межах 0,75÷0,8.

кσ = 2,0÷2,5 при радіусі галтелі 1,5÷2 мм.

nΣ = 1.5÷2.0.

ВАРІАНТ 13

Провести перебірковий розрахунок диференціала, використовуючи

вихідні дані.


1) коефіцієнт довжини зубця, λ;

2) модуль mn;

3) тиск на вісь сателіта в шестерні σ1;

4) тиск на вісь сателіта в коробці диференціала σ2;

5) тиск на торці сателіта σ3;

6) тиск на торці півосьової шестерні σ4;

7) порівняти розрахункові значення тисків з допустимими.

Таблиця 18 – Формули для розрахунку диференціалу

Параметр Позначення Формули

Модуль, мм mn

yLqz

uuuMк

nn

mpeб

3

10max

1

13

Тиск на вісь сателіта

в шестерні, МПа σ1

ldqr

uuuM mpe

10max

Тиск на вісь сателіта

в коробці, МПа σ2

11

10max

ldqr

uuuM mpe

Тиск на торець

сателіта, МПа σ3

sin

221

10max

tg

ddqr

uuuM mpe

Тиск на торці

півосьової шестерні σ4

cos

2

22

23

10max

tg

ddr

uuuM mpe

Коефіцієнт форми

зубця λ

n

n

L

bL

58


Ln – довжина твірної початкового конуса, мм;

b – довжина зубця сателіта, мм;

кб – коефіцієнт, що враховує блокування диференціала;

zn – число зубців півосьової шестерні;

q – число сателітів;

у – коефіцієнт форми зубця;

r – відстань від площини, що проходить через вершину ділильного

конуса, до середини довжини зубця сателіта, мм;

r1 – відстань від площини, що проходить через вершину ділильного

конуса, до середини опорної поверхні осі в коробці диференціала, мм

d – діаметр осі сателіта, мм;

d1 – діаметр опорної поверхні сателіта, мм;

l – довжина посадочної поверхні осі в сателіті, мм;

l1 - довжина посадочної поверхні осі в коробці диференціала, мм;

а – кут в зачепленні (приймають а = 200);

δ – половина кута при вершині початкового конуса, град;

d2 і d3 – менший і більший діаметри контактних поверхонь півосьової

шестірні з корпусом диференціала.

Коефіцієнт форми зубця у визначається за табл. 12 з використанням

еквівалентного числа зубців:

cos

nc

zz ;

де

0z

ztg n ;

тут z0 – число зубців сателіта.

Для шестерінчастих диференціалів кб=0,15.

Для розрахунків прийняти: d2≈1,1·r; d3=1,15·r1.

Допустимі напруги і тиску: [σ]=550 МПа,

[σ1]=[σ2]=[σ3]=[σ4]=70 МПа.

ВАРІАНТ 14

Провести перевірочний розрахунок напіврозвантаженої півосі

автомобіля.


1) згинальний згM і крутний kM моменти, що діють на півосі в

першому розрахунковому випадку (рушанні з місця);

2) згинальний момент згM , що діє на півосі в другому

розрахунковому випадку (боковому заносі автомобіля);

3) згинальний момент згM , що діє на півосі в третьому

розрахунковому випадку (переїзді автомобіля через перешкоду);

59

4) напруги згзгсум ,, , що виникають в півосі в кожному

розрахунковому випадку і порівняти кожне з отриманих значень з

допустимими


22 1 zbM зг , Н·м;

2

222

Gmz

, Н;

2

101max бmpek

кuuuMM

, Н·м;

brb

hGM k

mз

1

2 21

2

, Н·м;

2

2 bGкM Дзг

, Н·м;

3

3

1.0

10

d

M ззг

, МПа;

3

3

2.0

10

d

M kk

, МПа;

22 3 кзгсум , МПа.


b – відстань від середини зовнішнього опорного підшипника до

вертикалі, що проходить через центр опорної площини колеса, м;

z2 – нормальна реакція дороги, Н;

m2 – максимальне значення коефіцієнту перерозподілу маси;

G2 – задня осьова вага автомобіля, Н;

φ – розрахунковий коефіцієнт повздовжнього зачеплення (φ = 0,8);

кб – коефіцієнт блокування, що приймається для шестерінчастих

диференціалів рівним 0,15;

hm – висота центра мас автомобіля; м;

b – колія автомобіля, м;

φ1 – розрахунковий коефіцієнт поперечного зчеплення коліс з

дорогою (φ=1,0);

кд – коефіцієнт динамічності;

d – діаметр півосі, мм;

τк – напруга кручення, МПа.

Коефіцієнт перерозподілу маси:

m2=1,2…1,35 – для легкових автомобілів;

m2=1,15…1,2 – для вантажних автобусів.

Коефіцієнти динамічності:

кд=1,75 - для легкових автомобілів і автобусів;

кд=2,5 - для вантажних автобусів.

Допустимі напруги в півосях [σ]=600÷750 МПа.

60

ВАРІАНТ 15

Розрахувати балку моста з кільцевим січенням для автомобіля.


1) моменти, що діють у вертикальній 1вM і горизонтальній

1гM

площинах при розгоні автомобіля;

2) згинальні моменти 2вM і

2гM , а також крутний момент Мк, що

діють на балку при гальмуванні автомобіля;

3) момент jнM , що згинає балку у вертикальній площині при

переїзді через нерівність;

4) сумарні згинальні моменти 1згM і

2згМ ;

5) напруги 21

,, згсумзг , що виникають в балці у трьох

розрахункових випадках, і порівняти їх з допустимими.


мв

hL

lLGM

2

21

, Н·м; 11 вг МM , Н·м;

a

lhGM м

в

2

2

2

, Н·м;

22 вг MM , Н·м;

rа

haGM м

к2

2 , Н·м; 2

2

3

lGM д

в

, Н·м;

22гвзг ММM , Н·м;

W

М згзг

310 , МПа;

D

dDW

32

44, мм

3;

0

310

W

M

, МПа;

WW 20 , мм3;

223 3 сум , МПа.


G2 – задня осьова вага автомобіля, Н;

L – база автомобіля, м;

hм – висота центра мас, м;

φ – розрахунковий коефіцієнт зчеплення (див. попередню задачу);

l – відстань від ресорної площадки до вертикальної площини, що

проходить через середину опорної площини колеса, м;

а – відстань від передньої осі автомобіля до центра ваги, м;

кд – коефіцієнт динамічності (див. попередню задачу);

W – осьовий момент опору січення балки, мм3;

W0 – полярний момент опору січення балки, мм3;

D і d – зовнішній і внутрішній діаметри січення балки, мм.

Коефіцієнти зчеплення і динамічності знаходяться в тих же межах,

що і при розрахунку півосей (див. задачу 14);

Допустимі напруги σ = 500 МПа для сталевих балок і σ = 300 (для

балок із ковкого чавуну).

61

ВАРІАНТ 16

Визначити основні параметри і провести розрахунок багатолистової

ресори автомобіля.


1) визначити величину статичного прогину f;

2) визначити жорсткість ресори с;

3) задатися (виходячи з реальних конструкцій підвісок) загальним

числом листів ресори n і числом листів, рівних по довжині корінним, nL;

4) визначити ширину листа ресори b, задавшись його товщиною h;

5) вибрати за графіками, показаними на рисунку 3, величину

середнього напруги в листах ресори σm;

6) визначити довжину корінних листів ресори L;

7) визначити момент інерції центрального січення ресори l;

8) перевірити достатність вибраної кількості листів ресори n;

9) визначити напруження згину при граничному ході ресори σmax і

вибрати матеріал ресори;

10) визначити масу ресори mp;

11) визначити радіус кривини зібраної ресори R;

12) визначити радіуси кривини листів ресори у вільному стані Rn;

13) визначити довжини наступних листів ресори ln;

Робочі формули: 2

950

nf , мм;

мм

Н

f

Pc ; ;

m

fhEL

6, мм;

1ln

115.1

3;

n

nL1 ;

fE

LPl

48

3, мм

4;

3

12

hb

ln

;

2m

p

fPm

, кг;

2max

5.1

hbn

Lffc д

, МПа;

2

45.7 ;

f

LR

8

2

, мм; ;1

,211

0 ммhERR

ск

n


nк – число коливань підресорної маси, кол/хв.;

Р – навантаження на ресору автомобіля в навантаженому стані, Н;

δ – коефіцієнт збільшення прогину ресори;

β – коефіцієнт форми ресори;

fд – динамічний хід ресори, мм;

λ – постійна, що залежить від форми ресори, мм

кгН ;

σск – складальна напруга, МПа.

62

Число nк приймати рівним 45÷90 кол/хв..

Співвідношення ширини і товщини листів ресори вибирати згідно з

таблицею 19.

Значення σm вибирати за графіком, приведеним на рисунку 16;

Таблиця 19 – Співвідношення між шириною і товщиною листів ресори

Ширина листів b, мм Товщина листів h, мм

45 5 6 6,5 7

55 5 6 6,5 7 7,5 8 9 10 11

65 5 6 6,5 7 7,5 8 9 10 11 12

75 7 8 9 10 12

90 7 8 9 10 12 14

100 9 10 12 14 16

120 9 10 12 14 16

150 16

Якщо розрахункове число листів відрізняється від прийнятого,

потрібно змінити вихідні дані, і там, де це необхідно, знову провести

розрахунок.

Для отримання задовільної ємності підвіски значення динамічного

ходу ресори слід приймати рівним чи, якщо недопустимо за

конструктивними можливостями, більшим, ніж статичний прогин ресори.

Для визначення радіусів кривини листів ресори у вільному стані слід

задатися величинами складальних напруг, що знаходяться в межах

σск = 10 – 20 Мпа (для корінного і підкорінного листів – від’ємними);

При визначенні довжини наступних листів необхідно, щоб різниця у

довжинах двох суміжних листів була однаковою, тобто кожний черговий

лист має бути коротшим від попереднього на одне і те ж число;

Рисунок 16 – Розрахункові діапазони значень середніх напруг в

листах ресори

63

1 – діапазон середніх розрахункових напруг за рекомендацією SAE;

2 – діапазон середніх розрахункових напруг для ресор балансирних

підвісок тривісних автомобілів;

3 – діапазон середніх розрахункових напружень для ресор ведучих

мостів двовісних автомобілів;

4 – діапазон середніх розрахункових напруг для ресор керованих

мостів важких автомобілів;

5 – діапазон середніх розрахункових напружень для ресор

автобусних підвісок.

При виборі листів ресори слід виходити з граничних напруг для

ресорних сталей, приведених в таблиці 20.

Таблиця 20 – Граничні напруги для ресорних сталей

Марка сталі

Рекомендований режим

термічної обробки

Норми механічних

властивостей

температура

гартування

температура

гартування σm, МПа σв, МПа

65Г 8300

4800

800 1000

55С2А 8700

4600

1200 1300

60С2А 8700

4600

1400 1600

50ХГ 8400

2900

1100 1300

60С2ХА 8700

4200

1690 1800

ВАРІАНТ 17

Використовуючи дані задачі 16, замінити листову ресору:

а) круглим торсіоном;

б) пластинчастим торсіоном та виконати його розрахунок.

Для розвязку задачі необхідно:

1) визначити максимальний крутний момент Тmax, задавшись

радіусом важеля r;

2) визначити діаметр січення круглого торсіона d;

3) знайти кут закручування торсіона φ (рад) та визначити його

кутову жорсткість Сφ;

4) визначити довжину круглого торсіона l;

5) задавшись співвідношенням ib

h , визначити розміри січення

пластинчастого торсіона;

6) визначити довжину пластинчастого торсіона ln/


rPT max , Н·м; 3

maxmax

16

d

T

, МПа;

64

r

farcsin , рад;

maxTC , Н·м/рад;

C

dGl

32

4

, мм;

bhi

b

hT

2

1max

max

6.013

, МПа;

b

h

C

ihbGln

113

6.013

, мм.


r – радіус важеля, який з’єднує торсіон з колесом r = 300…400 мм;

f – статичний прогин підвіски (див. задачу 16), мм;

G – модуль пружності при крученні, G = 8,0·104 МПа;

τ max τ´max – максимальні напруги, відповідно, у круглому і

пластинчастому торсіонах, МПа;

h1 – довжина січення пластини торсіона (див. рис. 17), мм;

b – товщина пластини торсіона (див. рис. 17), мм;

і – кількість листів (пластин) торсіона, і = 5…10;

Матеріал торсіона – ресорно-пружинна сталь 50ХФА, 45НХМА для

яких допустиме напруження [τ] = 800…1000 МПа.

Рисунок 17 – Січення пластинчастого торсіона

ВАРІАНТ 18

Визначити основні розміри телескопічного гідравлічного

амортизатора автомобіля.


1) потужність Nрозр, що поглинається амортизатором;

2) площу зовнішньої поверхні амортизатора F;

3) зовнішній діаметр циліндра D резервуара;

4) максимальне зусилля, що передається через амортизатор Pв max,

Pc max;

5) тиск в порожнинах амортизатора рв, рс;

65

6) необхідні площі каліброваних отворів, відповідно клапанів

віддачі і стиску fклв, fклс.


2

)( 2амсв

розр

VккN

, Вт;

Пa

розр

TTа

NF

max

, мм;

aПa

розрa l

TTa

NlD

max

22

, мм;

амвв VкP max , Н; амсс VкР max , Н;

шпвв FFРр max , МПа; шсс PРр max , МПА;

22

,2

ммg

р

к

FFf в

в

шпклв

; 2

2

,2

ммg

р

к

Ff с

в

пклс

.


Vам – розрахункова швидкість переміщення поршня амортизатора,

м/с;

Та max – максимальна допустима температура зовнішніх стінок

амортизатора (Та max = 120…1300 С);

Тп – температура навколишнього середовища, Тп = 15÷200 С;

кв, кс – коефіцієнти опору амортизатора при відбої і стиску;

а – коефіцієнти тепловіддачі (а = 60…80 Дж/м2·с·град);

la – довжина корпуса резервуара телескопічного амортизатора, що

визначається, виходячи з конструктивних міркувань, м;

γ – густина рідини, γ = 9·10-7

кг/мм3;

μ – коефіцієнт витрати, μ = 0,6÷0,7;

Fп, Fш – площі поперечних січень відповідно поршня і штока, мм2.

4

D2

пF ; пш FF 1,0 .

Розрахункова швидкість переміщення поршня амортизатора має

знаходитись в межах Vам = 2÷3 м/с.

Орієнтовні значення коефіцієнтів опору амортизаторів повинні

відповідати таблиці 21.

Таблиця 21 – Коефіцієнти опору амортизаторів

Тип автомобіля кв, Н·с/м кс, Н·с/м

Легковий 800-1400 2400-6000

Вантажний 1000-3000 4000-9000

Автобус 1000-4000 5000-12000

При виборі кв і кс слід врахувати, що для того, щоб амортизатор не

погіршував плавність ходу автомобіля, потрібно витримати

співвідношення:

66

ajg

PP max0 ; cc j

g

PP max ,

де jв і jc – вертикальні прискорення підресорної маси при виборі

стиску, м/с2.

Граничні значення jв ≈1÷1,75 м/с2; jc ≈ 2,5÷4 м/с

2.

ВАРІАНТ 19

Визначити необхідні гальмівні моменти на передньому і задньому

колесах, а також максимальні тиск повітря чи рідини в силових пристроях

гальмового привода.

Для розв’язку задачі потрібно визначити:

1) значення гальмівних моментів на передньому Мτ1 і задньому Мτ2

колесах;

2) розтискні сили, що діють на самопритискну Р′ і самовідтискну Р″

колодки передніх і задніх гальмових механізмів;

3) максимальні значення тиску повітря рв max чи рідини рр max в

гальмовому приводі.


max2

12 jк

rМM j

канн

, Н·м;

max21 jк

rМM j

канн

, Н·м;

для тривісного автомобіля:

22 2

1нн МM , Н·м;

Формули для визначення значень розтискних зусиль Р′ і Р″ для

найпоширених типів гальмових механізмів приведені в табл. 15.

Параметри А′ і А″, що входять в ці формули, можна визначити з

наступних виразів:

11 LUс

rhA б

м

;

22 LUс

rhA б

м

;

i

i

i

i

i

U

2cossin3.57cos2

2cos

1 ; iiб

iс

rL

sin

2cos

,

де і=1,2. Індекс “1” – відповідає самопритискній колодці, а “2” –

самовідтискній .

Максимальне значення тиску повітря чи рідини визначається з

виразів:

lF

dPPP

ефкп

2max , МПа;

21

max4

цц

pd

PP

, МПа.

У наведених формулах:

βн – номінальний коефіцієнт розподілення сумарної гальмівної сили;

67

кj – коефіцієнт запасу ефективності;

jτ max – нижня межа максимального сповільнення, м/с2;

Мτ1 і Мτ2 – гальмівні моменти, що створюються відповідно

самопритискною і самовідвідною колодками, Н·м;

η′тм – ККД, що враховує втрати на подолання опору стяжних пружин

і на тертя в опорах колодок;

μ – коефіцієнт тертя пари накладка-барабан;

h – відстань від лінії дії розтискних сил до опори, м;

rб – радіус гальмового барабана, м;

с′ - відстань від центра барабана до осі опори, м;

βі – кути обхвату фрикційних накладок, град;

σі – кути несиметричності накладок, град;

d – плече прикладання розтискних сил, м;

ηк – ККД кулачкового приводу;

Fеф – ефективна площа діафрагми гальмової камери чи циліндра

поршня, мм2;

l – довжина приводного важеля кулачкового вала, м;

ηц – ККД робочого гальмового циліндра;

dц – діаметр робочого гідроциліндра, мм.

Значення коефіцієнта запасу ефективності вибирається в межах кj =

1,15÷1,25.

Значення η′тм для реальних гальмових механізмів коливається в

межах η′тм = 0,88÷0,93.

Для приводного пристрою типу “кулачок-ролик-колодка”

ηк = 0,75÷0,78, а при розтискній “кулачок-колодка” ηк = 0,66÷0,68.

Для гідравлічного привода ηц = 0,95÷0,97.

Розрахункове значення коефіцієнта тертя μ приймається рівним 0,35.

Максимальний тиск у приводі:

повітря Рп.max = 0.7…1 МПа;

рідини Рр.max = 7…15 МПА (більше значення з підсилюванням).

ВАРІАНТ 20

Визначити параметри, які характеризують енергонавантаженість

гальмових механізмів і зносостійкість пар тертя.


1) питому роботу тертя Lтр;

2) питому потужність тертя Nтр;

3) підвищення температури гальмового барабана при одному

гальмуванні Δt;

4) середній питомий тиск між барабаном і гальмовими накладками

qі;

5) коефіцієнт, який характеризує відношення повної маси

автомобіля до сумарної площі фрикційних накладок кF;

68


2

2

,2 мм

Дж

F

VML aa

P

;

n

iii

б ммbr

F1

2,3.57

;

2max ,

мм

Вт

F

jVMN aa

TP

; С

mcz

VMt

б

aa 02

,2

;

кгsbrm бб ,2 ; мНPAМ iii ,maxmax ;

МПавr

Mq

ііб

ii ,max

;

2,мм

кг

F

Mк a

F

.


Va – швидкість на початку гальмування, м/с;

FΣ – сумарна площа фрикційних накладок, мм2;

rб – радіус гальмового барабана, мм;

βі – кут обхвату і-тої накладки, град;

n – число гальмових накладок на автомобілі;

jτ max – розрахункове сповільнення, м/с2;

z – число гальмових механізмів;

с – теплоємність барабана, (с = 481 Дж/кг·град);

mб – маса гальмового барабана (циліндричної частини), кг;

bі – ширина і-тої накладки, мм;

S – товщина стінки барабана, мм;

γ – густина матеріалу, (γ = 0,0078·10-3

кг/мм3);

Мτ max i – максимальний гальмівний момент, що створюється і-тою

гальмовою колодкою, Н·м;

Р τ max і – максимальне приводне зусилля, що діє на і-ту колодку, Н;

Аі – коефіцієнт пропорційності;

μ – коефіцієнт тертя пари накладка-барабан (μ = 0,35).

Параметри, які вказані в пунктах 1 і 2, визначаються при Va = Va max,

в пункті 3 – при Va = 30 км/год;

Формули для визначення коефіцієнтів А′ і А″, а також недостатні для

розрахунку вихідні дані, яких немає тут, взяти з попередньої задачі;

Відповідно до рекомендацій, межі зміни величин, що визначаються,

складають:

[Lтр] = 10÷15 Дж/мм2 – для легкових автомобілів;

[Lтр] = 6÷8 Дж/мм2 – для вантажних автомобілів і автобусів;

[t] ≤ 150 C при Va = 8,33 км/год; [q] ≤ 2,5 МПа;

[кF] = 0,015…0,02 км/мм2 – для легкових автомобілів;

[кF] = 0,02…0,04 км/мм2 – для вантажних автомобілів і автобусів.

ВАРІАНТ 21

Використовуючи дані і результати розрахунків задач 19 і 20,

замінити передні барабанні гальмові механізми на дискові і виконати їх

розрахунок.

69


1) сумарну силу тиску у накладках на диск N;

2) зовнішній Rз і внутрішній Rв радіуси гальмового диска;

3) площу накладки Fтр;

4) максимальний питомий тиск qmax, на гальмову накладку і

порівняти з допустимими [qmax];

5) частину кінетичної енергії автомобіля з повною масою Ма, яка

перетворюється в теплову переднім дисковим гальмовим механізмом Lп;

6) масу гальмового диска mд;

7) підвищення температури гальмового диска за одне гальмування

Δt.


Нl

dFpN трп ,max. ; або

n

iцp НdpN

і1

2max. ,

4

;

ммzN

МRR вз ,1000

2

1

; ммRRF взтр ,)16,0...12,0( 22 ;

МПаqF

Nq

тр

,maxmax ; ДжVМ

L нaап ,

4

2 ;

кгRRm взд ,22 ; Ctсm

Lt

дд

п 0,

;


ind – діаметр робочого гальмового циліндра, мм;

n – кількість робочих циліндрів гальмового механізму, n = 1 або 2;

iM - необхідне значення гальмового моменту на передньому колесі

(див. задачу 19), Н·м;

μ – коефіцієнт тертя пари “накладка-диск”, μ = 0,4;

z – число поверхонь тертя, z = 2;

βн і γ – див. задачі 19і 20;

Va – швидкість на початку гальмування, (Va = 8.33) м/с;

δ – товщина гумового диска, δ = 10…25 мм;

сд – теплоємність диска, сд = 481 Дж/кг·град.

Всі останні позначення аналогічні позначенням в задачах 19 і 20.

Діаметр робочого гальмового циліндра dц прийняти у 1,5…2,0 рази

більшим, ніж вказаний у вихідних даних до задачі 19. У випадку, коли

привод пневматичний, діаметр dц взяти адекватним, орієнтуючись на масу

автомобіля Ма.

Кількість циліндрів n = 1;2 (вибирати в залежності від

максимального радіуса Rз, який для легкових автомобілів має не

перевищувати 350 мм, а вантажних – 450). Те ж саме стосується і корекції

співвідношення l

d для пневмопровода.

70

Конструктивно прийняти, що: .65,0...55,0з

в

R

R

Допустимі значення [qmax] = 6…8 МПа; .20][ 0Ct

ВАРІАНТ 22

Визначити кутове і силове передатне число рульового керування з

нерозчленованою поперечною тягою привода.


1) кутове передатне число рульового механізма uм;

2) кутове передатне число рульового привода uп;

3) кутове передатне число рульового керування uω;

4) силове передатне число рульового керування up;

Значення визначаються за формулами, наведеними в таблиці 22.

Таблиця 22 – Формули для визначення кутового передатного числа

рульового механізму в нейтральному положенні

Тип рульового механізму Розрахункова формула

Гвинт-гайка-рейка-сектор 0

02

t

Ruм

Глобоїдний червяк - ролик 1

12

t

Ruм

Інші робочі формули:

c

Ruuu np 1 ; nм uuu ;

1

2

l

lun .


R0 – радіус початкового кола сектора, мм;

t0 – крок гвинта, мм;

R1 – початковий радіус глобоїдного черв’яка, мм;

t1 – крок черв’яка, мм;

l1 – плече сошки, мм;

l2 – плече поворотного важеля, мм;

R – радіус рульового колеса, мм;

с – плече обкатки керованого колеса, мм;

η1 – ККД рульового привода;

ηп – прямий ККД рульового колеса.

Передатне число рульового керування повинно бути вибране таким

чином, щоб при повороті рульового колеса на 360÷7200 керовані колеса

повертались від нейтрального положення на 35÷400.

Для легкових автомобілів

с = 30÷600; R ≤ 190 мм;

71

для вантажних

с = 60÷1000; R ≤ 275 мм;

Відношення 1.185.01

2 l

l.

Значення прямого ККД ηп = 0,5÷0,7, а ККД рульового привода

η1 = 0,8÷0,93.

ВАРІАНТ 23

Визначити навантаження і напруги, що діють в деталях рульового

керування.


1) для нерухомого автомобіля момент найбільшого опору повороту

керованих коліс Мц, що враховує опір перекочуванню, тертя ковзання і

підняття передньої частини автомобіля;

2) момент на керованих колесах Мв, що створює зусилля водія,

прикладеним до ободу рульового колеса;

3) момент Мп, який повинен створити гідропідсилювач;

4) напругу при скручуванні вала сошки τ, критичну напругу

повздовжнього згину σкр1 і напругу стиску σс в поздовжній (і=1) і

поперечній (і=2) тягах;

5) порівняти отримані значення з допустимими і визначити

коефіцієнт п запасу міцності.


;;1

)]cos(cos

)sin(sin[228.02

1maxmax

maxmax1

мНav

acGrGcfG

M kkkk

ц

maxcos1 aк

MP

цm

, Н;

h

cmGP k

m

2

, Н;

1ззіRPM пщpв , Н·м; ;, мНМMM вцn

3

16

Dр

Мф

ц

, МПа;

imi

ікрі

FІ

ІЕру

2

2

, МПа;

64

44mimi

i

dDpI

, мм

4; 22

4mimii dD

pF , мм

2;

i

mici

F

P , МПа;

с

крn

.


Gк – вага, що припадає на одне кероване колесо, Н;

f – коефіцієнт опору коченню (f=0,015);

72

rк – радіус кочення колеса, м;

φ – коефіцієнт зчеплення (φ=0,8);

λ – поперечний кут нахилу шворня, рад;

аmax i βmax – максимальні кути повороту внутрішнього і зовнішнього

коліс, град;

ν – поздовжній кут нахилу шворня, рад;

Рр – зусилля водія на рульовому колесі, Н;

D – Зовнішній діаметр вала сошки, мм;

Dmi; dmi; Imi (i=1, 2) – зовнішні, внутрішні діаметри і довжини

поздовжньої і поперечної тяг, мм;

Іі – осьові моменти інерції січень тяг, мм4;

Fi – площі поперечних січень тяг, мм2;

Рmi – поздовжні зусилля, що діють на тяги, Н;

mτ – коефіцієнт динамічного перерозподілу навантаження при

гальмуванні (можна прийняти mτ = 1,18÷1,25);

h – довжина важеля рульової трапеції, м;

к – відстань від центра пальця важеля поздовжньої тяги до осі

шворня, м.

Рекомендації межі зусилля водія на кермі:

Рр = 40÷70 Н – для легкового автомобіля;

Рр = 150÷200 Н – середні вантажні автомобілі і автобуси;

Рр = 300÷400 Н – важкі вантажні автомобілі.

При виборі значень R, c, η і η1 використати рекомендації, що

приведені в попередній задачі.

Допустимі напруги [σ] = 1300 МПа, [τ] = 850 МПа.

Коефіцієнт запасу стійкості nc = 1,25÷2,5.

73

Додаток В

Завдання для розробки програми розв’язку системи рівнянь

методом Гауса

В курсові роботі необхідно розв’язати наступну систему рівнянь

методом Гауса:

11 1 12 2 13 3 14 4 15 5 1

21 1 22 2 23 3 24 4 25 5 2

31 1 32 2 33 3 34 4 35 5 3

41 1 42 2 43 3 44 4 45 5 4

51 1 52 2 53 3 54 4 55 5 5

а x а x а x а x а x b





Значення а11…а55 та b1…b5 можна вибрати, заповнивши таблицю 23.

Значення х1, х2, х3, х4, х5 є невідомими, які і потрібно визначити,

розв’язавши дану систему рівнянь.

Таблиця 23 – Вибір коефіцієнтів

Показник а11 а12 а13 а14 а15 b1 а21 а22 а23 а24

Буквені

значення

Чисельні

значення

Показник а25 b2 а31 а32 а33 а34 а35 b3 а41 а42

Буквені

значення

Чисельні

значення

Показник а43 а44 а45 b4 а51 а52 а53 а54 а55 b5

Буквені

значення

Чисельні

значення

Буквені значення заповнюються записавши своє прізвище, ім’я та

по-батькові до тих пір, поки не заповняться всі пусті комірки. Якщо в

прізвищі, імені чи по-батькові є апостроф, то він не має враховуватись. В

тому випадку, коли сумарна кількість букв прізвища, імені та по-батькові

менше 30 та є кратною 6, то між повторами потрібно добавляти літеру "А".

Числові значення вибираються з таблиці 24 відповідно до буквених

значень.

74

В таблиці 25 наведемо приклад заповнення таблиці 23 для студента:

Іванова Петра В’ячеславовича.

Таблиця 24 – Відповідність буквених та числових значень

Буквені

значення

Чисельні

значення

Буквені

значення

Чисельні

значення

Буквені

значення

Чисельні

значення

А 1,2 І 5,3 Т 9,4

Б 2 Ї 5,9 У 9,6

В 2,3 Й 6,3 Ф 10,7

Г 2,9 Л 6,5 Х 11,9

Ґ 3,5 Л 6,8 Ц 12,4

Д 3,8 М 7 Ч 12,6

Е 4,1 Н 7,7 Ш 14,9

Є 4,3 О 7,8 Щ 15,4

Ж 4,4 П 8 Ь 0

З 5 Р 8,3 Ю 18,8

И 5,2 С 8,9 Я 19

Таблиця 25 – Вибір коефіцієнтів для Іванова Петра В’ячеславовича

Показник а11 а12 а13 а14 а15 b1 а21 а22 а23 а24

Буквені

значення І В А Н О В П Е Т Р

Чисельні

значення 5,3 2,3 1,2 7,7 7,8 2,3 8 4,1 9,4 8,3

Показник а25 b2 а31 а32 а33 а34 а35 b3 а41 а42

Буквені

значення О В Я Ч Е С Л А В О

Чисельні

значення 7,8 2,3 19 12,6 4,1 8,9 6,8 1,2 2,3 7,8

Показник а43 а44 а45 b4 а51 а52 а53 а54 а55 b5

Буквені

значення В И Ч І В А Н О В П

Чисельні

значення 2,3 5,2 12,6 5,3 2,3 1,2 7,7 7,8 2,3 8

В результаті отримуємо наступну систему рівнянь, невідомі якої

необхідно визначити методом Гауса:

1 2 3 4 5

1 2 3 4 5

1 2 3 4 5

1 2 3 4 5

1 2 3 4 5

5,3 2,3 1,2 7,7 7,8 2,3

8 4,1 9,4 8,3 7,8 2,3

19 12,6 4,1 8,9 6,8 1,2

2,3 7,8 2,3 5,2 12,6 5,3

2,3 1,2 7,7 7,8 2,3 8

x x x x x

x x x x x

x x x x x

x x x x x

x x x x x

75

Додаток Г

Завдання для розробки програми обрахунку реакцій довільної

системи сил

Плоска рама (рис. 18 – 22) знаходиться під дією сил F1, F2 і пари сил

з моментом М. Напрямок сил визначається кутами і , а геометричні

розміри параметрами a, b, c, d, і h.

Рама закріплена до нерухомої основи за допомогою плоского

шарніра А, а в точці В - тонким стержнем.

Дані для розрахунків знаходяться в таблиці 26, де сили мають

розмірність в Н, момент – в Нм, розміри в метрах, кути в градусах.

Для заданої конструкції рами, при умові її рівноваги, знайти опорні

реакції, побудувати графіки залежностей цих реакцій від змінного кута,

який помічений в таблиці 26 зірочкою (*).

Таблиця 26 – Початкові дані

Варіант F1 F2 M a b c d h

1 15 20 64 6 3 4 2 3 * 30

2 18 12 24 5 8 3 3 2 60 *

3 10 16 36 4 3 6 2 3 * 45

4 20 15 40 3 2 6 8 1 15 *

5 14 22 48 9 5 3 2 4 * 20

6 16 20 76 5 7 4 2 3 75 *

7 12 10 32 4 6 8 3 2 * 45

8 20 16 22 8 4 6 4 2 30 *

9 14 15 38 4 7 5 2 6 * 15

0 10 18 80 3 3 8 5 6 20 *

76

Рисунок 18 – Початкові схеми для варіантів 1-6

77


78


79


80


Міністерство освіти і науки Україниatm.vntu.edu.ua/metod/inf.pdf ·...

Documents