Федеральное агентство по образованию
Волгоградский ГосударственныйТехнический Университет
Кафедра «Автомобильный транспорт»
Автомобили
Курсовой проект
«Анализ конструкции и методикарасчета автомобиля ВАЗ-2108»
Выполнил:
студент гр. АР-513
Солдатов П.В
Проверил:
проф. Железнов Е.
Волгоград 2010
Содержание
Техническая характеристика автомобиля
1 Трансмиссияавтомобиля
1.1 Сцепление
1.2 Коробкапередач автомобиля
1.3 Главная передача автомобиля
1.4 Дифференциалы трансмиссии автомобиля
1.5 Силовые приводы, валы и полуоситрансмиссии автомобиля
2 Ходовая часть шасси автомобиля
2.1 Подвески автомобиля
2.2 Колеса ишины автомобиля
2.3 Полуоси и балка
2.4 Несущая система автомобиля
3 Система управления шасси автомобиля
3.1Тормозная система автомобиля
3.2 Рулевое управление автомобиля
Список использованных источников
Техническиехарактеристики автомобилей семейства ваз 2108
/>
Таблица 1 – Техническиехарактеристики автомобиля ВАЗ 2108Общие данные Модель ВАЗ-2108 Год выпуска 1984-1994 Тип кузова Хэтчбэк Количество дверей/мест 3/5 Снаряженная масса, кг 900 Полная масса, кг 1325 Максимальная скорость, км/ч 148 Время разгона с места до 100 км/ч, с 16,0 Объем багажника, min/max, л 330/600 Размеры, мм Длина 4006 Ширина 1650 Высота 1402 Колесная база 2460 Колея передняя/задняя 1400/1370 Дорожный просвет 170 Двигатель Тип Бензиновый с карбюратором Расположение Cпереди поперечно Рабочий объем, куб.см 1300 Степень сжатия 9,9 Число и расположение цилиндров 4 в ряд Диаметр цилиндра х ход поршня, мм 76 x 71 Число клапанов 8 Мощность, л.с./ об/мин 64/5600 Максимальный крутящий момент, Нхм / об/мин 94/3500 Трансмиссия Тип Механическая 5-ступенчатая Привод На передние колеса Подвеска Передних колес Независимая, амортизационные стойки, треугольные поперечные рычаги, стабилизатор поперечной устойчивости Задних колес Полузависимая, продольные взаимосвязанные рычаги, винтовые пружины, телескопические амортизаторы Размер шин 165/70 SR13 Размер дисков 4.5Jx13 Тормоза Передние Дисковые Задние Барабанные Расход топлива Городской цикл, л/100 км 8,6 Топливо Бензин А-92 Емкость топливного бака, л 43
1. Трансмиссияавтомобиля
1.1 Сцепление
/>
Устройство сцепленияавтомобиля ВАЗ-2108
1. Картер сцепления; 2. Опорная втулка вала вилки выключения сцепления;3. Вилка выключения сцепления; 4. Подшипник выключения сцепления; 5. Нажимнаяпружина; 6. Ведомый диск; 7. Маховик; 8. Нажимной диск; 9. Шкала для проверкимомента зажигания; 10. Болт крепления сцепления к маховику; 11. Кожухсцепления; 12. Опорные кольца нажимной пружины; 13. Направляющая втулка муфтыподшипника выключения сцепления; 14. Сальник первичного вала коробки передач;15. Подшипник первичного вала; 16. Первичный вал; 17. Втулка вала вилкивыключения сцепления; 18. Защитный чехол вилки выключения сцепления; 19.Фрикционные накладки ведомого диска; 20. Передняя пластина демпфера; 21.Фрикционные кольца демпфера; 22. Ступица ведомого диска; 23. Упор демпфера; 24.Задняя пластина демпфера; 25. Пружина демпфера; 26. Опорное кольцо пружиннойшайбы; 27. Пружинная шайба демпфера; 28. Пластина, соединяющая кожух сцепленияс нажимным диском; 29. Муфта подшипника выключения сцепления; 30.Соединительная пружина вилки и муфты подшипника выключения сцепления.
Анализ конструкции всоответствии с требованиями
Надежнаяпередача крутящего момента от двигателя к трансмиссии
Максимальноезначение передаваемого сцеплением момента определяется уравнением
MCmax= MKmaxβ.
Обычнопринимают коэффициент запаса β= 1,2...2,5 в зависимости от типа сцепления и его назначения. Сцепления сдиафрагменными пружинами имеют наиболее низкое значение коэффициента запаса.Большие значения β принимаютдля сцеплений грузовых автомобилей и автобусов.
Момент Мс,передаваемый сцеплением, создается в результате взаимодействия поверхностейтрения ведомого диска с контртелом (маховиком, нажимным диском). Рассмотримпроцесс этого взаимодействия, используя рис. 2
/>
Рисунок 2. Схема копределению расчетного момента сцепления
Выделивна поверхности ведомого диска элементарную площадку ds, найдем элементарную силу трения
dT = po μds = po μp dp dα
иэлементарный момент
dM= pμp2 dpdα,
где /> - давление, характеризуемое отношением усилия Рпр пружин кплощади ведомого диска; μ — коэффициент трения.
Момент,передаваемый одной парой поверхностей трения,
/>.
Подставивзначение р0в это уравнение, получим
М'с= Рпр µRср,
где /> — радиус приложения результирующей сил трения или среднийрадиус ведомого диска, который с достаточной степенью приближения может бытьпринят Rср= 0,5 (R+ r). Момент, передаваемый сцеплением, у которого iпар трения,
MC= MKmaxβ= PnpμRср i.
Предохранениетрансмиссии от динамических нагрузок.Динамическиенагрузки в трансмиссии могут быть единичными (пиковыми) и периодическими.
Пиковыенагрузки возникают вследующих случаях: при резком изменении скорости движения (например, при резкомторможении с невыключенным сцеплением); при резком включении сцепления; принаезде на неровность.
Наибольшиепиковые нагрузки элементы трансмиссии испытывают при резком включении сцепления.В этом случае трансмиссия закручивается не только крутящим моментом двигателя МК,но в большей степени моментом касательных сил инерции МИвращающихсячастей двигателя
МС=МК+ МИ.
Приусловии, что момент касательных сил инерции полностью используется назакручивание валов,
МИ= сβ αТР,
где сβ— крутильная жесткость трансмиссии; αТР — угол закручиваниявалов трансмиссии.
Элементарнаяработа по закручиванию валов трансмиссии dL= сβ αТР dαТР или послеинтегрирования
L= сβ />/2.
С учетомпринятого выше допущения в момент резкого включения сцепления
Je/>/2 = сβ />/2
ПодставивαТР = МИ / (сβ), получим
/>.
Такимобразом, инерционный момент зависит от угловой скорости коленчатого вала вмомент резкого включения сцепления и от крутильной жесткости трансмиссии.
Периодическиенагрузки возникают врезультате неравномерности крутящегомомента двигателя. Они являются источником шумав зубчатых передачах, повышенного напряжения в элементах трансмиссии, а часто —причиной поломок деталей от усталости, особенно при резонансе.
Длягашения крутильных колебаний трансмиссии в сцеплении устанавливают гасителькрутильных колебаний.
Работатрения гасителя определяется усилием Рr, сжимающим его фрикционные кольца, коэффициентомтрения ц, средним радиусом rср фрикционных колец, относительнымуглом φ перемещения элементов (углом буксования), числом пар трения i гасителя крутильных колебаний:
Lтp.г = Ргμrcpφi= Мтр.гi.
Моменттрения Мтр.г = (0,15...0,20)Мкmах. По мере износа фрикционных колец Мтр.гснижается, что может привести к полному прекращению выполнения этим механизмомфункций гасителя.
Привод сцепления.
Длягидравлического привода
/>; />; />
Ходпедали зависит от величины s, накоторую отводится нажимной диск при выключении сцепления, и зазора Δ2между рычагами выключения и выжимным подшипником
Sпед = suп.с + Δ2u1.
Нагрузки всцеплении
Диафрагменнаянажимная пружина.Расчетная схема дляопределения параметров диафрагменной пружины приведена на рис.3.
/>
Рис. 3. Расчетная схемадиафрагменной пружины
Усилиепружины:
/>
/>
где E' = E/ (1 — μ2) (Е— модуль упругости первого рода; μ —коэффициент Пуассона, μ = 0,25); Н — высота пружины; h— толщина пружины.
Усилиевыключения может быть подсчитано из условия равновесия
Рвык(с — е) = Рпр (b— с); />.
Ходподшипника муфты выключения определяется суммой перемещений сечения пружины(принимается недеформируемым в осевом направлении) и лепестков при ихдеформации:
fпр= f1+ f2; f1= (c— e) Δα; f2 = Pвык/ сл,
где Δα — угловое перемещение; сл— жесткость лепестков.
Наибольшиенапряжения испытывает элемент пружины со стороны малого торца при поворотепружины на угол α, т. е. когда пружина становитсяплоской. Здесь суммируются напряжения растяжения σр инапряжения изгиба σи лепестков:
σр+ σи = σmax; />.
Всвободном состоянии α ≈10...12°.
Лепесткидиафрагменной пружины испытывают наибольшее изгибающее напряжение у основания:
/>,
где nл — число лепестков; ωи — моментсопротивления изгибу в опасном сечении.
Фрикционныедиски. Основным расчетным параметромявляется давление
/>.
Ввыполненных конструкциях р0= 0,15...0,25 МПа.
Пружиныгасителя крутильных колебаний
Максимальноеусилие, сжимающее одну пружину гасителя:
/>,
где rпр.г — радиус приложения усилия к пружине;zпр.г — число пружин гасителя. Принимая вовнимание большую жесткость пружин гасителя, напряжение пружины следуетвычислять с учетом кривизны витка:
/>,
где kк.в — коэффициент, учитывающий кривизнувитка пружины:
/>; />.
Дляпружинной стали допускаемое напряжение [τ] =700...900 МПа.
Рычагивыключения сцепления. Изгибающий момент от действия силы, приложенной на концах рычагов, вызываетнапряжение изгиба
/>,
где Р'пр—усилие пружин сцепления при выключении; l— расстояние до опасного сечения; uр— передаточное число рычага; nр— число рычагов; ωи — момент сопротивленияизгибу.
Допускаемоенапряжение [σи]=300 МПа. Материал рычагов — сталь 10, сталь 15.Иногда материалом рычагов служит ковкий чугун. В этом случае допускаемоенапряжение примерно вдвое ниже, чем для стали.
Ступицаведомого диска. Шлицыиспытывают смятие и изгиб. Напряжение смятия
/>,
где Pш= Mкmaxβ/ rср; rср = (dн+ dв)/4; F= 0,5(dн— dв) lшiш,
lш— длина шлицев;iш —число шлицев; α = 0,75 —коэффициент точности прилегания шлиц; dн и dв — соответственно наружный ивнутренний диаметр шлицев.
Напряжениесреза
/>,
где bш — ширина шлица.
Материалступицы — легированная сталь типа 40Х, допускаемое напряжение смятия [σc] = 15...30 МПа, допускаемоенапряжение [τ] =5...15 МПа.
Работабуксования сцепления. Для расчета работы буксования используют формулы, базирующиеся настатической обработке экспериментальных данных. Приведем варианты этих формул.
1) />,
где Мψ— момент сопротивления движению при трогании, приведенный к ведущему валукоробки передач, Jа — момент инерции автомобиля(автопоезда), приведенный к ведущему валу коробки передач; ωe = 0,75ωN — для дизелей; ωe = ωD/3 + 50 π — для карбюраторных двигателей; b = 0,72 — для дизелей, b = 1,23 — для карбюраторных двигателей. Расчет производитсядля легковых автомобилей и автопоездов на первой передаче; для грузовыходиночных автомобилей на второй передаче.
2) />.
Удельнаяработа буксования сцепления
Lб0= Lб / Fн.с,
где Fн.с — суммарная площадь накладоксцепления.
Удельнаяработа буксования при указанных выше условиях трогания автомобиля с места длялегковых автомобилей [Lб0] = 50...70 Дж/см2; длягрузовых автомобилей [Lб0] = 15...120 Дж/см2; дляавтопоездов [Lб0] = 10...40 Дж/см2.
Нагревдеталей сцепления. Чрезмерныйнагрев деталей сцепления при буксовании может вывести его из строя.
Нагревдеталей за одно включение при трогании с места
ΔT= γLб / (mдетсдет),
где γ — коэффициент перераспределениятеплоты между деталями (γ= 0,5 — для нажимного диска однодискового сцепления и среднего диска двухдисковогосцепления; γ = 0,25 — для наружного дискадвухдискового сцепления); сдет—теплоемкость детали; mдет— масса детали.
Допустимыйнагрев нажимного диска за одно включение
[ΔT] =10...15°С.
1.2 Коробка передач
/>
Устройство коробкипередач автомобиля ВАЗ-2108
1. Задняя крышка; 2. Ведущаяшестерня V передачи; 3. Картер коробки передач; 4. Ведущая шестерня IVпередачи; 5. Шарик фиксатора; 6. Пружина фиксатора; 7. Сухарь фиксатора; 8. Ведущаяшестерня III передачи; 9. Ведущая шестерня II передачи; 10. Ведущая шестернязаднего хода; 11. Ведущая шестерня I передачи; 12. Картер сцепления; 13. Первичныйвал коробки передач; 14. Ведущая шестерня главной передачи; 15. Вторичный вал;16. Ось сателлитов; 17. Сателлит; 18. Полуосевая шестерня; 19. Сальник полуоси;20. Шестерня привода спидометра; 21. Коробка дифференциала; 22. Ведомаяшестерня главной передачи; 23. Шток выбора передач; 24. Рычаг штока выборапередач; 25. Трехплечий рычаг выбора передач; 26. Фиксатор вилки заднего хода;27. Вилка заднего хода; 28. Выключатель фонаря заднего хода; 29. Промежуточнаяшестерня заднего хода; 30. Ось промежуточной шестерни заднего хода; 31. Регулировочноекольцо; 32. Ведомая шестерня I передачи; 33. Скользящая муфта включения 1, IIпередач и заднего хода; 34. Ведомая шестерня II передачи; 35. Ведомая шестерняIII передачи: 36. Блокирующее кольцо синхронизатора III и IV передач; 37. Ступицамуфты синхронизатора III и IV передач; 38. Скользящая муфта синхронизатора IIIи IV передач; 39. Ведомая шестерня IV передачи; 40. Ведомая шестерня Vпередачи; 41. Скользящая муфта синхронизатора V передачи; 42. А выступблокирующего кольца; а, в, с зазоры; 43. I.Схема работы синхронизатора; 44. II.Нейтральноеположение; 45. III.Начало включения; 46. IV.передачи; 47. IV.Завершениевыравнивания угловых скоростей шестерни 39 и вала 15; 48. V.Полное включение IVпередачи.
Анализконструкции в соответствии с требованиями
Дляанализа и оценки конструкций коробок передач служит ряд оценочных параметров,которые определяются требованиями, предъявляемыми к коробкам передач различноготипа.
Диапазонпередаточных чисел.Одним из важныхоценочных параметров коробки передач является отношение передаточного числанизшей и высшей! передач
Д = uКПmах/ uКПmin.
Это отношение называется диапазоном передаточных чисел или диапазоном коробкипередач.
Влегковых автомобилях и автобусах малой вместимости на их базе Д = 3…4; вгрузовых автомобилях в зависимости от грузоподъемности и назначения Д = 5…8.Такой же диапазон имеют автобусы средней и большой вместимости с механическойкоробкой передач; автомобили-тягачи и автомобили высокой проходимости имеют Д =9…13. В этих пределах находится диапазон передаточных чисел коробки передач дляавтомобилей технологического назначения, у которых должна быть предусмотренаскорость порядка 2...3 км/ч. Устойчивое движение с такой скоростью может бытьобеспечено только при большом значении передаточного числа низшей передачи.Следует иметь в виду, что такая скорость может быть получена также, еслиприменяется раздаточная коробка с понижающей передачей.
Синхронизаторы
/>
Рисунок5. Схема динамической системы синхронизатора
Проанализируемрабочий процесс инерционного синхронизатора, рассмотрев последовательновыравнивание угловых скоростей синхронизирующих деталей, блокировку включенияпередачи до полной синхронизации, включение передачи.
Выравниваниеугловых скоростей можно проиллюстрировать динамической системой, принятой дляанализа работы инерционного синхронизатора. К подсистеме, имеющей суммарныйприведенный момент инерции Jп, относятся детали, связанные свключаемым зубчатым колесом при выключенном сцеплении и нейтральном положениикоробки передач: ведомый диск сцепления с ведущим валом и шестерней;промежуточный вал со всеми зубчатыми колесами, закрепленными на нем; зубчатыеколеса, свободно устанавливаемые на ведомом валу и находящиеся в постоянномзацеплении с зубчатыми колесами промежуточного вала, а в ряде конструкций изубчатые колеса заднего хода. Суммарный приведенный момент инерции Jа имеет подсистема, включающая детали, связанные сведомым (вторичным) валом коробки передач.
Длявыравнивания угловых скоростей соединяемых элементов необходимо на поверхностяхконусов создать момент трения Мтр. Уравнение динамики Jпdω/dt= Мтрподсистемы с моментом инерции Jпможно проинтегрировать:
/>.
Считая моменттрения Мтр постоянным в течение процесса синхронизации, получим
Мтр=Jп (ω1 — ω2) / t.(1)
Здесь ω2 = ωe/uКПi — угловая скорость ведомого вала допереключения (принято, что за время переключения передачи ω2=const);ω1 = ωe/uКПi+1 — угловая скорость включаемого зубчатого колеса более высокой передачи; t— время выравнивания угловыхскоростей (время синхронизации). После подстановки в уравнение (1) значений ω1 и ω2получим
/>. (2)
Рассмотримсиловое взаимодействие элементов синхронизатора автомобиля ВАЗ 2108.
/>
Рисунок6. Схема инерционного синхронизатора
Моменттрения, создаваемый на конусных поверхностях, может быть выражен черезнормальную силу Рпна конусах синхронизации:
Мтр= Рп μ rср, (3)
где Рп— нормальная сила на поверхности трения; μ — коэффициент трения; rср — средний радиус конуса.
В своюочередь, нормальная сила может быть выражена через усилие Q, создаваемое водителем при включениипередачи,
Рп= Q/ sinδ. (4)
Приравнявправые части уравнений (2) и (3), используя зависимость (4), найдем связь междуусилием, создаваемым на муфте синхронизатора, и параметрами, характеризующимисинхронизатор:
/>. (5)
Вчастности, из этого выражения видно, что усилие Q связано с временем синхронизации обратнойзависимостью: чем больше усилие Q, тем меньше время синхронизации; усилие Qтем меньше, чем больше плотность ряда коробки передач.
Работа,затрачиваемая на выравнивание угловых скоростей, т. е. работа трения,затрачиваемая на поглощение кинетической энергии вращающихся деталей:
/>.
Из этогоуравнения следует, что работа трения (работа буксования) синхронизаторапропорциональна квадрату разности угловых скоростей соседних передач и независит от времени. Для уменьшения работы буксования синхронизатора необходимоувеличивать число передач в коробке, чтобы сблизить передаточные числа соседнихпередач; при этом также улучшаются тягово-экономические свойства автомобиля.Однако при увеличении числа передач возрастает момент инерции вращающихсядеталей и, следовательно, работа буксования синхронизатора, а также усложняетсяуправление коробкой передач. В выполненных конструкциях коробок передачрациональное согласование влияния рассмотренных противоречивых факторов нашлоотражение в том, что шаг ряда передаточных чисел выбирают в пределах 1,1…1,5.
Принято оцениватьсинхронизатор по удельной работе трения (буксования)
L'C= LC/FC,
где Fc— площадь конуса синхронизатора. Порасчетным данным, удельная работа трения (в МДж/см2) синхронизатораавтомобилей находится в следующих пределах.
Работатрения синхронизатора сопровождается выделением теплоты. За одно включениетемпература синхронизатора повышается
ΔT= γcLc/(mcc),
где γc — коэффициент перераспределениятеплоты между деталями (для синхронизаторов γc = 0,5); тс— массасинхронизатора; с — коэффициент теплоемкости
За одновыключение синхронизатор может нагреваться на 15...30°С.
Блокировкаосуществляется блокирующими устройствами синхронизаторов, препятствующимивключению передачи до полного выравнивания угловых скоростей соединяемыхэлементов.
/>
Рисунок7. Схемы блокирующих устройств синхронизаторов:
а — с блокирующими зубьями; б — с блокирующимивырезами в цилиндрах; в — с блокирующими пальцами
Окружнаясила, прижимающая блокирующие элементы,
Pб= Мтр / rб,
где r6 — радиус расположения блокирующих элементов
Эта силавызывает реакцию на блокирующих поверхностях
Px= Мтр / (r6 tgβ).
Для тогочтобы передача не могла быть включена до полного выравнивания угловыхскоростей, сила Q, приложеннаяк муфте синхронизатора, должна быть меньше Рх:
QPx.
Сувеличением силы Q растетмомент Мтр, а следовательно, увеличивается сила Рх(силы трения на блокирующих поверхностях не учитываются).
Выразивсилу Q через параметры синхронизатора,характеризуемые уравнением (5), получим
tgβ=μ rср/ (sinδr6).
Следуетособо подчеркнуть, что резкое увеличение усилия Q (при правильно выбранных параметрах синхронизатора)не может привести к преждевременному включению передачи до полной синхронизациии обычно приводит или к ускоренному изнашиванию блокирующих деталей, или к ихполомкам.
Еслиучесть трение на блокирующих поверхностях, то осевая реакция увеличится навеличину
P'x= P'п μ'sinβ,
гдеμ'— коэффициент трения блокирующих поверхностей; Р'п—нормальная сила давления на блокирующих поверхностях. Чтобы не произошлопреждевременного включения передачи, достаточно обеспечить неравенство QPx— Р'х, которое после преобразований можнозаписать в следующем виде:
/>.
В этомслучае угол β несколько больше, чем рассчитанныйбез учета трения на блокирующих поверхностях.
Параметрысинхронизаторов выбирают в следующих пределах: μ = 0,06...0,1; δ = 6...12°; β = 25...40°. В качестве материала для конусных колециспользуют бронзу. На трущиеся поверхности колец наносят канавки для разрушениямасляной пленки и увеличения коэффициента трения.
Нагрузкив коробке передач.
/>/>
Рисунок 8. Схема сил,действующих в двухвальной коробке передач
Нарисунке 8 представлена простейшая схема двухвальной коробки передач привключении одной передачи и схемы сил, действующих на зубчатые колеса и валы. Назубья пары постоянного зацепления привода промежуточного вала действуютследующие силы:
— окружная: Pп.з= Mкmax/rωп.з;
— осевая(при косозубых колесах): Pхп.з= Pп.зtgβ;
— радиальная: PRп.з= Pп.зtgaαω/ cosβ;
— нормальная: Pnп.з= Pп.з/(cosαωcosβ).
Здесь αω — угол профиля зуба; (β — угол наклона зубьев; rωп.з — радиус делительной окружностишестерни ведущего вала. На зубья пары при включении j'-й передачи действуют силы:
— окружная Pi= Mкmaxui/ rωi;
— осеваяPхi= P1tgβ;
— радиальная PRi= Pitgaαω/ cosβ;
— нормальная Pni= Pi/(cosαωcosβ).
Здесь ui— передаточное число включеннойпередачи; rωi— радиус делительной окружности зубчатогоколеса ведомого
Привычислении сил, действующих на зубья дополнительной коробки (мультипликатор илидемультипликатор), следует учитывать передаточные числа этих коробок.
Зубчатыеколеса. Зубчатые зацепления характеризуютследующие основные соотношения: прямозубое mn= dw/z, косозубое ms=dwcosβ/z; cos β = mn /m5, где mn — нормальный модуль, мм; ms—торцовый модуль, мм; dw— диаметр делительной окружности колеса; z— число зубьев.
Шириназубчатого колеса зависит от передаваемого момента и от расстояния между осямивалов. Приближенно ширина зубчатого колеса может быть определена по формуле:
b= (5...8)mn.
Приприменении зубчатых колес большой ширины повышаются требования к жесткостивалов. При недостаточной жесткости валов изгиб последних вызывает концентрациюнапряжений на краях зубьев.
Расстояниемежду осями валов коробки передач
А0= mn(z1+ z2)/(2cosβ), где z1 + z2 — сумма чисел зубьев пары, находящейся в зацеплении.
Эторасстояние связано с передаваемым крутящим моментом следующей зависимостью:
/>,
где а=14,5...16для легковых автомобилей и а=17,0...21,5 для грузовых автомобилей. Вавтомобильных коробках передач, как правило, применяются колеса скорригированными зубьями, что позволяет увеличить прочность зуба. Угол профилязуба обычно αω = 20°. Нормальный модуль тпвыбирают из гостированного размерного ряда; его значение зависит отпередаваемого крутящего момента.
Мкmах, Н∙м . . 100...200201...400
mn, мм . . . 2,25...2,5 2,6...3,75
Мкmах, Н∙м … 401...600 601...800800...1000
mn, мм . . . 3,76...4,25 4,26...4,5 4,6...6
Вомногих коробках передач нормальный модуль зубчатых колес не одинаков на всехпередачах; на низших передачах нормальный модуль имеет более высокое значение.
Уголнаклона зубьев β = 25...40°для легковых автомобилей и β= 20...25° для грузовых автомобилей.
/>
Рисунок9. Схема сил, действующих на зубчатые колеса промежуточного вала коробкипередач
Исходяиз равенства осевых сил,
Рх1= Рх2; Рх1 = P1tgβ1; Рх2 = P2tgβ2;
Рх1= Мкmaxuп.з/ rω1; Рх2 = Мкmaxuп.з/ rω2.
где uп.з — передаточное число пары постоянного зацепления; rω1 иrω2 — радиусы делительных окружностейколес промежуточного вала.
Изравенства осевых сил находим
tgβ1 / tgβ2 = rω1 / rω2.
Еслимодули обоих зубчатых колес одинаковы, то
tgβ1 / tgβ2 = z1 / z2.
Полностьюуравновесить осевые силы удается практически не всегда, так как угол наклоназубьев зависит от нормального модуля и расстояния между осями валов. В этомслучае подшипники должны быть рассчитаны на восприятие неуравновешенной осевойсилы.
Напрочность зубчатые передачи рассчитывают в соответствии с ГОСТ 21354—87.
Материаломзубчатых колес служат легированные стали:
— цементуемые — 12ХН3А, 20ХН3А, 18ХГТ, 30ХГТ, 20ХГР и др. (глубина цементуемогослоя 0,8...1,5 мм);
— цианируемые — 35Х, 40Х, 40ХА и др. (глубина цианируемого слоя 0,2...0,4 мм);
— закаливаемые ТВЧ — 45, 55П.
Твердостьповерхности зуба 57...64 HRCэ,сердцевины 30...46 HRCэ. Для этих материалов допускаемоенапряжение изгиба σFP = 700...800 МПа; допускаемое контактное напряжение σHP= 1000...1200.
Валы.Валы коробок передач воспринимают скручивающие иизгибающие нагрузки. Кроме того, они должны быть достаточно жесткими, чтобы ихпрогиб не вызывал перекоса зубчатых колес, находящихся в зацеплении.Последовательность определения напряжений в валах: в трехвальных коробкахпередач — ведомый, промежуточный вал, ведущий вал; в двухвальных коробкахпередач расчет можно начинать с любого из валов. Пользуясь схемой, определяютсилы, действующие на зубчатые колеса на всех передачах, по формулам, приведеннымвыше. Затем для каждой передачи находят реакции в опорах. После этого строятэпюры моментов и определяют наибольший изгибающий и крутящий моменты.
Результирующеенапряжение
/>,
где dв.o— диаметр вала в опасном сечении.
Шлицованныйвал рассчитывают по внутреннему диаметру.
Жесткостьвалов определяется по их прогибу. Силы Pхl и PRlдают прогиб fв валов в плоскости, в которой лежатоси валов, сила Р1дает прогиб в перпендикулярнойплоскости. Прогиб вала в каждой плоскости должен лежать в пределах 0,05...0,1 мм.Полный прогиб
/>, fп≤0,2 мм.
Валыдолжны обладать достаточной жесткостью, поэтому напряжения в них невысокие (200...400МПа).
Шлицывалов проверяют на смятие [τсм]=200 МПа.
Дляизготовления валов применяют обычно те же материалы, что и для зубчатых колес.
Долговечностьподшипников.Критерием оценки эксплуатационныхсвойств подшипников является базовая долговечность, соответствующая 90 %-нойнадежности.
Дляопределения долговечности подшипника необходимо иметь следующие данные:радиальные и осевые силы, действующие на подшипник на каждой передаче; ресурскоробки передач до капитального ремонта (в километрах пробега автомобиля иличасах); среднюю техническую скорость движения; распределение пробега напередачах.
Однакопри расчете подшипника на долговечность в этих формулах вместо максимальногозначения крутящего момента двигателя Мкmах следует принимать расчетную величинукрутящего момента аМктах(где а — коэффициентиспользования крутящего момента). Этот коэффициент зависит от отношениямощности двигателя к весу автомобиля и может быть определен по эмпирическойформуле:
а = 0,96— 0,136 ∙ 10-2 + 0,41 ∙ 10-6 N2уд,
где Nуд— удельная мощность, Вт/Н.
Базоваядолговечность подшипника определяется в соответствии с ГОСТ 18865—82 по ресурсу(в млн. оборотов)
L10 = (C/P)n
где С— динамическая грузоподъемность подшипника (определяют по каталогу); Р —эквивалентная динамическая нагрузка; р — показатель степени (шариковыеподшипники — р = 3, роликовые — р = 3,33).
Эквивалентнаядинамическая нагрузка на подшипник определяется для условий работы на каждойпередаче:
радиальныеPr= (XVFr+YFa)KбKt
радиально-упорные,Pa= (XFr+YFa)KбKt
где Fr,Fa— соответственно радиальная и осеваянагрузки; X, Y— коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (покаталогу); V— коэффициент вращения (при вращениивнутреннего кольца V = l, при вращении наружного кольца V = l,2); Kб— коэффициент безопасности (длякоробок передач Kб = 1); Kt— температурный коэффициент Kt = 1,10 при 150 °С). Следует иметь ввиду, что коэффициенты XиYразличны в зависимости от типа подшипникаи соотношения осевой и радиальной нагрузок.
Для вычисленияэквивалентной динамической нагрузки на подшипник коробки передач необходимовначале определить долю работы подшипника на каждой передаче, учитывая нагрузкуи соответствующее число оборотов за время работы на данной передаче. Суммируяпо всем передачам, можно вычислить эквивалентную динамическую нагрузку поформуле:
/>
/>,
где PI, РII, РIII,…, Рn— эквивалентные нагрузки на подшипникна каждой передаче при долговечности соответственно
LI; LII, LIII..., Ln; />,
Li= Si/ (2πrкuтр∙106),
где Si — пробег автомобиля на каждойпередаче; uтр — передаточное число частитрансмиссии от вала, на котором установлен подшипник, до вала ведущего колесаавтомобиля).
Динамическаягрузоподъемность подшипника
/>.
1.3 Главнаяпередача
Применяемаяпри поперечном расположении двигателя в переднеприводных автомобилях,цилиндрическая главная передача размещается в общем картере с коробкой передачи сцеплением. Шестерня главной передачи закрепляется на ведомом валу коробкипередач, а иногда выполняется за одно целое с этим валом и устанавливаетсяконсольно. При консольной установке шестерни главная передача и дифференциалмогут быть несколько сдвинуты в сторону двигателя, тем самым уменьшаетсяразница длины полуосей. С той же целью колесо закрепляется на картередифференциала, обычно с левой по ходу автомобиля стороны.
Всуществующих конструкциях зубья цилиндрической передачи выполняются прямыми («ФордФиеста»), косыми (ВАЗ-2108, «Фиат Уно»), шевронными (Хонда).
Передаточноечисло цилиндрической пары обычно принимают 3,5...4,2. Так как число зубьевшестерни для обеспечения плавности зацепления должно быть не менее десяти, топри большем передаточном числе размеры зубчатого колеса увеличиваются, врезультате чего снижается дорожный просвет и повышается уровень шума при работеглавной передачи. КПД цилиндрической пары — не менее 0,98.
1.4 Дифференциалытрансмиссии автомобиля
Анализи оценка конструкции дифференциала автомобиля
Наавтомобиле ВАЗ-2108 применяетсясимметричный конический сателитный дифференциал. Симметричные конические дифференциалынаиболее распространенные (их часто называют простыми). Применяются они как налегковых, так и грузовых автомобилях, в качестве межколесных, а иногда имежосевых дифференциалов.
Дляобеспечения смазки сателлитов оси в месте посадки сателлитов должны иметь лыскиили спиральные канавки, удерживающие масло. Сателлиты и полуосевые шестернивыполняются прямозубыми. Число зубьев сателлитов и полуосевых шестерен можетбыть четным и нечетным, но для обеспечения сборки должно подчиняться условию 2zш / n= k,
где zш — число зубьев полуосевой шестерни; п — числосателлитов, k— целое число.
Кпреимуществам простого конического дифференциала следует отнести:
— обеспечение устойчивости при движении по скользкой дороге и торможениидвигателем благодаря равенству тангенциальных реакций на ведущих колесах;
— простотуустройства, малые размеры и массу, надежность, высокий КПД.
Отрицательнымкачеством является ограничение проходимости.
Нагрузкив дифференциале
Вконическом дифференциале определяют нагрузки на зубья сателлитов, полуосевыхшестерен, крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала.
Нагрузкуна зубья сателлита и полуосевых шестерен оределяют из условия, что окружнаясила распределена поровну между всеми сателлитами и каждый сателлит передаетусилие двумя зубьями. Окружная сила, действующая на один сателлит,
Рс= Мкmах uкп1uгп/(r1nс),
где r1 — радиус приложения; nс— число сателлитов (рис. 10).
/>
Рисунок10. Схема сателлита
Напряжениеизгиба определяется по ГОСТ 21354—87. Износ зубьев не учитывается.
Материалсателлитов и полуосевых шестерен: сталь 18ХГТ, 25ХГМ, 20ХН2М; [σи]=500...800 MПa.
Шип крестовины(18ХГТ, 20ХНЗА и др.) под сателлитом испытывает:
— напряжение смятия
σсм= Pc/(dl1), [ σсм] =50...60МПа;
— напряжениесреза
τср= 4Рс/(πd2), [τср]=100...120 МПа;
— напряжениесмятия в месте крепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы Рд= Мкmах uкп1uгп/(r2 nс):
σсм= Pд/(dl2), [σсм] =50...60МПа.
Давлениеторца сателлита на корпус дифференциала определяется напряжением смятия:
σсм= Pxc/ F, [σсм]=10...20 МПа,
где Pxc= Рс tgαω sinδc (αω — угол зацепления; δc — половина угла конуса сателлита).
1.5 Силовые приводы,валы и полуоси трансмиссии автомобиля
Карданныепередачи применяются в трансмиссиях автомобилей для силовой связи механизмов,валы которых не соосны или расположены под углом, причем взаимное положение ихможет меняться в процессе движения. Карданные передачи могут иметь один илинесколько карданных шарниров, соединенных карданными валами, и промежуточныеопоры. Карданные передачи применяют также для привода вспомогательныхмеханизмов, например, лебедки. В ряде случаев связь рулевого колеса с рулевыммеханизмом осуществляется при помощи карданной передачи.
/>
Привод пдреднего колеса:
1 — корпуснаружного шарнира; 2 — стопорное кольцо; 3 — обойма;4 — шарик; 5 — наружный хомут;6 — сепаратор;7 — упорное кольцо;8 — защитный чехол; 9 — внутренний хомут; 10 — вaлпривода колеса; 11 — фиксатор внутреннего шарнира; 12 — корпусвнутреннего шарнира; 13 — стопорное кольцо корпуса внутреннего шарнира; А — контрольный размер
Методикарасчёта привода трансмиссии автомобиля
Упругийполукарданный шарнир долженцентрироваться, иначе балансировка карданного вала может нарушиться.
В основевсех конструкций карданных шарниров равных угловых скоростей лежит единыйпринцип: точки контакта, через которые передаются окружные силы, находятся вбиссекторной плоскости валов.
Дляпояснения этого рассмотрим простейшую модель, приведенную на рисунке 12.
Окружнаяскорость точки контакта О υO = ω1r1; υO= ω2r2, откуда ω1r1 = ω2r2. Подставивв это равенство значения r1= AOsinαи r2 = BOsinβполучимω1AOsinα= ω2BOsinβ. Угловые скорости ведущего и ведомого валов равны, если АО= ВО; α = β.
Легкопоказать, что в этом случае точка О лежит в биссекторной плоскости. Этовидно из равенства треугольников ОО'С и OO'D.
/>
Рисунок12. Схема карданного шарнира равных угловых скоростей
Расчет размеров деталей карданной передачи
Карданный вал. Во время работы карданный валиспытывает изгибающие, скручивающие и осевые нагрузки.
Изгибающие нагрузки возникают в результатенеуравновешенности карданного вала, и в некоторой степени пары осевых сил,нагружающих шипы крестовины карданного шарнира. В эксплуатации неуравновешенностьможет появиться не только в результате механических повреждений карданноговала, но также при износе шлицевого соединения или подшипников карданныхшарниров. Неуравновешенность приводит к вибрациям в карданной передаче ивозникновению шума. Карданный вал подвергается тщательной динамическойбалансировке на специальных балансировочных станках. Допустимый дисбалансзависит от максимального значения эксплуатационной угловой скорости карданноговала и находится в пределах (15… 100) г∙см.
Дажехорошо уравновешенный вал в результате естественного прогиба, вызванногособственным весом, при некоторой угловой скорости, называемой критической,теряет устойчивость; его прогиб возрастает настолько, что возможно разрушениевала.
Пусть встатическом положении ось вала смещена на расстояние е от оси вращения,а при угловой скорости ω получает прогиб f. Тогда при вращении карданного вала возникаетцентробежная сила
Pu = mв (e + f)ω2,
где mв — масса вала.
/>
Рисунок13. Схема для определения критической скорости карданного вала
Центробежнаясила уравновешивается силой упругости вала
Ру= си f,
где си— изгибная жесткость.
Поэтому
/> или />
Если си→ mвω2, то f → ∞.
Критическаяугловая скорость, вызывающая бесконечно большой прогиб,
/>,
соответственнокритическая частота вращения вала
nкр = 30 ωкр / π
nкр = 30шкр/я,
где си= qвlв / f(qв— вес вала, отнесенный к его длине; lв — длина вала).
Прогибвала определяется в зависимости от принятой схемы его нагружения. Будем считатькарданный вал нагруженной равномерно балкой на двух опорах со свободнымиконцами. Прогиб балки
f= 5qвlв4/ (384EJи),
где E = 2∙105 МПа —модуль упругости первого рода; /> —момент инерции поперечного сечения вала (dн и dвн— соответственнонаружный и внутренний диаметры вала).
Массавала определяется из выражения
/>,
где γ— плотность материала вала.
Подставивзначения си и тв, получим выражение для критическойчастоты вращения вала:
полого />
сплошного/>
Еслисчитать карданный вал балкой с защемленными опорами, то числовой коэффициент вформуле следует принимать большим в 1,5...2,25 раза.
Критическаячастота вращения карданного вала должна быть в 1,5...2 раза больше максимальнойэксплуатационной. Для повышения критической частоты вращения следует уменьшатьдлину вала, что особенно эффективно, и увеличивать как наружный, так ивнутренний диаметры. Внутренний диаметр трубчатого вала можно увеличивать до определенногопредела (лимитирует прочность вала).
Скручивающиенагрузки:
Трубчатыйвал изготовляют из малоуглеродистой стали (сталь 15, сталь 20), не подвергая еезакалке. Толщина стенок обычно не превышает 3,5 мм (для автомобилей ВАЗ — 2 мм; КамАЗ —3,5 мм).
Напряжениекручения трубчатого вала
/>; [τкр] = 100...120МПа.
Приваренныек трубе шлицованный наконечник и вилку изготовляют из легированной илиуглеродистой конструкционной стали 30, 35Х или 40.
Напряжениекручения сплошного вала
/>; [τкр] = 300...400 МПа.
Припередаче крутящего момента карданный вал закручивается на некоторый угол
/>
где J0— момент инерции сечения вала (трубчатого />, сплошного />); G— модуль упругости при кручении, G = 850 ГПа.
Допускаемыйугол закручивания 7...8° на 1 м длины вала.
Скручивающиенагрузки вызывают смятие и срез шлицев вала. Напряжение смятия шлицев от сил,действующих по их среднему диаметру,
/>, [σсм] = 15…20 МПа
где dш.н, dш.вн — наружный и внутренний диаметры шлицевого конца вала; nш— число шлицев; lш — длина шлица.
Напряжениесреза (считая, что шлицы срезаются у основания по диаметру dш.вн; bш — ширина шлица)
/> [τср] =25...30 МПа
Осевыенагрузки в карданнойпередаче возникают в шлицевом соединении при перемещениях, связанных сизменением расстояния между шарнирами, например при колебаниях кузова нарессорах. Исследования показали, что даже при наличии большого количествасмазочного материала последний не удерживается на поверхности трения иперемещение в шлицевом соединении происходит в условиях граничного трения. Приэтом коэффициент трения μ = 0,2, а иногда (при появлении задиров) μ =0,4. При передаче большого крутящего момента в шлицевом соединении происходитзащемление, и карданный вал, по существу, передает тяговое усилие. При этом двигатель,установленный на упругих подушках, продольно смещается в некоторых автомобиляхна 10 мм, а иногда и больше. Большие осевые силы (в грузовых автомобилях20...30 кН) независимо от того, смазано шлицевое соединение или нет, создают дополнительныенагрузки на карданные шарниры, промежуточную опору карданной передачи, а такжена подшипники коробки передач и главной передачи. Повышенное трение в шлицевомсоединении приводит к быстрому изнашиванию шлицев и к нарушению в связи с этимбалансировки карданной передачи.
Осевыесилы являются одной из главных причин того, что долговечность карданных передачв 2...3 раза ниже долговечности основных агрегатов автомобиля. Осевая сила
/>
Сечение трубы карданного валаопределяют исходя из напряжения на кручение:
τт=16ТmахDн/π(D4н –D4вн),
где τТ — предел текучести материала вала.
2. Ходовая часть шасси автомобиля
2.1Подвески автомобиля
/>
Рисунок 14. Кинематическиесхемы подвесок автомобиля
а — зависимой; б —однорычажной независимой; в — двухрычажной независимой с рычагами равной длины;г — двухрычажной независимой с рычагами разной длины; д —независимой рачажно-телескопической (ВАЗ-2108); е — независимойдвухрычажной с торсионом; ж — независимой с продольным качанием.
/>
Передняя подвескаавтомобиля ВАЗ-2108
1 — шаровая опора; 2 — ступица; 3 — тормозной диск; 4 — защитный кожух; 5 — поворотный рычаг; 6 — нижняя опорная чашка; 7 — пружина подвески; 8 — защитный кожух; 9 — буферсжатия; 10 — верхняя опорная чашка; 11 — резиновый элемент верхней опоры; 12 — защитный колпак; 13 — подшипник верхней опоры; 14 — шток; 15 — опора буферасжатия; 16 — телескопическая стойка; 17 — гайка; 18 — эксцентриковый болт; 19 — поворотный кулак; 20 — вал привода переднего колеса; 21 — защитный чехолшарнира; 22 — наружный шарнир вала; 23 — нижний рычаг; а — стойка с полымповоротным рычагом; б — стойка с цельнометаллическим поворотным рычагом.
/>
Задняя подвескаавтомобиля ВАЗ-2108
1. Ступица заднегоколеса; 2. Рычаг задней подвески; 3. Кронштейн креплений рычага подвески; 4. Резиноваявтулка шарнира рычага; 5. Распорная втулка шарнира рычага; 6. Болт креплениярычага задней подвески; 7. Кронштейн кузова; 8. Опорная шайба крепления штокаамортизатора; 9. Верхняя опора пружины подвески; 10. Распорная втулка; 11. Изолирующаяпрокладка пружины подвески; 12. Пружина задней подвески; 13. Подушки крепленияштока амортизатора; 14. Буфер хода сжатия; 15. Шток амортизатора; 16. Защитныйкожух амортизатора; 17. Нижняя опорная чашка пружины подвески; 18. Амортизатор;19. Соединитель рычагов; 20. Ось ступицы: 21. Колпак; 22. Гайка крепленияступицы колеса; 23. Уплотнительное кольцо: 24. Шайба подшипника; 25. Подшипникступицы; 26. Щит тормоза; 27. Стопорное кольцо; 28. Грязеотражатель: 29. Фланецрычага подвески; 30. Втулка амортизатора; 31. Кронштейн рычага с проушиной длякрепления амортизатора; 32. Резинометаллический шарнир рычага подвески.
Анализ и оценка элементовконструкции подвески автомобиля
Рычажно-телескопическаяподвеска передних колес автомобиля —качающаяся свеча (рис. 17)обеспечиваетнезначительные изменения колеи, развала и схождения колес, при этом замедляетсяизнашивание шин, улучшается устойчивость автомобиля. Подвеска имеет одинпоперечный рычаг внизу, ее основной элемент — амортизаторная стойка, имеющаяверхнее шарнирное крепление под крылом, что обеспечивает большое плечо междуопорами стойки. В верхней опоре имеется подшипник, необходимый для исключениязакручивания пружины, что могло бы вызвать стабилизирующий момент идополнительные изгибающие нагрузки. Малые размеры и масса, большое расстояниепо высоте между опорами, большой ход также относятся к преимуществам этойподвески. Конструктивные трудности обусловлены нагружением крыла в точкекрепления верхней опоры.
/>
Рисунок17. Расчетная схема рычажно-телескопической подвески
Нарисунке 17 показаны силы, действующие в рычажно-телескопической подвеске. Полинии еА действует сила Рв, которая может быть разложена надве составляющие силы: Рпр, действующую на пружины, и Qпр, перпендикулярную оси стойки,приложенную в точке А к опоре стойки. Под действием этой силы повышаетсятрение штока поршня в направляющей стойке. В результате ухудшается реагированиеподвески на мелкие дорожные неровности.
При совмещении осевойлинии подвески с линией еА силы Рв и Рпр совпадут,а поперечная сила Qпр исчезнет. Для этой цели пружинырасполагают под углом или смещают пружину в сторону колеса.
Зависимая подвеска отличаютсятем, что вертикальное перемещение колеса сопровождается изменением угла λ,что вызывает гироскопический эффект, возбуждающий колебания колесаотносительно шкворня.
Нагрузки на подвескуавтомобиля
Нагрузкина упругий элемент:
Зависимаяподвеска (рис. 18, а).Нагрузка зависит от реакции Rzна колесо и веса неподрессоренных масс Gн.м:
PP= Rz— 0,5 Gн.м
/>/>
Рисунок18. Расчетная схема для определения нагрузок на упругие элементы подвески
При этомпрогиб упругого элемента равен перемещению колеса относительно кузова fр= fк.
Независимаяподвеска.
Длядвухрычажной подвески (рис. 19, а)нагрузка на упругий элемент
Pp= (Rz— G'к) l/ a,
где G'к — вес колеса и направляющегоустройства.
А прогибfp= fк a/ l.
/>
Рисунок19. Расчетная схема для определения нагрузок на упругие элементы подвески
Пружины в качестве основных упругихэлементов широко применяются в подвесках легковых машин повышенной проходимостии в качестве вспомогательных элементов, например ограничителей иликорректирующих устройств, на других машинах. В первом случае используютсяцилиндрические пружины, витые из прутка круглого или прямоугольного сечения;характеристика их линейна. Для ограничителей хода применяются коническиепружины.
Усилие, сжимающее пружину,определяется кинематической схемой подвески.
/>
Рисунок 20. Расчетная схема подвески с цилиндрическойпружиной
Pn = (Piai,)/bi
Усилие Рn может быть выражено также следующим образом:
Pn= λּcn,
Pnmax= λmaxּcn,
где λmах— максимальная деформация пружины; сn —жесткость пружины.
/>
где τmах — максимальное напряжение впружине; d — диаметр прутка; D — средний диаметр пружины; τдоп —допускаемое напряжение; τдоп = 600-700 МПа.
2.2 Колёса и шины автомобиля
Колесный движитель представляет собойустройство, преобразующее работу двигателя в поступательное движение машины. Онсостоит из трех основных частей: шины, обода и ступицы.
Анализ и оценкаконструкции автомобильных шин и колес
/>
Рисунок 21 — Радиальныйразрез покрышки
1— каркас; 2 — брекер; 3 — протектор;4 — боковина; 5 — борт; 6 — носок борта; 7 — основаниеборта; 8 — пятка борта; 9 — бортовая лента; 10 — бортоваяпроволока; 11 — обертка; 12 — наполнительный шнур; H — высота профиля покрышки; H1 — расстояние от основания до горизонтальной осевойлинии профиля; H2 — расстояние от горизонтальной осидо экватора; В — ширина профиля; B6— корона; R— радиускривизны протектора; D—наружный диаметр шины; d—посадочный диаметр шины; h—стрела дуги протектора; С — ширина раствора бортов; а — ширина борта.
2.3 Полуоси,балка и поворотный кулак автомобиля
Т.к. автомобиль ВАЗ-2108является переднеприводным значит у него не заднего моста.
При прямолинейномдвижении значениямоментов M и сил P принимаются максимальными. Рассмотрим изгиб балкивертикальной плоскости (рис. 22).
/>
Рисунок22. Расчетная схема балки ведущего моста и эпюры моментов
Изгибающиймомент
Ми.в= R''z1l= R''z2l,
где R''z1и R''z2 — нормальные реакции опорнойповерхности за вычетом веса Колеса GK.
Нормальныереакции опорной поверхности от нагрузки на мост G2
Rz1= Rz2= m2G2/2,
где m2 = 1,1...1,2— коэффициент перераспределения нагрузкипо мостам.
Изгибкартера в горизонтальной плоскости под нагрузкой от силы тяги Рт
Ми.г= Pт1l= Pт2l,
где Рт1=Рт2= Rz1φ = Rz2φ, (φ = 0,8...0,9 — коэффициентсцепления шин с опорной поверхностью).
Момент,скручивающий балку, Мкр= Pт1rк = Rт2rк (rк—радиус качения колеса).
Результирующеенапряжение от изгиба и кручения для круглого трубчатого сечения
/>,
где W= 0,2(D4— d4)/D— момент сопротивления трубчатого сечения.
Дляпрямоугольного и коробчатого сечения напряжения в вертикальной и горизонтальнойплоскостях определяют раздельно и суммируют арифметически: σи =Mи.в / Wв + Mи.г /Wг. Напряжениякручения при этом не суммируют:
τ= Mкр/ Wкр= Рт1rк / Wкр= Рт2rк / Wкр,
Максимальныенапряжения изгиба относятся к крайним волокнам сечения, а напряжения кручения ксредним волокнам сечения.
Призаносе балку мостарассчитывают на изгиб в вертикальной плоскости, считая при этом Рт1=Рт2= 0.
Изгибающиемоменты в вертикальной плоскости
Mи1 = R"z1l— Py1rK; Mи2 = R"z2l+ Py1rK.
Ry1 и Ry2— боковые реакциипри заносе:
Ry1= R'z1 φ; R'z1 = 0,5 G2 (1 + 2 φ H/ В);
Ry2= R'z2 φ; R'z2 = 0,5 G2 (1 — 2 φ H/ В);
где R'z1 и R'z2 — нормальные реакции опорной поверхностипри заносе.
Условнопринимается φ = 1.
Эпюры моментовот R'z и Py1 строятся раздельно, а затемскладывают. Опасное сечение картера находится в месте крепления рессоры: здесьнапряжение изгиба σи = Ми / W.
Придинамическом нагружении изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Ми= Rz1Kдl,
где Кд=1,5...3— коэффициент динамичности.
Напряжениеизгиба σи = Ми / W.
Длябалок мостов, литых из стали и чугуна, [τи] = 300 МПа, дляштампованных из стального листа [τи] = 500 МПа.
Определениенагрузок и расчет переднего моста производят так же, как и заднего моста. Приторможении коэффициент перераспределения нагрузки на передний мост m1= 1,1.„1,2. Необходимо учитывать переменное сечениебалки: двутавровое в средней части и после рессорной площадки постепеннопереходящее в круглое. Вертикальные реакции Rzl = Rz2 = m1G1/2, где G1— нагрузка напередние колеса.
Длябалки управляемого моста жесткость важна для сохранения углов установки колес.Жесткость ведущего моста влияет на условия зацепления зубчатых передач, нанагрузку подшипников и на нагруженность полуосей.
Прогиббалки равен силе в заданном сечении, отнесенной к жесткости сечения f = Pи / (EJx).Балка нагружена в местах крепления рессор. Переменное сечение балкизатрудняет расчет. В таких случаях или упрощают схему и ведут расчет понаиболее опасному сечению, или усложняют расчет, применяя метод конечныхэлементов.
Прогиббалки грузовых автомобилей достигает 2...3 мм.
/>
Рисунок23. Расчетная схема поворотной цапфы
Поворотныйкулак(рис. 23). Расчет ведется для тех жетрех случаев нагружения: торможения при прямолинейном движении, заноса идинамического нагружения.
Приторможении суммарныймомент изгиба в вертикальной плоскости
/>,
где R''z1= Rzl— Gк; Ртор = Rzφ — тормозная сила на колесе, нагружающаяцапфу.
Напряжениеизгиба:
σи= Ми / W.
Призаносе напряжениеизгиба на цапфе при Ртор = 0
σи1=(R''z1— Ry1rк)/W; σи2=(R''z2с — Ry2rк)/W.
Придинамическом нагружении напряжение изгиба
σи= Rz1с Кд / W,
где коэффициентдинамичности Кд = 1,5...3.
Длястали 30Х и 40Х допускаемое напряжение [σи] = 500 МПа.
/>
Рисунок 24. Расчетнаясхема шкворня
Шкворень. Расчетные режимы, применяемые прирасчете шкворня, те же, что и при расчете цапф. Наклоном шкворня пренебрегаем.
Приторможении реакции,нагружающие верхний R'шк инижний R''шк концы шкворня,обусловленные действием:
реакции Rz:
R'шк1= R''шк1 = Rzl/ (a+ b);
силы Ртор:
R'шк2= Рторb / (a + b); R''шк2= Рторa / (a + b);
реактивнойсилы:
R'шк3= Р1b / (a + b); R''шк3= Р1a / (a + b),
где P1= Рторl/ l1;
тормозногомомента Мтор = Рторrк
R'шк4= Рторrк/ (a+ b).
Суммарнаясила, действующая на нижний конец шкворня,
/>.
Суммарнаясила, действующая на верхний конец шкворня:
/>.
Нашкворень действуют напряжения:
изгибаσи = R''шкΣd/ Wи;
срезаτcp= 4P''шкΣ / (πd2шк);
смятияσсм = R''шкΣ/(dшкlшк).
Для расчетапринимают наибольшее из значений Р'шкΣ, Р''шкΣ.
Призаносе действуют толькопоперечные силы.
Отвертикальной реакции:
R'шк1= R''z1 l / (a+ b); R''шк1= R''z1 l / (a+ b),
где R''z1(2) = = R''z1(2)— Gк.
Отбоковой силы Ry и от момента, создаваемого этойсилой:
левыйшкворень R'шк1= R''шк1 = Ry1l/ (a+b)
правыйшкворень R'шк1= R''шк1= Ry2l/ (а+b).
Суммарнаянагрузка на левом шкворне:
R'шкΣ= [Ry1(rк—b) — R''z1 l]/ (a + b);
R''шкΣ= [Ry1(rк+ a) — R''z1 l]/ (a + b).
Суммарнаянагрузка на правом шкворне:
R'шкΣ= [Ry2(rк—b) — R''z2 l];
R''шкΣ= [Ry2(rк+ a) — R''z2 l]/ (a + b).
Напряженияопределяются так же, как и при торможении.
При динамическомнагружении напряжение изгиба в вертикальной плоскости
σи= Rz1с Кд / W.
Расчетныережимы полуосей. Полуразгруженную полуось рассчитываютна изгиб и кручение так же как балку моста для трех случаев нагружения:прямолинейного движения, заноса и динамического нагружения.
Припрямолинейном движении — результирующий изгибающий момент полуоси в вертикальной игоризонтальной плоскостях
/>
моменткручения полуоси:
Мкр= Ртrк;
сложноенапряжение:
/>.
Призаносе изгибающиемоменты на правом и левом колесах
Mиl=Ry2rк — Rz2b; Mи2= Ry2rк+ R"z2b.
Придинамическом нагружении
вертикальнаянагрузка:
Rz1Kд= Rz2Kд;
горизонтальнаянагрузка:
Rz1Kд φ= Rz2Kдφ;
скручивающаянагрузка:
Ртrк= Мкр = Rz1Kд φrк= Rz2Kд φrк.
Прирасчете полуразгруженной полуоси плечо изгиба bопределяется как расстояние между плоскостями,проходящими через центр опорной площадки колеса и через центр опорного подшипника.
Полностьюразгруженные и разгруженные на три четверти полуоси рассчитывают только накручение и определяют их жесткость.
Касательноенапряжение кручения:
τ= Ртrк/ 0,2d3; Мкр = Ртrк.
Уголзакручивания полуоси:
θ=(180 / π)(Mкрl/ GJкр);
здесь моментинерции Jкр = πd4/32, модуль сдвига G = 85 ГПа. Угол закручивания обычно ограничивается θ = 9...15° на 1 м длины полуоси. Меньшее значение угла закручивания характеризует повышенную жесткость, большеезначение — склонность к колебаниям и резонансным явлениям.
Полуразгруженнаяполуось разрушается в опасном сечении под подшипником. Здесь полуось должнабыть утолщена. Разгруженная полуось разрушается в месте начала шлицев.Рекомендуется осадка конца полуоси под шлицевой конец для увеличения диаметраопасного сечения.
2.4 Несущая системаавтомобиля
Анализи оценка конструкции несущей системы автомобиля
В СШАбольшее распространение получили рамные конструкции, что дает возможностьварьировать модели кузовов (включая открытые модификации) и обеспечить лучшуюизоляцию кузова от вибрационных нагрузок. В европейских странах наиболеераспространены безрамные силовые схемы, обеспечивающие наименьшую массу.
Кпассажирским кузовам основные требования сводятся к регламентации планировочныхразмеров, рабочего места водителя, комфортабельности.
Кузовалегковых автомобилей классифицируют на каркасные, скелетные и оболочковые.
Каркасныекузова выполняютсяиз относительно массивных закрытых или открытых профилей, воспринимающихнагрузки. Облицовка из стали, дюралюминия или из стеклопластика формирует объемкузова и повышает его жесткость.
Скелетныекузова имеют каркас,образованный из профилей облегченного типа, приваренных к облицовке.
Оболочковыекузова (рис. 25)выполняются из крупных штампованных деталей, наружных и внутренних панелей,соединенных точечной сваркой в замкнутую силовую систему преимущественно изстального листа толщиной 0,6...0,8 мм. Кузова такого типа наиболеераспространены, так как обладают технологическими, преимуществами (автоматическаясварка панелей может выполняться на конвейере).
/>
Рисунок 25. Оболочковыйкузов легкового автомобиля
Нагрузочные режимыкузовов
Нанеподвижный автомобиль действуют статические нагрузки от собственной массы иполезной нагрузки. При движении автомобиль испытывает динамические нагрузки отнеровностей дороги, от разгона и торможения, при поворотах и от веса агрегатов.Работоспособность кузова характеризуется его прочностью и жесткостью поддействием динамических нагрузок.
Кузовподвержен изгибу и кручению: симметричная нагрузка вызывает изгиб,кососимметричная нагрузка — кручение в вертикальной и горизонтальнойплоскостях. Статическая нагрузка, умноженная на ускорение, определяетдинамическую нагрузку, так же как при нагружении рамы.
Пространственнаясистема кузова трудно поддается расчету на сложные напряжения изгиба икручения. Поэтому кузов условно расчленяют на отдельные элементы и рассчитываютих на изгиб и кручение раздельно.
Наиболеедостоверную информацию о напряженном состоянии кузова получают методомтензометрирования как в стендовых, так и в дорожных условиях.
Прочностьоценивают по пределу текучести материалов. При одностороннем растяжении илисжатии допускаемое напряжение:
σ= σs/ Кбез.
Условия прочностипри изгибе:
σст+ σд≤ σиили σст≤ σsКбез (1 — Кд)
прикручении σк≤ σsКбез (1 + 1 / Кд).
Приналичии сложного напряженного состояния эквивалентное напряжение
/>.
Удельнаякрутильная жесткость характеризует сопротивление кузова закручиванию ипредставляет собой отношение момента к вызванному углу закручивания на длинебазы автомобиля, умноженному на размер базы, для легковых автомобилей онасоставляет 130...300 Н∙м2/°.
Изгибкузова в вертикальной плоскости характеризует удельная изгибная жесткость —отношение нагрузки к вызванному прогибу, умноженному на размер базы в третьейстепени (прогиб балки пропорционален третьей степени длины пролета); длялегковых автомобилей она составляет 850...2200 Н∙м3/мм.
Наиболееполное приближение к результатам натурных испытаний несущей системы дает расчеткузова и рамы с использованием метода конечных элементов. Этот метод расчетамногократно статически неопределимых конструкций основан на совместномрассмотрении напряженного состояния системы небольших элементов конечногоразмера. Метод конечных элементов заключается в том, что реальная конструкциязаменяется структурной моделью, состоящей из простейших элементов, таких, какстержни, пластины и др. объемные элементы с известными упругими свойствами.Исходя из того, что упругие свойства отдельных элементов известны, можноопределить свойства всей системы в целом при определенных нагрузках. Процесс расчетаосуществляется в несколько этапов. На этапе предварительной подготовкиконструкцию разбивают на простые элементы. Например, разбиение кузовапроизводят на одной половине по оси симметрии примерно на 200—500 элементов. Наэтапе получения предварительной модели определяют координаты узловых точек. Этаработа занимает по времени несколько недель или даже месяцев. Затем проводитсярасчет с использованием ЭВМ по специально разработанным программам. На рисунке38 показана для примера структурная модель кузова легкового автомобиля,построенная в результате подготовительных этапов с помощью графопостроителя.
Следуетпомнить, что структурная модель рассмотрена без учета различных мелкихэлементов (отверстий, гофр, сварки и др.), которые могут оказать заметноевлияние на напряженное состояние кузова и нуждаются в последующейэкспериментальной проверке.
/>
Рисунок26. Расчетная структурная модель кузова легкового автомобиля
3. Системауправления шасси автомобиля
3.1 Тормозная системаавтомобиля
/>
1 – главный цилиндр гидропривода тормозов; 2 –трубопровод контура «правый передний – левый задний тормоз»; 3 –гибкий шланг переднего тормоза; 4 –бачок главного цилиндра; 5 –вакуумный усилитель; 6 –трубопровод контура «левый передний – правый задний тормоз»; 7 –тормозной механизм заднего колеса; 8 – упругий рычаг привода регуляторадавления; 9 –гибкий шланг заднего тормоза; 10 –регулятор давления; 11 –рычаг привода регулятора давления; 12 –педаль тормоза; 13 – тормозноймеханизм переднего колеса.
Анализ и оценкаконструкции тормозной системы автомобиля
Тормозной механизм.
Дляоценки конструктивных схем тормозных механизмов служат следующие критерии:
Коэффициенттормозной эффективности. Отношениетормозного момента, создаваемого тормозным механизмом, к условному приводномумоменту
Кэ= Мтор /(∑Рrтр),
где Мтор— тормозной момент; ∑Р — сумма приводных сил; rтр — радиус приложения результирующей сил трения (в барабанныхтормозных механизмах — радиус барабана rб, в дисковых — средний радиус накладки rср).
Тормознаяэффективность должна оцениваться раздельно при движении вперед и назад.
Дисковыетормозные механизмы.
Дисковыетормозные механизмы применяются главным образом на легковых автомобилях: наавтомобилях большого класса на всех колесах; на автомобилях малого и среднегоклассов — в большинстве случаев только на передних колесах (на задних колесахприменяются барабанные тормозные механизмы).
Впоследние годы дисковые тормозные механизмы нашли также применение на грузовыхавтомобилях ряда зарубежных фирм.
/>
Рисунок28 — Схема дискового тормозного механизма и его статическая характеристика
Схема истатическая характеристика дискового тормозного механизма приведены на рисунке28. Для него тормозной момент
Мтр= 2Р μ rср,
акоэффициент эффективности
Кэ= Мтр / (2Р rср) =μ.
Прирасчетном коэффициенте трения μ = 0,35 коэффициент эффективности Кэ= 0,35. Из этого можно заключить, что дисковый тормозной механизм обладаетмалой эффективностью (как можно будет увидеть дальше — минимальной сравнительнос другими тормозными механизмами). Так, при расчетном коэффициенте тренияμ = 0,35 тормозной момент примерно в 3 раза меньше приводного момента.Основным достоинством дискового тормозного механизма является его хорошаястабильность, что отражено в статической характеристике, которая имеет линейныйхарактер. В настоящее время стабильности отдается предпочтение передэффективностью, так как необходимый тормозной момент можно получить увеличениемприводных сил в результате применения рабочих цилиндров большего диаметра илиусилителя.
Барабанныетормозные механизмы.
Рассмотримсилы, действующие на колодку барабанного тормозного механизма (рис. 29, а).
/>
Рисунок29. Схема сил, действующих на колодку барабанного тормозного механизма, ихарактеристика
Колодкаприжимается к тормозному барабану под действием силы Рτ. Привращении барабана по направлению, указанному стрелкой, между барабаном инакладкой колодки возникают силы взаимодействия. Выделим элементарнуюнормальную силу dРnи элементарную касательную силу dРτ.
Элементарнаянормальная сила
dРn= μ dF= pbrбdβ,
где р —давление на накладки; dF — элементарнаяплощадка накладки; b — ширина накладки; rб — радиус барабана; β — угловая координатаэлементарной площадки.
Элементарнаякасательная сила (сила трения)
dРτ= μ dРn= μ pbrбdβ
Тормозноймомент, создаваемый колодкой,
/>.
Чтобыпроинтегрировать это выражение, необходимо знать, как изменяется давление подлине накладки. При расчетах обычно принимают равномерное распределение давленияили распределение по синусоидальному закону р= pmaxsinβ (возможно применение и других законов изменениядавления).
Приравномерном распределении давления Mтр= μbrб2pβ0 (β0= β2— β1 —угол охвата накладки), а при распределении по синусоидальному закону
Mтр= μbrб2p(cosβ1 — cosβ2).
Сдостаточной для практических целей точностью можно принять распределениедавления по длине накладки равномерным. Это допущение используется далее присравнительной оценке различных схем тормозных механизмов.
Каквидно из схемы, равнодействующая сил трения (условная) /> приложена на радиусеρ, который зависит от угла β0= = 90...120°. При расчетахтормозного момента равнодействующую сил трения обычно приводят к радиусутормозного барабана, что позволяет использовать упрощенные формулы. С этойцелью вводят коэффициент k0, который можно определить, приравнявмомент трения и колодках Mтр = />ρ расчетномумоменту трения Mтр= = Рτ rб, тогда
Mтр= />ρ= Рτ rб,
где Рτ— сила трения, действующая в колодку на плече rб.Отсюда
k= rб/ ρ = /> / Рτ = /> / Pn; /> =kPn
Коэффициентk0может быть найден по графику рисунок.
Тормозноймеханизм с равными приводными силами и односторонним расположением опор— схема сил, действующих на колодки,и статическая характеристика показаны на рисунке 30.
На схемеР' = Р" = Р— приводные силы; Р'n, Р"n — равнодействующие нормальных сил, действующих со сторонытормозного барабана на колодки; P'τ,P"τ — силы трения, действующие наколодки; R'x, R''x, R'y,R''y — реакции опор.
/>
Рисунок30. Схема тормозного механизма с равными приводными силами и одностороннимрасположением опор и его статическая характеристика
Дляактивной колодки сумма моментов сил относительно точки опоры колодки
Ph + P'τrб— k0P'na = 0.
Принимаяво внимание, что P'τ = μP'n, подставимзначение P'nв уравнение моментов и решим его относительно P'τ:
/>.
Моменттрения, создаваемый активной колодкой,
/>.
При k0a = μ rб, Мтр = ∞ тормозноймеханизм заклинивается.
Дляпассивной колодки сумма моментов сил относительно точки опоры колодки,
Ph — P''τrб— k0P''na = 0.
Моменттрения, создаваемый пассивной колодкой,
/>.
Тормозноймомент, создаваемый обеими колодками,
/>.
Реакцииопор:
активнойколодки:
R'y= P'τ; R'x= P'n— P,
где P'n= P'τ/ μ = Ph/ (ka— μ rб);
пассивнойколодки:
R''y= P''τ; R''x= P''n— P,
где P''n= Ph / (k0a + μrб).
Вдальнейшем для сравнительной оценки различных схем тормозных механизмов введемупрощения — будем считать a ≈ rб; k0 = 1; μ = 0,35. Оценить тормозноймеханизм можно по следующим параметрам:
отношениютормозных моментов, создаваемых активной и пассивной колодками,
М'тр/ М''тр= (k0a + μrб) / (k0a — μrб);
или,приняв указанные выше упрощения,
М'тр/ М''тр = (1 + μ) / (1 — μ) = 1,35 / 0,65 ≈ 2
Припринятых упрощениях активная колодка обеспечивает примерно в 2 раза большийтормозной момент по сравнению с пассивной, что приводит к ускоренному ееизнашиванию. Возможно применение ступенчатых цилиндров, в которых поршеньбольшего цилиндра воздействует на пассивную колодку, но при этом неоправданноусложняется конструкция; причем:
коэффициенттормозной эффективности (при тех же упрощениях)
Кэ= 2 μ /(1 — μ2) = 0,8;
тормознаяэффективность одинакова независимо от направления движения;
статическаяхарактеристика тормозного механизма нелинейна, что свидетельствует онедостаточной стабильности;
врезультате неуравновешенности P'n≠ P''nи P'τ≠ P''τ, при торможении на подшипники ступицы колеса действуетдополнительная нагрузка.
Схематормозного привода автомобилей ВАЗ-2108 представлена на рисунке 31.Здесьприменен главный тормозной цилиндр типа «Тандем», в котором имеются две секциис автономным питанием тормозной жидкостью. Передняя секция связанатрубопроводом с задним тормозным контуром, а задняя — с передним контуром.
/>
Рисунок 31. Схемадвухконтурного тормозного гидропривода автомобиля ВАЗ-21008
Если неучитывать трения, реакции клапанов и усилия пружин, то уравнение равновесия реактивнойшайбы примет вид
pжF4— Pпед uпед— (pБ — pА) F3= 0, (1)
где pж — давление тормозной жидкости в главном цилиндре; F4 — площадь поршня гидроцилиндра; pАи pБ — давление в полостях соответственноА и Б; F3— активная площадь поршня.
Сдостаточным приближением можем считать, что давление р0во всехточках Реактивной шайбы одинаково.
Тогда
pжF4= pF2; (2)
Pпед uпед = pF1, (3)
где F1 и F2 — торцовые площади соотвественно плунжера и реактивной шайбы.
Определимиз этих уравнений усилие на штоке
(pБ — pА) F3=p(F2— F1). (4)
Подставимполученное значение в уравнение (1):
(pБ — pА) F3=Pпед uпед(F2— F1) / F1. (5)
Из этогоуравнения видно, что усилие, создаваемое усилителем, прямо пропорциональноусилию на педали.
Разделивобе части уравнения (6) на Pпедuпед, получим значение коэффициентаусиления
Ку= (pБ — pА) F3/ (Pпед uпед) = (F2— F1) / F1.
Каквидно из этого уравнения, коэффициент усиления увеличивается с увеличениемплощади поршня , с уменьшением торцовой площади плунжера или с ростомплощади реактивной упругой шайбы. Следует отметить, что изменениесоотношения площадей F2 и F1, в отличие от площади F3, не влияет на усилие, развиваемое усилителем, а только изменяет усилие напедали.
3.2 Рулевое управлениеавтомобиля
/>
1 – поворотный рычаг; 2 –шаровой шарнир наконечника; 3 –наружный наконечник рулевой тяги; 4, 6 –контргайка; 5 –регулировочная тяга (муфта); 7, 12 –внутренний наконечник рулевой тяги; 8 –болты крепления внутреннего наконечника рулевой тяги к рейке; 9 –защитный чехол; 10, 28 –опоры рулевого механизма; 11 –скоба крепления рулевого механизма; 13 –картер рулевого механизма; 14 –стяжной болт муфты; 15 –эластичная муфта; 16 –кронштейн крепления вала рулевого управления; 17 –нижняя часть облицовочного кожуха; 18 – валрулевого управления; 19 –верхняя часть облицовочного кожуха; 20 –подшипник; 21 – демпфер; 22 –рулевое колесо; 23 –промежуточный вал рулевого управления; 24 –фланец эластичной муфты; 25 –пыльник; 26 – уплотнительное кольцо; 27 –защитный колпачок; 29 –рейка; 30 – уплотнительное кольцо упора; 31 –упор рейки; 32 –пружина; 33 – гайка упора; 34 –стопорное кольцо гайки упора; 35 –роликовый подшипник; 36 –приводная шестерня; 37 –шариковый подшипник; 38 –стопорное кольцо; 39 –защитная шайба; 40 –гайка подшипника.
Анализ и оценкарулевого управления автомобиля
Минимальныйрадиус поворота автомобиля. Расстояниеот центра поворота до центра пятна контакта шины с дорогой (оси следа) внешнегоколеса при наибольшем угле поворота управляемых колес обычно приводится втехнических характеристиках автомобилей и называется минимальным радиусомповорота.
Минимальныйрадиус поворота двухосного, трехосного автомобилей с жестким переднимиуправляемыми колесами
Rнmin= L/ sinθнmax
где θнmax — максимальный угол поворотанаружного управляемого колеса.
Минимальныйрадиус поворота автомо-со всеми управляемыми колесами
Rнmin= L/ (2 sinθнmax).
Приопределении Rнminрасстоянием от оси шкворня до центра пятна контакташины обычно пренебрегают.
ОбщийКПД рулевого управления.Этот параметр определяется произведением КПД рулевого механизма и рулевогопривода:
ηру=ηрм ηрп.
Угловоепередаточное число рулевого управления. Отношение элементарного угла поворота рулевого колеса к полусуммеэлементарных углов поворота наружного и внутреннего колес uω = dα/dθ,(гдеdθ = (dθн + dθв) / 2) —угловое передаточное число. Оно переменно изависит от передаточных чисел рулевого механизма uрм и рулевого привода uрп:
uω=uрмuрп.
Передаточноечисло рулевого механизма uрм — отношение элементарного углаповорота рулевого колеса к элементарному углу поворота вала сошки. Взависимости от конструкции рулевого механизма оно может быть постоянным впроцессе Поворота рулевого колеса или переменным. Считается, что рулевыемеханизмы с переменным передаточным числом (uРМmax соответствует нейтральному положению рулевого колеса)целесообразно применять для легковых автомобилей. Это обеспечивает большуюбезопасность движения на повышенных скоростях, так как малый угол поворотарулевого колеса не вызывает значительного поворота управляемых колес. Длягрузовых автомобилей и особенно для автомобилей высокой проходимости, необорудованных рулевыми усилителями, целесообразно применять рулевые механизмы, uРМmax которых соответствует крайнимположениям рулевого колеса, что облегчает управление автомобилем приманеврировании.
Передаточноечисло рулевого привода uрп— отношение плечрычагов привода. Поскольку положение рычагов в процессе поворота рулевого колесаизменяется, то передаточное число рулевого привода переменно: uрп = 0,85...2,0. Большие значениявыбирают для специальных автомобилей.
Силовоепередаточное число рулевого управления. Его оценивают отношением суммы сил сопротивления поворотууправляемых колес к усилию, приложенному к рулевому колесу. Иногда под силовымпередаточным числом понимают отношение момента сопротивления поворотууправляемых колес Мcк моменту, приложенному на рулевом колесе Мр.к:
uс= Мс / Мр.к.
Силовоепередаточное число может служить критерием оценки легкости управления поусилию, приложенному к рулевому колесу для поворота управляемых колес. Припроектировании автомобилей ограничивается как минимальное (60 Н), так имаксимальное (120 Н) усилие.
Ограничениеминимального усилия необходимо, чтобы водитель не терял «чувства дороги». Дляповорота на месте на бетонной поверхности усилие не должно превосходить 400 Н.По ГОСТ 21398-75 максимальное усилие при выходе из строя усилителя не должнопревышать 500 Н у грузовых автомобилей.
Оценка действующихнагрузок на детали рулевого механизма и рулевого привода автомобиля
КПД рулевогомеханизма. От КПД рулевого механизма взначительной стегни зависит легкость управления. КПД пулевого механизма припередаче усилия от рулевого колеса к сошке — прямой КПД:
η↓рм = 1 — Mтр1/ Мр.к,
где Mтр1 — момент трения рулевого механизма,приведенный к рулевому колесу; Мр.к — момент, приложенный к рулевомуколесу.
ОбратныйКПД характеризует передачу усилия от сошки к рулевому колесу:
η↑рм = 1 — Mтр2/ Мв.с,
где Mтр2 — момент трения рулевого механизма,приведенный к валу сошки; Afn.c — момент на валу сошки, подведенныйот управляемых колес.
Какпрямой, так и обратный КПД зависят от конструкции рулевого механизма и имеютследующие значения:
η↓рм = 0,6...0,95; η ↑рм = 0,55...0,85.
Еслиучитывать трение только в зацеплении рулевой пары, пренебрегая трением вподшипниках и сальниках, то для червячных и винтовых механизмов
η↓рм = tgβ/tg(β+ ρ);
η↑рм = tg(β— ρ) / tgβ,
где β — угол подъема винтовой линиичервяка или винта; ρ — уголтрения.
Так,если принять (β =12° и ρ = 8°, то η ↓рм = 0,6, а η ↑рм =0,33, т. е. обратный КПД в 2 раза ниже прямого. Пониженный обратный КПД, хотя испособствует поглощению толчков на рулевое колесо, но в то же время затрудняетстабилизацию Управляемых колес. При прямом КПД η↓рм ≤0,5 обратный КПД η↑рм ~ 0, рулевая пара становитсянеобратимой и стабилизация отсутствует.
Шестеренныерулевые механизмы.
Дляанализа рулевого механизма рассмотрим отношение элементарного угла повороташестерни к элементарному перемещению рейки. При нормальном npoфиле зубьев шестерни и нормальномпрофиле зубьев рейки это отношение посто-янно: dα/dS= const. Для большинства применяемых реечных рулевыхмеханизмов это отношение постоянно. Однако в последнее время появились реечныерулевые пары с переменным отношением dα/dS, что достигается нарезкой зубьев рейкой специальногопрофиля, причем в зависимости от поставленной задачи это отношение можетизменяться по заданному закону.
Приустановке реечной рулевой пары целесообразно определять угловое передаточноечисло рулевого управления uω = dα/dθ(гдеdα— элементарный угол поворота рулевогоколеса; dθ — элементарный угол поворотауправляемых колес).
Считая dα/dS= const, найдем текущее значение величины S при повороте управляемого колеса наугол ± θ:
S= lasin(θ0 ± θ),
дифференцируя,получим
dS = la cos(θ0 ± θ) dθ.
Сделавдопущение, что rdα= dS, т.е. угловое перемещение поперечной тяги мало влияетна перемещение рейки, получим угловое передаточное число рулевого управления:
uω = dα/dθ = la cos(θ0 ±θ) / r.
Такимобразом, угловое передаточное число рулевого управления с реечной рулевой паройпеременно. Усилие, передаваемое шестерней на зубчатую рейку,
Px= Pр.кRр.к/ rω,
где Pр.к — усилие на рулевом колесе; Rр.к — радиус рулевого колеса; rω— начальный радиус шестерни.
Рулевойпривод.
Упругаяхарактеристика рулевого управления. Приабсолютно жестких элементах рулевого управления угловое передаточное числоотражает жесткую кинематическую связь между углом поворота рулевого колеса иуглами поворота управляемых колес. Такое угловое передаточное число принятоназывать кинематическим.
На современныхавтомобилях угловая податливость рулевого управления варьируется на легковыхавтомобилях от 1… 3,5°/(Н-м). Рулевые управления грузовых автомобилей имеютменьшую податливость. Податливость рулевого управления определяют призакрепленных управляемых колесах: измеряют углы поворота рулевого колеса исоответствующие этим углам моменты, приложенные к рулевому колесу. Длянекоторых конструкций связь между углами поворота рулевого колеса и приложеннымимоментами нелинейна. Упругость рулевого управления может оцениваться такжечастотой собственных Угловых колебаний системы, которая рассматривается какодномассовая:
/>
где сφ— угловая жесткость рулевого привода; ∑JК — суммарный момент инерции управляемых колес.
Частотасобственных угловых колебаний должна быть не ниже 3 Гц.
КПД. При оценке рулевого приводанеобходимо учитывать потери на трение во всех шарнирных соединениях. Поимеющимся данным, КПД рулевого привода лежит в пределах ηрп =0,92...0,95. Общий КПД рулевого управления ηру = ηрмηрп.
Нагрузкив элементах рулевого управления автомобиля
Нагрузкив деталях рулевого механизма и рулевого привода можно вычислять двумяспособами:
задаваясьрасчетным усилием на рулевом колесе;
определяяусилие на рулевом колесе по максимальному сопротивлению повороту управляемыхколес на месте, что более целесообразно.
Нагрузки,вычисленные таким образом, являются статическими. При движении автомобиля подорогам с неровной поверх-ностью или при торможении на дороге сразличнымикоэффициентами сцепления под управляемыми колесами ряд деталей рулевогоуправления воспринимает динамические нагрузки, которые лимитируют прочность инадежность рулевого управления, поэтому динамические нагрузки учи-тываюткоэффициентом динамичности Кд = =1,5...3,0. Его значение выбирают взависимости от типа автомобиля и условий эксплуатации.
Расчетноеусилие на рулевом колесе для легковых автомобилей Рр.к =400 Н, для грузовых Рр.к = 700 Н. Для определения усилияна рулевом колесе по максимальному сопротивлению повороту управляемых колес наместе необходимо рассчитать момент сопротивления повороту по одной из известныхэмпирических или полуэмпирических формул:
/>
или
/>,
гдеφ0— коэффициент сцепления при повороте колеса на месте (φ0= 0,9...1,0); Gк — нагрузка на управляемое колесо; Рш— давление воздуха в шине; Jp— полярный момент инерции пятна контакта шины; Fш—площадь поверхности контакта шины с дорогой; l — расстояние от центра отпечатка до пересечения оси шкворняс опорной поверхностью.
Площадьповерхности контакта шины с дорогой может быть приближенно определена подавлению на опорную поверхность. Для шин нормальной конструкции с внутреннимдавлением Рш > 0,2 МПа на опорную поверхность давление q ≈0,2МПа, откуда Fш = Gк / q.
Усилиена рулевом колесе для поворота на месте
Рр.к= Мс / (uωRр.кηру).
Есливычисленное значение усилия на рулевом колесе превосходит указанное вышеусловное расчетное усилие, то на автомобиле требуется установка рулевогоусилителя.
Наосновании заданного или вычисленного усилия на рулевом колесе могут бытьпоследовательно определены нагрузки во всех деталях рулевого управления.
Рулевойвал. Вбольшинстве конструкций его выполняют полым.
Рулевойвал нагружается моментом
Mр.к= Рр.кRр.к.
Напряжениекручения полого вала
/>; [τ] = 100 МПа.
Проверяетсятакже угол закрутки рулевого вала, который допускается в пределах 5...8° наодин метр длины вала.
Рулевоймеханизм. Длямеханизма, включающего глобоидный червяк и ролик, определяетсяконтактное напряжение в зацеплении
σ= Px/ (Fn),
где Рх— осевое усилие, воспринимаемое червяком; F—площадь контакта одного гребня ролика с червяком(сумма площадей двух сегментов, рисунок 52); n— число гребней ролика. Осевая сила
Px= Mр.к/ (rωtgβ),
где rω0— начальный радиус червяка в горловом сечении; β — угол подъема винтовой линии в томже сечении.
/>
Рисунок33. Схема для определения контактной площади в червячном рулевом механизме
Площадьконтакта одного гребня ролика с червяком
F=0,5[(φ1 — sinφ1)r21+ (φ2 — sinφ2)/ r22].
Материалчервяка — цианируемая сталь 30Х, 35Х, 40Х, 30ХН; материал ролика — цементуемаясталь 12ХН3А, 15ХН; [σ] = 7...8 МПа.
Валрулевой сошки.Напряжение кручениявала сошки при наличии усилителя
τ= (Мр.к uрмηрм + рж πD2гцrсек) / (0,2d3),
где d— диаметр вала сошки.
Материалвала сошки — сталь 30, 18ХГТ, 20ХН3А.; [τ] = 300...350 МПа.
Рулеваясошка. Изгиб икручение — основные виды напряжения. Расчет ведут на сложное сопротивление;шлицы (рифты) рассчитывают на срез. Усилие на шаровом пальце сошки, вызывающееизгиб и кручение (при наличии встроенного усилителя),
Рсош= Мр.к uрмηрм / ls+ рж πD2гц/ 4ls,
Напряжениеизгиба в опасном сечении А—А
σи= Рсошln/ Wи,
Напряжениекручения
τ= Рсошlк / Wк,
где Wи и Wк — соответственно осевой и полярныймоменты сопротивления опасного сечения.
Эквивалентноенапряжение рассчитывается по одной из теорий прочности. Материал сошки: сталь30, 18ХГТ; [Wэ] = 300...400 МПа.
/>
Рисунок34. Расчетная схема рулевой сошки
Шаровойпалец сошки. Напряжение изгиба
σи= Рсошln/ Wи.
Материал:сталь 40Х, 20ХН3А; [σи] = 300...400 МПа. Напряжение смятия(давление, которое определяет износостойкость шарового пальца с диаметром шара dш)
q= 4Pсош / (πd2ш); [q] = 25...35 МПа.
Напряжениесреза при площади сечения шарового пальца у основания Fш.п
σcp= Pсош/ Fш.п; [σcp] = 25...35 МПа.
Таким жеметодом определяют нагрузки на шаровые пальцы всех шарнирных соединенийрулевого привода в каждом случае с учетом действующих на шаровой палец сил.
Продольнаятяга. Сила Pсош вызываетнапряжения сжатия-растяжения и продольного изгиба тяги.
Напряжениесжатия
σcж = Pсош / F,
где F— площадь сечения продольной тяги.Критическое напряжение при продольном изгибе
σкp = π2 E I / (L2т F),
где I — экваториальный момент инерциисечения тяги; />; Lт— длина продольной тяги (по центрам шарниров). Запасустойчивости
δ =δкр / δсж = π2 E I / (Pсош L2т).
Материалтяги: сталь 20, сталь 35; [δ]= = 1,5...2,5.
/>
Рисунок35. Схема для определения нагрузок в элементах рулевой сошки
Поворотныйрычаг(рис. 35). Поворотный рычагнагружается изгибающей силой Pсош и скручивающим моментом Pсошl.
Напряжениеизгиба
σи= РсошS/ Wи.
Напряжениекручения
τ= Рсошl/ Wк.
Материал:сталь 30, сталь 40 40ХГНМ; [σэ] = 300...400 МПа.
Боковыерычаги трапеции:испытываютнапряжения изгиба и кручения под действием силы
Pп.т= РсошS/ l.
Напряжениеизгиба σи = Рп.тl/ Wи.
Напряжениекручения τ = Рп.тl/ Wк.
Материал:сталь 30, сталь 40; сталь 40ХНГМ; [ σэ] = 300...400МПа
Поперечнаятяга трапеции.Нагруженная силой Pп.т тяга рассчитывается по той жеметодике, что и продольная тяга т. е. на сжатие и продольную устойчивость ([δ]=1,5...2,5).Для изготовления поперечной тяги используют те же материалы, что и дляпродольной.
Список использованной литературы
1 Бочаров Н.Ф.,Жеглов Л.Ф. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости:Учебник для втузов/ Бочаров Н.Ф. [и др.]/ — М.: Машиностроение, — 1983, — 299с., ил.
2 Мелисаров В.М.Анализ конструкций, элементы расчета: методические разработки/ В.М. Мелисаров[и др.]. – Тамбов: Издательство Тамбовского Государственного техническогоУниверситета, — 2008, — 84 с.
3 Осепчугов В. В.,Фрумкин А. К.Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета: Учебник для студентов вузовпо специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство»/Осепчугов В.В. [и др.].— М.: Машиностроение, 1989.— 304 с, ил.
4 http://www.vaz-autos.ru/- Ремонт и эксплуатация автомобилей ВАЗ (электронный ресурс)