Содержание
Введение
1 Сцепление
1.1 Определение усилия на педалисцепления
1.2 Определение показателейизносостойкости сцепления
1.3 Расчет коэффициента запаса сцепленияпри износе накладки на 1мм
1.4 Прочностной расчет ступицы ведомогодиска
2. Рулевое управление2.1Кинематический расчет рулевого привода2.2Определениеусилия на рулевом колесе при повороте колес на месте2.3Прочностной расчет рулевого механизма и рулевого привода2.4Расчет гидроусилителя, определение производительности и необходимой мощности напривод насоса гидроусилителя3.Тормозная система3.1Определение усилия на педали тормоза3.2Определение показателей износостойкости тормозного механизма3.3Расчет тормозного привода3.4График оптимального распределения тормозных сил по осям4.Подвеска4.1Определениепоказателей плавности хода автомобиля4.2 Расчетупругих элементов4.3Расчет направляющих элементов4.4Расчет демпфирующих элементовВыводыСписоклитературы
Приложение
Введение
Перед автомобильнойпромышленностью и автомобильным транспортом поставлены задачи совершенствованияконструкций транспортных средств, повышения их производительности, сниженияэксплуатационных затрат, повышения всех видов безопасности. В результатеинтенсивного совершенствования конструкции автомобилей, более частогообновления выпускаемых моделей, придания им высоких потребительских качеств,отвечающих современным требованиям, возникает необходимость повышения уровнязнаний. Конструкции автомобилей непрерывно совершенствуются. Тенденции развитияконструкций автомобилей обусловлены как экономическими, так и социальнымипричинами. Экономические причины определяют тенденцию повышения топливнойэкономичности как легковых, так и грузовых автомобилей, что в настоящее времястало одним из ведущих направлений современного автостроения. Социальнымипричинами обусловлена тенденция повышения безопасности автомобилей. Автомобиль– объект повышенной опасности. Поэтому необходимо совершенствование активной ипассивной безопасности автомобиля. Автомобиль является источником загрязненияокружающей среды отработавшими газами (окись углерода, окислы азота). Этоопределяет непрерывное повышение требований экологической безопасностиавтомобиля. Следует также отметить тенденцию автоматизации управленияавтомобилем, которая обеспечивается современными средствами электронной,микропроцессорной техники и направлена на повышение топливной экономичности идинамики автомобиля (управление двигателем и трансмиссией), активнойбезопасности (управление тормозной системой), комфортабельности (управлениеподвеской и др.).
Данный курсовой проектявляется анализом рабочих процессов агрегатов (сцепления, подвески автомобиля),систем управления автомобиля (рулевого и тормозного управлений) икинематическим и прочностным расчетом механизмов и деталей автомобиля напримере автомобиля Москвич-2140.
1 Сцепление
автомобиль сцеплениерулевое тормозное
1.1 Определение усилия на педали сцепления
Максимальный момент Mс,передаваемый сцеплением, рассчитывается по формуле:
/>Н∙м; (1.1)
где: β — коэффициент запаса сцепления;
Меmax- максимальный крутящий момент двигателя;
Pс — усилие пружин сцепления;
/> = 0,3 — коэффициенттрения;
Rcp- средний радиус дисков;
i- число пар поверхностей трения.
Определение прижимногоусилия на нажимной диск сцепления:
/> Н; (1.2)
Средний радиус дисковвычисляется по формуле:
/>; (1.3)
где: R= 102мм — наружный диаметр диска;
r= 73мм — внутренний радиус диска.
В гидравлическомприводе общее передаточное число рассчитываем по формуле:
/> (1.4)
где: a,b,c,d,e,f –длины плеч рычагов, мм;
d1и d2– диаметры главного и рабочего цилиндра.
Принимаем: a=326мм;b=48мм; c=116мм;d=64мм; e=56мм;f=16мм; d1=22мм;d2=22мм.
/>
Рисунок 1 — Кинематическая схема привода сцепления
Усилие на педалисцепления
/> (1.5)
где /> - прижимное усилие нанажимной диск сцепления;
/> - КПД привода.
1.2 Определениепоказателей износостойкости сцепления
Минимально возможнаяработа буксования сцепления определяется по формуле:
/> (1.6)
где: ne=800 об/мин — частота включения коленвала перед включением сцепления;
JA-моментинерции автомобиля, приведенный к валу сцепления на 1 передаче КПП:
/>; (1.7)
где: та-масса автомобиля;
rк-радиус колеса;
uК–передаточноечисло КПП
UГ-nepeдаточное число главной передачи.
/>
Je=0,19 кгм2–момент инерции вращающихся частей двигателя;
/>
Удельная работабуксования определяется по формуле
/>; (1.8)
/>
Приращение температурыдеталей сцепления при трогании автомобиля с места, без учета теплоотдачи вокружающую среду:
/> ; (1.9)
где: γ — доляработы буксования, приходящаяся на нагреваемую деталь(γ=0,5);
С — теплоемкость детали(0,115 ккал/кг*град);
Gg — масса,детали, кг.
Для нажимного диска:
/>;
1.3 Расчет коэффициента запаса сцепления при износенакладки на 1мм.
Cуммарноеприжимное усилие пружин определяется по формуле:
/>; (1.10)
где: />деформация пружины, м;
/>модуль упругости первогорода;/>высотапружины, м;
/>толщина пружины, м;
a, bиc– параметрыпружины.
Параметры пружины а, b,c представлены на рисунке 2:
/>
Рисунок 2 –Диафрагменная пружина
Принимаем: /> м;
а=0,078м;
b=0,1м;
c=0,068м;
H=0,0064м;
Модуль упругостиопределяется по формуле:
/>; (1.11)
/>.
В итоге получается:
При/>
/>
Результатырасчетов занесем в таблицу 1.1
Таблица 1.1 –Результаты расчета прижимного усилия нажимных пружинДеформация, м 0,001 0,0015 0,002 0,0025 0,003 0,0035 0,004 0,0045 Прижимное усилие, Н 2650 3488 3920 4112 4005 3828 3670 3580
На основании даннойформулы построен график зависимости прижимного усилия от деформации пружинрисунок 3;
На графике значению PΣ= 3692 Н соответствует прогиб 0,00425 м. При износе накладки на 1мм прогиб будет 0,00225 м. Этому значению соответствует PΣ= 4060Н.
/>
Рисунок 3 – Графикхарактеристики пружины
Определим коэффициентзапаса сцепления при износе накладки на 1 мм:
/>
1.4 Прочностной расчетступицы ведомого диска.
Шлицы рассчитываются насрез и смятие по формуле:
/>; (1.12)
где:
/> (1.13)
/> (1.14)
/> (1.15)
L-длинашлиц;
a=0,75;
/>
/>
Допускаемое напряжение:
/> (1.16)
/>
Где: b-ширинашлиц.
Вывод: Рассчитанныенапряжения не превышают допустимых, значит условие выполнено.
2. Рулевое управление
2.1 Кинематическийрасчет рулевого механизма
При движении автомобиляна повороте рулевой привод должен обеспечивать качение управляемых колес безбокового скольжения. При этом управляемые колеса должны быть провернуты наразные углы, значения которых (без учета угла бокового увода шин) связанызависимостью:
/> (2.1)
где: /> - база автомобиля;
/> — расстояние междушкворнями;
/> и /> - углы поворотасоответственно наружного и внутреннего колес.
Принимаем: />= 2400мм
/>=1009мм
Максимальный уголповорота наружного колеса определяется по формуле:
/> (2.2)
/> />
Рисунок1 — схема рулевой трапеции
Принимаем />=5,25м.
Определим максимальныйугол поворота наружного колеса:
Из формулы (2.1)выводим формулу зависимости угла поворота внутреннего колеса от угла поворотанаружного колеса:
;
/>
/>
Рисунок 2- Определениезависимости углов поворота колес графическим методом
Результаты определениязависимости угла поворота внутреннего колеса от угла поворота наружного колесатеоретическим и графическим методами сносим в общую таблицу 2.1
Пример вычисления:
При aн=3град:
/>;
Таблица 2.1- результатывычислений
/> 5 10 15 20 25 30 35
/> 4,5 9,3 13,4 17,3 21 24,3 28
/> 4,4 9 12,9 16,5 19,7 22,7 25,6
На рисунке 2.1изображена теоретическая и графическая зависимости между углами поворотавнутреннего и внешнего управляемого колес автомобиля. 2.2 Определение усилия на рулевом колесепри повороте колес на месте
Кинематическоепередаточное число рулевого управления определяется по формуле:
/>(2.3)
где /> — угловые передаточныечисла соответственно рулевого механизма и рулевого привода.
Принимаем: />=16,12; />=1
Подставив данныезначения в формулу (2.3) получим:
/> (общие техническиесведения);
Момент сопротивленияповороту управляемых колес складывается из момента сопротивления, связанного сплечом обкатки, трением в пятне контакта, поперечным наклоном шкворня:
/> (2.4)
Значения /> и /> определяются поформулам:
/> (2.5)
/> (2.6)
где: /> - вес, приходящийся напереднюю ось;
f — коэффициентсопротивления качению;
a-плечо обкатки;
j — коэффициентсцепления шины с полотном дороги;
rj — эквивалентный радиус сил трения.
Принимаем: />.
/> =6678Н
f=0,015;
a=0,025м;
j=0,85.
Подставив значения вформулы (2.4)-(2.6) получим:
/>
/>
/>
Усилие, прикладываемоеводителем к рулевому колесу, определяется по формуле:
/>(2.7)
где: /> - КПД рулевогомеханизма
/> - КПД рулевого привода
/> - радиус рулевогоколеса
Принимаем: />=0,85
/>=0,90
/>=0,2м
После подстановкиданных в формулу (2.7) получим:
/>/>
2.3 Прочностной расчетрулевого механизма и рулевого приводаПрочностной расчетрулевого механизма.
В автомобиле Москвич 2140в качестве рулевого механизма применяют глобоидную пару «червяк-ролик».
Осевое усилие на винтеопределяется по формуле:
/>;(2.8)
где: /> - начальный радиусвинтовой линии червяка по наименьшему сечению;
/> - угол наклона винтовойлинии;
/> - усилие,прикладываемое водителем на рулевом колесе;
/> - радиус рулевогоколеса.
Принимаем: />=0,03м
/>
/>=400Н
/>=0,2м
Подставив данные вформулу (2.8) получим:
/>Н
Контактная площадьопределяется по формуле:
/>(2.9)
Принимаем: />=1,099рад
/>=0,994рад
/>=0,0727 м
/>=0,02м
/>
Рисунок 4 — Схемазацепления червяк-ролик.
Подставив данныезначения в формулу (2.9) получим:
/>
Контактное напряжение взацеплении червяк-ролик определяется по формуле:
/>;(2.10)
где: n– число гребней ролика
Принимаем n=2.
Подставив значения вформулу (2.10) получим:
/>;/>/>/>/>Прочностнойрасчет рулевого привода.
Расчет вала рулевойсошки рассчитывается на кручение по формуле:
/>(2.11)
где: /> - передаточноеотношение рулевого механизма;
/> - диаметр вала сошки вопасном сечении.
Принимаем: />=16.12
/>=0,0267м
Подставив данные вформулу (2.11) получим
/>МПа
/>/>
Рисунок 5 — Схемы красчету рулевого привода
Усилие на шаровомпальце сошки определяется по формуле:
/>; (2.12)
где: С – плечо поворотауправляемых колес.
МРМ –момент на выходе рулевого механизма
Принимаем:С=152мм=0,152м
Значение МРМопределим по формуле:
/>;(2.13)
Принимаем: />0,85
Подставив значения вуравнения (2.12) и (2.13) получим:
/>;
/>;
На рисунке 5 изображенасхема к расчету рулевого привода. Максимальное напряжение изгиба будет в точке«а», а максимальное напряжение кручения – в точке «b».
Эквивалентноенапряжение растяжения в точке «а» определяется по формуле:
/> (2.14)
где: />
/>
Принимаем: q=0.12м;
p=0.04м;
Подставив данныезначения в формулу (2.14) получим:
/>
Напряжение крученияопределяется по формуле:
/>(2.15)
Подставив значенияполучим:
/>
Расчет шарового пальцана смятие и изгиб производим по формулам:
/>(2.16)
/>(2.17)
где: /> - диаметр шаровойголовки пальца;
/> - диаметр шаровогопальца в опасном сечении.
Принимаем: />;/>
Подставив значения вформулы (2.16) и (2.17) получим:
/>;
/>;
Поперечная тягапроверяется на сжатие и продольную устойчивость. Напряжение сжатия определяетсяпо формуле:
/>;(2.18)
где: F — сечениепоперечной тяги.
Принимаем: />
Подставив значения вуравнение (2.19) получим:
/>;
Критическое напряжениепри продольном изгибе определяется по формуле:
/>; (2.19)
где: L — длина тяги поцентрам шарниров;
E – модуль упругостипервого рода
/> - экваториальный моментинерции сечения тяги.
Принимаем: L=498,5мм;E=200 ГПа.
Значение эквивалентногомомента инерции определяется по формуле:
/>; (2.20)
Принимаем: />м;/>м.
Подставив значения,получим:
/>;
Подставив значения вформулу (2.20) получим:
/>;
Запас устойчивостиопределяется по формуле:
/>(2.21)
где />.
Подставив значения,получим:
/>.
2.4 Расчетгидроусилителя, определение производительности и мощности на привод насосагидроусилителя
Расчет гидроусилителярулевого управления начинается с определения момента сопротивления поворотууправляемых колес /> на сухом асфальте при полностьюнагруженном автомобиле и сводится к последующему определению: размеров исполнительногоцилиндра, распределителя, диаметра трубопроводов, производительностигидронасоса и мощности, затрачиваемой на его привод.
Величину усилия />,прикладываемого водителем к ободу рулевого колеса, выбирают из условия, чтобыусилие не превышало 60Н для легковых автомобилей.
Рабочий объем силовогоцилиндра определяется исходя из работы, совершаемой усилителем.
/>
Рисунок 6 – Расчетнаясхема гидроусилителя
Усилие сопротивления напоршне определяется по формуле:
/>, (2.22)
где /> - радиус сектора;
/> - момент на валу сошки,определяемый по формуле:
/>, (2.23)
где /> - момент сопротивленияна колесе;
/> - КПД рулевого привода.
/>.
Подставляя найденноезначение в формулу (2.22), получим:
/>.
Рабочая площадь поршняопределяется по формуле:
/>, (2.24)
где /> - минимальное усилие нарулевом колесе;
/> - угол наклона винтовойлинии;
/> - радиус винта.
/>
Так как усилительинтегрированный, то объем цилиндра определяется по формуле:
/>, (2.25)
где /> =50 мм — ход поршня,равный ходу гайки по винту.
/>
Диаметр цилиндра определяемисходя из того, что поршень выполнен заодно с гайкой и его перемешениепроисходит по винту. Используем формулу:
/>, (2.26)
D- Диаметр цилиндра, определим, исходя из того что поршень выполнен заодно сгайкой и перемещение его происходит по винту.
Площадь сечения винта />м2
/>. Принимаем D=40мм
Номинальнаяпроизводительность насоса определяется по формуле:
/>, (2.27)
где /> - максимальная скоростьповорота рулевого колеса;
/> - максимальный уголповорота управляемых колес из одного крайнего положения в другое, град;
/> - объемный КПД насоса;
/> — утечки.
/>.
Мощность, затрачиваемаяна привод насоса, определяется по формуле:
/>, (2.28)
где /> - расчетное давлениежидкости.
/>.
Диаметр трубопроводовопределяется по формуле:
/>, (2.29)
где /> - скорость движенияжидкости в трубопроводах:
1) длянагнетательной магистрали />;
2) длясливной магистрали />;
3) длявсасывающей магистрали />.
Подставляя данныезначения в формулу (2.29), получим:
1) длянагнетательной магистрали
/>;
2) длясливной магистрали
/>;
3) длявсасывающей магистрали
/>.
3. Тормозное управление/>/>/>3.1 Определениеусилия на педали тормоза
Усилие на тормознойпедали определяется по формуле:
/> (3.1)
где ηн– КПД привода, принимаем /> ;
iп= 3 – передаточное число педального привода;
/>= 22 мм — диаметрглавного цилиндра;
/> - давление в тормознойсистеме;
/>, (3.2)
где /> — радиус рабочегоцилиндра.
Тормозные моментысоответственно на передней и задней оси определяются по формулам:
/> (3.3)
где Rz1,2– нормальные реакции, действующие соответственно на передней и задней оси, Н;
φ– коэффициент сцепления.
Величины нормальныхреакций при торможении определяются по формулам:
/> (3.4)
где ma– масса автомобиля, Н;
a,b, hg– координаты центра массы автомобиля, м;
L– база автомобиля, м.
Таким образом,получаем:
/> (H);
/> (Н);
/> (Нм);
/> (Нм).
Для передних тормозныхмеханизмов (дисковые тормозные механизмы) тормозной момент Мт икоэффициент эффективности Кэ определяются зависимостями:
/> (3.5)
/> (3.6)
где /> - коэффициент трения(расчетный />=0,35)
rср=0,105 м – средний радиус приложения силы Р к накладке.
Приводная сила напередних тормозных механизмах определяется из выражения:
/>, (3.7)
откуда:
/> (3.8)
/> (Н)
Для задних тормозныхмеханизмов (барабанных с односторонним расположением опор и равными приводными силами/>):
/>. (3.9)
где />– приводная сила назадней оси;
rб– радиус барабана, м;
μ– коэффициент трения;
h– расстояние от рабочего цилиндра до опоры, м;
a– расстояние от опоры до линии действия реакции, м;
/> — коэффициенткасательных сил;
/>, (3.10)
где β– угол обхвата колодки, рад.
/>
Приводная сила назадних тормозных механизмах определяется из выражения:
/>, (3.11)
Откуда
/>. (3.12)
Таким образом, получаем
/> (Н)
Давление в тормознойсистеме передних и задних тормозных механизмов соответственно:
/> (МПа),
/> (МПа),
Давление в тормознойсистеме передних тормозных механизмов больше чем в задних тормозных механизмов,следовательно, принимаем />
Усилие на педалитормоза составит:
/> (Н)
Коэффициент эффективности тормозныхсил задних тормозных механизмов рассчитывается по формуле:
/>. (3.13)
/>
По формуле (3.13)вычисляем значения коэффициента эффективности торможения для различных значенийкоэффициента трения и по данным строим график зависимости />. Расчетные значения Kэсводим в таблицу 3.1.
Таблица 3.1– Значения коэффициента эффективности торможения для различных значенийкоэффициента трения μ 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6
Кэ 0,2 0,42 0,66 0,95 1,33 1,875
Коэффициент эффективности тормозныхсил передних тормозных механизмов />
Графическая зависимость коэффициентовэффективности тормозных механизмов от величины коэффициента трения представленана рис. 1.
/>
Рисунок 1 — Графикстатической характеристики/>
/>3.2Определение показателей износостойкости тормозных механизмов
Удельная нагрузка,приходящаяся на тормозные накладки, определяется по формуле:
/>; (3.14)
где />– суммарная площадьтормозных накладок, />/>,
/>/>.
Для передних тормозныхмеханизмов:
/>
Для задних тормозныхмеханизмов:
/>
Удельная работа тренияопределяется по формуле:
/> (3.15)
где /> - скорость автомобиля, /> = 60 км/ч =16,67 м/с;
/>/>;
/>/>;
Нагрев тормозногобарабана (диска) за одно торможение определяется по формуле:
/>; (3.16)
где />– масса, приходящаясяна тормозящее колесо, кг;
Gб– масса барабана (диска), кг;
с– удельная теплоемкость чугуна, />.
/>С — для диска;
/>С — для барабана;
По формулам (3.14) и(3.15) строим графики зависимостей удельной работы трения и нагрева тормозногобарабана (диска) в зависимости от начальной скорости торможения.
Таблица 3.2
/>, м/с
/>, />
/>, />
/>, С
/>, С 10 14 10 0,09 0,05 20 57 40 0,36 0,18 30 129 90 0,80 0,41 40 229 160 1,43 0,73 50 358 249 2,23 1,15 60 516 359 3,22 1,65 70 701 489 4,38 2,24 80 916 638 5,72 2,93 90 1160 808 7,24 3,71 100 1432 998 8,94 4,58
/>
/>
Рисунок 2 – Зависимостьудельной работы трения от начальной скорости торможения:
/>
Рисунок 3 – Зависимостьтемпературы нагрева тормозного барабана — (а) и диска – (б) от начальнойскорости торможения.
3.3 Расчет тормозногопривода
Проверочный расчетгидравлического привода следует производить при давлении, соответствующемаварийному торможению P0=10МПа.
Усилие на тормознойпедали определяется по формуле:
/> (3.17)
где ηн– КПД привода, принимаем />;
iп= 3 – передаточное число педального привода;
/> - диаметр главноготормозного цилиндра;
/> - давление в тормознойсистеме;
/>
Общее силовоепередаточное число привода определяется по формуле:
/>, (3.18)
где />– сумма сил, приложенныхк колодкам всех тормозных механизмов.
Силы, приложенные кколодкам тормозных механизмов, рассчитываются
по формуле:
/>; (3.19)
/>
Таким образом,
/>.
Ход педали определяетсяпо формуле:
/> (3.20)
где dрзи dрп– диаметры рабочих цилиндров задних и передних колес, мм;
δз иδп – перемещение поршней цилиндров задних и передних колес, мм;
η0–коэффициент, учитывающий объемное расширение привода />;
S0– свободный ход педали, принимаем 7 мм ;
A– параметр, учитывающий число тормозных механизмов, для двухосных автомобилейА=2
Принимаем:
/>=20,64мм;
/>=0,3мм;
/>=48мм;
/>=0,15мм;
/>=22мм;
/>;
/>=3;
/>
3.4 График оптимальногораспределения тормозных сил по осям
При оптимальномсоотношении тормозных сил на колесах передней и задней осей автомобилятормозной путь – минимальный. Соотношение тормозных сил, близкое коптимальному, обеспечивается регулятором.
Тормозные силы на осяхопределяются по формулам:
/> (3.21)
/> (3. 22)
По формулам (3.21),(3.22) строим графики зависимости тормозных сил на осях при различных значенияхкоэффициента сцепления. Результаты расчетов заносим в табл. 3.3
Таблица 3.3
/> 0,2 0,4 0,6 0,8 1 Снаряженная масса
/> 1264,45 2734,42 4409,9 6290,9 8377,42
/> 903,93 1602,33 2095,23 2382,6 2464,46 Полная масса
/> 1472,7 3181,4 5126,14 7306,88 9723,65
/> 1489,55 2743,1 3760,61 4542,12 5087,6
Для автомобиляМосквич-2140 значения расчетных параметров приведены в таблице 3.4
Таблица 3.4 — Значениярасчетных параметров
Марка
автомобиля Груженый автомобиль Автомобиль без груза Вес в Н a, м b, м
/>, м Вес в Н a, м b, м
/>, м Москвич-2140 14450 1,335 1,125 0,49 10450 1,156 1,334 0,59
Графики распределениятормозных сил приведены на рисунке 4.
/>, Н
/>/>, Н />
Рисунок 4 – Графикиоптимального распределения тормозных сил.
4Подвеска 4.1 Определение показателей плавностихода
Основными измерителямиплавности хода (ГОСТ 37091) являются: для легковых автомобилей –среднеквадратичные значения виброускорений низкой и высокой частот;
для грузовыхавтомобилей – допустимая по уровню вибронагруженности автомобиля предельнаяскорость на неровной дороге.
Низкая частотаколебаний автомобиля должна лежать в пределах:
— легковых автомобилей– 0,8 -1,2 Гц;
— грузовых автомобилей -1,2-1,5 Гц.
Собственная низкаячастота колебаний автомобиля определяется:
/>, (4.1)
где wz– частота свободных колебаний, Гц;
fст– статический прогиб подвески, м.
fст= G/C,(4.2)
где G –статическая весовая нагрузка на подвеску данного моста, Н;
C– жёсткость подвески, Н/м.
Жесткость передней изадней подвески соответственно, /> (Н/м),
/> (Н/м)
fст1= 5600/46500 = 0,12 (м);
fст2= 4850/42500 = 0,114 (м).
Подставив данные значенияв формулу (4.1)) получим:
/>
/>
/> (4.3)
/>
/>
Конструктивно низкаячастота колебаний определяется по формуле
/>(4.4)
где: /> — жесткость переднейили задней подвески;
/> - величинаподрессоренной массы.
Принимаем: 2/>=46,5кН/м;
2/>=42,5кН/м;
/>=820кН;
/>;
/>;
Высокая частотаколебаний определяется по формуле:
/> , (4.5)
где: /> — жесткость шин;
/> - величинанеподрессоренной массы автомобиля.
Принимаем: />=320кН/м;
/>=360кН/м;
/>=112кН;
/>=120кН;
/>
/>4.2 Расчет упругих элементов подвески
Схема сил, действующаяна подвеску, представлена на рисунке 1
/> />
Зависимая подвеска Независимая двухрычажная подвеска
Рисунок 1 — Схема сил,действующих на подвескуЗависимая подвеска(задняя)
Нагрузка на упругийэлемент определяется по формуле:
/> (4.6)
где: /> — нормальная реакция;
/> - нагрузка от массыколеса и моста.
Принимаем: />=3797,5
/>=499,8
Подставив данныезначения в формулу (4.6) получим:
/>/>
Независимаядвухрычажная подвеска (передняя).
Нагрузка на упругийэлемент определяется по формуле:
/>(4.7)
где: /> — нагрузка от массыколеса и массы направляющего устройства.
Принимаем: />=161,7Н
/>=0,364м
/>=0,18м
Подставив значения вформулу (4.7) получим:
/> Расчет металлического упругого элемента
В передней подвескеупругий элемент — пружина.
Напряжение крученияпружины определяем по формуле:
/>; (4.8)
где: /> — радиус витка;
/> - диаметр проволоки.
Принимаем: />=1,2;
/>=0,05м;
/>=0,015м
Подставив данныезначения в формулу (4.8) получим:
/>
Прогиб определяется поформуле:
/>;(4.9)
где /> — число рабочих витков;
/> - модуль упругостиматериала.
Принимаем: />=13;
/>.
Подставив данныезначения в формулу (4.9) получим:
/>
Для задней подвескиупругим элементом являются симметричные рессоры.
Суммарный моментинерции поперечного сечения определяется по формуле:
/> (4.10)
где: b — ширина листарессоры;
h — толщина листарессоры;
n — количество листов врессоре.
Принимаем: b=0,042м;h=0,0065м;n=6.
Подставив данныезначения в формулу (4.10) получим:
/>
Жесткость рессорыопределяется по формуле:
/>;(4.11)
где: /> — коэффициент формы;
/> — модуль продольнойупругости;
/> — длина коренного листарессоры.
Принимаем: />=1,35;/>=210 ГПа;/>=0,6м;
/>=0,3м
Подставив данныезначения в формулу (4.11) получим:
/>
Стрела прогибаопределяется по формуле:
/> (4.12)
Подставив значения,получим:
/>
Напряжения постатическому прогибу определяется по формуле:
/> (4.13)
где: /> — момент сопротивленияк-го листа;
/> - момент инерциипоперечного сечения к-го листа.
Момент сопротивлениялиста рессоры определяется по формуле:
/> (4.14)
Момент инерциипоперечного сечения листа рессоры определяется по формуле:
/> (4.15)
Принимаем: b=0,042м;h=0,0065м.
Подставив данныезначения в формулы (4.14) и (4.15) получим:
/>
/>
Подставив данныезначения в формулу (4.13) получим:
/>
Напряжения по нагрузкеопределяется по формуле:
/>(4.16)
Подставив значения,получим:
/>
При передаче черезрессору тягового или тормозного усилия в коренном листе возникают следующиенапряжения:
При торможении:
/> (4.17)
При разгоне:
/> (4.18)
Подставив значения вформулы (4.17) и (4.18) получим:
/>
/>
Так же при передачечерез рессору тягового или тормозного усилия и реактивного момента в корневомлисте возникают дополнительные напряжения:
/> (4.19)
/> (4.20)
Подставив значения,получим:
/>
/>
Суммарное напряжениекоренного листа определяем по формуле:
/> (4.21)
где />
Подставив значения,получим:
/>
При передаче тяговогоусилия напряжение будет определятся по формуле:
/>(4.22)
Подставив значения,получим:
/>4.3 Расчёт направляющихэлементовПрямолинейное движение
Нормальные реакции наколесах за вычетом нагрузки на колесо определяются по формуле:
/>(4.23)
где k – коэффициентперераспределения нагрузки.
Подставив значения,получим:
/>
Тормозные силыопределяются по формуле:
/>(4.24)
Подставив значения,получим:
/>
Тормозной моментопределяется по формуле:
/>(4.25)
Подставив значения,получим:
/>
Силы от пружиныопределяются по формуле:
/> (4.26)
Подставив значения,получим:
/>
Боковые силы /> и /> равны нулю.Занос
Нормальные реакции наколесах определяются по формулам:
/> (4.27)
/> (4.28)
где: /> — высота центратяжести;/>-ширина колеи.
Принимаем: />=0,65м;
/>=1,27м;
Подставив значения,получим:
/>/>
/>
Боковые силыопределяются по формуле:
/>(4.29)
/>(4.30)
Подставив значения,получим:
/>
/>
Силы от рессоропределяются по формуле:
/>(4.31)
/>(4.32)
Подставив значения,получим:
/>
/>Продольные силы равны нулю.
4.4 Расчет демпфирующих элементов
Направляющее устройствонагружается только вертикальными силами, значения которых удовлетворяютвыражению:
/>(4.33)
Их величина должна бытьувеличена в К раз.
К=1,75 — коэффициентдинамичности.
Для гашениявертикальных и продольных угловых колебаний кузова, а также вертикальныхколебаний колес, которые возникают под действием дорожных неровностей инеуравновешенности колес, применяют специальные устройства – амортизаторы.Наибольшее распространение получили телескопические амортизаторы двухстороннегодействия с несимметричной характеристикой ( ko > kс )и разгрузочными клапанами.
Уменьшениесопротивления при ходе сжатия связано со стремлением ограничить силу,передающуюся через амортизатор кузову при наезде колеса на препятствие.Соотношение между коэффициентами сжатия и отбоя:
/>
Наиболее полнотребованиям, предъявляемых к подвески автомобиля, удовлетворяют гидравлическиерычажные и телескопические амортизаторы.
Требования,предъявляемые к амортизаторам:
— увеличение затуханияс ростом скорости колебаний, во избежание раскачивания кузова колес;
— малые затуханияколебаний при движении автомобиля по неровностям малых размеров;
— минимальная нагрузкаот амортизатора на кузов;
— стабильность действияпри движении в различных условиях и при разной температуре воздуха.
/>
Рисунок 2 – Рабочийпроцесс амортизатора
a — плавное сжатие; б — резкое сжатие; в — плавная отдача; г — резкая отдача; 1 — перепускной клапансжатия; 2 — калиброванное отверстие; 3 — разгрузочный клапан сжатия; 4 — диск;5 — пружина.
/>
Рисунок 3 — Скоростнаяхарактеристика амортизатора
Наибольшеераспространение имеют амортизаторы двустороннего действия с несимметричнойхарактеристикой разгрузочного клапана — коэффициент сопротивления при сжатиименьше коэффициента отдачи, чтобы при наезде колеса на неровность и быстромсжатии амортизатора не передавались большие усилия на кузов.
Разгрузочные клапаныоткрываются, когда скорость колебания кузова значительно увеличивается; такимобразом, нагрузки на кузов ограничиваются.
Давление жидкости втелескопическом амортизаторе в 4…5 раз меньше, чем в рычажном. Рабочий процесстелескопического амортизатора показан на рисунке 2
При плавном сжатии перепускнойклапан 1 под давлением перепускает жидкость из нижнего в верхний объем, частьжидкости перетекает в компенсационную камеру и сжимает там воздух. Силасопротивлению сжатия /> (где /> — площадь штока).
При резком сжатиидавление возрастает и открывается разгрузочный клапан — 3, увеличение силысопротивления замедляется.
При отдаче поршеньперемещается вверх, клапан 1 закрывается, жидкость перетекает черезкалибровочное отверстие 4, растет давление жидкости над поршнем. Часть штокавыводится из рабочего цилиндра, недостаток жидкости под поршнем пополняется изкомпенсационной камеры. Сила сопротивления при отдаче
/>
При резкой отдачедавление жидкости преодолевает силу пружины 5 разгрузочного клапана отдачи,диски 4 освобождают проход жидкости.
Схема установкиамортизатора определяется компоновочными соображениями; желательно располагатьамортизатор возможно ближе к колесу, широко распространено расположениеамортизатора внутри пружины подвески.
Заключение
В данном курсовомпроекте был произведен анализ агрегатов систем автомобиля (сцепление, подвеска)и механизмов управления автомобилем (рулевое управление, тормозная система).Также был выполнен прочностной и кинематический расчет деталей механизмовавтомобиля.
Напряжения среза исмятия шлицев ступицы ведомого диска находятся в заданных пределах.
Усилие на рулевомколесе составляет 145 Н и не выходит за пределы значения, при котором вконструкцию рулевого управления требуется включения усилителя. Также выяснено,что при расчете рулевого механизма и рулевого привода изгибные и контактныенапряжения зубьев рулевого механизма, напряжения смятия и изгиба шаровогопальца и напряжения среза не превышают допустимых значений.
Расчеты рулевого итормозного управлений показали наличие запаса прочности в 20 — 30%. Этополностью отвечает действующему закону по обеспечению безопасности дорожногодвижения РФ.
При увеличениитемпературы тормозного механизма ухудшаются тормозные свойства автомобиля, чтоможет привести к тяжелым последствиям. При расчете тормозных механизмов былоустановлено, что при торможении на небольших скоростях они не перегреваются.
Значения низкой частотыколебаний подрессоренных масс лежат в допустимых пределах; значения высокойчастоты колебаний автомобиля находятся в допустимых пределах.
Списоклитературы
1 Автомобили:Метод. указания / Авт. – сост. А.М. Абрамов; НовГУ им. Ярослава Мудрого. —Великий Новгород, 2007. — с. 45
2 ВахламовВ.К. Автомобили. Конструкция и элементы расчета. – М.: Изд. центр «Академия»,2006. — 480 с.
3 ОсепчуговВ.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета: Учебникдля студентов ВУЗов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». –М.: Машиностроение, 1989. – 304 с.: ил.
ПриложениеФормат Зона Поз. ОБОЗНАЧЕНИЕ НАИМЕНОВАНИЕ Кол. Примечание Документация общая Вновь разработанная А4 Задание на курсовой проект 1 Альбом А4 НУАТ 459323.001 ПЗ Пояснительная записка 1 Альбом
Документация по сборочным
единицам А2 НУАТ 454212.001 СБ Сцепление 1 Альбом А2 НУАТ 452964.001 СБ Подвеска задняя 1 Альбом А2 НУАТ 453463.001 СБ Механизм рулевой 1 Альбом А3 НУАТ 452483.001 СБ Задний тормозной механизм 1 Альбом
Документация по деталям
А4 НУАТ 721434.001 Стремянка рессоры 1 Альбом А4
НУАТ 722522.001 Наконечник распорной планки передний 1 Альбом А4
НУАТ 741547.001 Кронштейн педали сцепления 1 Альбом А4
НУАТ 715453.001 Серьга рессоры 1 Альбом А4 НУАТ 722532.001 Рычаг разжимной ручного тормоза 1 Альбом А4
НУАТ 722561.001 Ролик рулевого механизма 1 Альбом А4
НУАТ 722572.001 Червяк рулевого механизма 1 Альбом А4
НУАТ 711342.001 Ступица ведомого диска сцепления 1 Альбом
НУАТ 459323.001 КП
Изм. Лист № документа Подпись Дата Разработал Анцыгин С.М.
Расчёт автомобиля
Москвич-2140
Ведомость курсового проекта
Лит.
Лист
Листов Проверил Абрамов А.М.
к
1
1 Т.контр. НовГУ-ОМЭ, гр.7061 Н.контр. Утвердил /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />