Содержание

2.1 Кинематический расчет рулевого привода

2.2Определение усилия на рулевом колесе при повороте колес на месте

2.3 Прочностной расчет рулевого механизма и рулевого привода

2.4 Расчет гидроусилителя, определение производительности и необходимой мощности на привод насоса гидроусилителя

3. Тормозная система

3.1 Определение усилия на педали тормоза

3.2 Определение показателей износостойкости тормозного механизма

3.3 Расчет тормозного привода

3.4 График оптимального распределения тормозных сил по осям

4. Подвеска

4.1Определение показателей плавности хода автомобиля

4.2 Расчет упругих элементов

4.3 Расчет направляющих элементов

4.4 Расчет демпфирующих элементов

Выводы

Список литературы

3. Тормозное управление

3.1 Определение усилия на педали тормоза

Усилие на тормозной педали определяется по формуле:

(3.1)

где η_н – КПД привода, принимаем ;

i_п = 3 – передаточное число педального привода;

= 22 мм - диаметр главного цилиндра;

- давление в тормозной системе;

, (3.2)

где - радиус рабочего цилиндра.

Тормозные моменты соответственно на передней и задней оси определяются по формулам:

(3.3)

где R_z1,2 – нормальные реакции, действующие соответственно на передней и задней оси, Н;

φ – коэффициент сцепления.

Величины нормальных реакций при торможении определяются по формулам:

(3.4)

где m_a – масса автомобиля, Н ;

a, b, h_g – координаты центра массы автомобиля, м ;

L – база автомобиля, м .

Таким образом, получаем:

(H);

(Н);

(Нм);

(Нм).

Для передних тормозных механизмов (дисковые тормозные механизмы) тормозной момент М_т и коэффициент эффективности К_э определяются зависимостями:

(3.5)

(3.6)

где - коэффициент трения (расчетный =0,35 )

r_ср = 0,105 м – средний радиус приложения силы Р к накладке.

Приводная сила на передних тормозных механизмах определяется из выражения:

, (3.7)

откуда:

(3.8)

(Н)

Для задних тормозных механизмов (барабанных с односторонним расположением опор и равными приводными силами ):

. (3.9)

где – приводная сила на задней оси;

r_б – радиус барабана, м ;

μ – коэффициент трения;

h – расстояние от рабочего цилиндра до опоры, м ;

a – расстояние от опоры до линии действия реакции, м ;

- коэффициент касательных сил;

, (3.10)

где β – угол обхвата колодки, рад.

Приводная сила на задних тормозных механизмах определяется из выражения:

, (3.11)

Откуда

. (3.12)

Таким образом, получаем

(Н)

Давление в тормозной системе передних и задних тормозных механизмов соответственно:

(МПа),

(МПа),

Давление в тормозной системе передних тормозных механизмов больше чем в задних тормозных механизмов, следовательно, принимаем

Усилие на педали тормоза составит:

(Н)

Коэффициент эффективности тормозных сил задних тормозных механизмов рассчитывается по формуле:

. (3.13)

По формуле (3.13) вычисляем значения коэффициента эффективности торможения для различных значений коэффициента трения и по данным строим график зависимости . Расчетные значения K_э сводим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 – Значения коэффициента эффективности торможения для различных значений коэффициента трения

	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

Коэффициент эффективности тормозных сил передних тормозных механизмов

Графическая зависимость коэффициентов эффективности тормозных механизмов от величины коэффициента трения представлена на рис. 1.

Рисунок 1 - График статической характеристики

3.2 Определение показателей износостойкости тормозных механизм ов

Удельная нагрузка, приходящаяся на тормозные накладки, определяется по формуле:

; (3.14)

где – суммарная площадь тормозных накладок, ,

.

Для передних тормозных механизмов:

Для задних тормозных механизмов:

Удельная работа трения определяется по формуле:

(3.15)

где - скорость автомобиля, = 60 км/ч = 16,67 м/с;

;

;

Нагрев тормозного барабана (диска) за одно торможение определяется по формуле:

; (3.16)

где – масса, приходящаяся на тормозящее колесо, кг ;

G_б – 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 тормозного барабана (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 – Зависимость удельной работы трения от начальной скорости торможения:

Рисунок 3 – Зависимость температуры нагрева тормозного барабана - (а) и диска – (б) от начальной скорости торможения.

3.3 Расчет тормозного привода

Проверочный расчет гидравлического привода следует производить при давлении, соответствующем аварийному торможению P₀ =10МПа.

Усилие на тормозной педали определяется по формуле:

(3.17)

где η_н – КПД привода, принимаем ;

i_п = 3 – передаточное число педального привода;

- диаметр главного тормозного цилиндра;

- давление в тормозной системе;

Общее силовое передаточное число привода определяется по формуле:

, (3.18)

где – сумма сил, приложенных к колодкам всех тормозных механизмов.

Силы, приложенные к колодкам тормозных механизмов, рассчитываются

по формуле:

; (3.19)

Таким образом,

.

Ход педали определяется по формуле:

(3.20)

где d_рз и d_рп – диаметры рабочих цилиндров задних и передних колес, мм;

δ_з и δ_п – 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 автомобилей А=2

Принимаем:

=20,64мм;

=0,3мм;

=48мм;

=0,15мм;

=22мм;

;

=3;

3.4 График оптимального распределения тормозных сил по осям

При оптимальном соотношении тормозных сил на колесах передней и задней осей автомобиля тормозной путь – минимальный. Соотношение тормозных сил, близкое к оптимальному, обеспечивается регулятором.

Тормозные силы на осях определяются по формулам:

(3.21)

(3. 22)

По формулам (3.21), (3.22) строим графики зависимости тормозных сил на осях при различных значениях коэффициента 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 автомобиля Москвич-2140 значения расчетных параметров приведены в таблице 3.4

Таблица 3.4 - Значения расчетных 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 распределения тормозных сил приведены на рисунке 4.

, Н

, Н

Рисунок 4 – Графики оптимального распределения тормозных сил.

4 Подвеска

4.1 Определение показателей плавности хода

Основными измерителями плавности хода (ГОСТ 37091) являются: для легковых автомобилей – среднеквадратичные значения виброускорений низкой и высокой частот;

для грузовых автомобилей – допустимая по уровню вибронагруженности автомобиля предельная скорость на неровной дороге.

Низкая частота колебаний автомобиля должна лежать в пределах:

- легковых автомобилей – 0,8 -1,2 Гц;

- грузовых автомобилей -1,2 -1,5 Гц.

Собственная низкая частота колебаний автомобиля определяется:

, (4.1)

где w_z – частота свободных колебаний, Гц ;

f_ст – статический прогиб подвески, м .

f_ст = G/C , (4.2)

где G – статическая весовая нагрузка на подвеску данного моста, Н ;

C – жёсткость подвески, Н/м .

Жесткость передней и задней подвески соответственно, (Н/м),

(Н/м)

f_ст1 = 5600/46500 = 0,12 (м);

f_ст2 = 4850/42500 = 0,114 (м).

Подставив данные значения в формулу (4.1)) получим:

(4.3)

Конструктивно низкая частота колебаний определяется по формуле

(4.4)

где: - жесткость передней или задней подвески;

- величина подрессоренной массы.

Принимаем: 2 =46,5кН/м;

2 =42,5кН/м;

=820кН;

;

;

Высокая частота колебаний определяется по формуле:

, (4.5)

где: - жесткость шин;

- величина неподрессоренной массы автомобиля.

Принимаем: =320кН/м;

=360кН/м;

=112кН;

=120кН;

4.2 Расчет упругих элементов подвески

Схема сил, действующая на подвеску, представлена на рисунке 1

Рисунок 1 - Схема сил, действующих на подвеску

Зависимая подвеска (задняя)

Нагрузка на упругий элемент определяется по формуле:

(4.6)

где: - нормальная реакция;

- нагрузка от массы колеса и моста.

Принимаем: =3797,5

=499,8

Подставив данные значения в формулу (4.6) получим:

Независимая двухрычажная подвеска (передняя).

Нагрузка на упругий элемент определяется по формуле:

(4.7)

где: - нагрузка от массы колеса и массы направляющего устройства.

Принимаем: =161,7Н

=0,364м

=0,18м

Подставив значения в формулу (4.7) получим:

Расчет металлического упругого элемента

В передней подвеске упругий элемент - пружина.

Напряжение кручения пружины определяем по формуле:

; (4.8)

где: - радиус витка;

- диаметр проволоки.

Принимаем: =1,2;

=0,05м;

=0,015м

Подставив данные значения в формулу (4.8) получим:

Прогиб определяется по формуле:

;(4.9)

где - число рабочих витков;

- модуль упругости материала.

Принимаем: =13;

.

Подставив данные значения в формулу (4.9) получим:

Для задней подвески упругим элементом являются симметричные рессоры.

Суммарный момент инерции поперечного сечения определяется по формуле:

(4.10)

где: b - ширина листа рессоры;

h - толщина листа рессоры;

n - количество листов в рессоре.

Принимаем: b=0,042м;h=0,0065м;n=6.

Подставив данные значения в формулу (4.10) получим:

Жесткость рессоры определяется по формуле:

;(4.11)

где: - коэффициент формы;

- модуль продольной упругости;

- длина коренного листа рессоры.

Принимаем: =1,35; =210 ГПа; =0,6м;

=0,3м

Подставив данные значения в формулу (4.11) получим:

Стрела прогиба определяется по формуле:

(4.12)

Подставив значения, получим:

Напряжения по статическому прогибу определяется по формуле:

(4.13)

где: - момент сопротивления к-го листа;

- момент инерции поперечного сечения к-го листа.

Момент сопротивления листа рессоры определяется по формуле:

(4.14)

Момент инерции поперечного сечения листа рессоры определяется по формуле:

(4.15)

Принимаем: b=0,042м;h=0,0065м.

Подставив данные значения в формулы (4.14) и (4.15) получим:

Подставив данные значения в формулу (4.13) получим:

Напряжения по нагрузке определяется по формуле:

(4.16)

Подставив значения, получим:

При передаче через рессору тягового или тормозного усилия в коренном листе возникают следующие напряжения:

При торможении:

(4.17)

При разгоне:

(4.18)

Подставив значения в формулы (4.17) и (4.18) получим:

Так же при передаче через рессору тягового или тормозного усилия и реактивного момента в корневом листе возникают дополнительные напряжения:

(4.19)

(4.20)

Подставив значения, получим:

Суммарное напряжение коренного листа определяем по формуле:

(4.21)

где

Подставив значения, получим:

При передаче тягового усилия напряжение будет определятся по формуле:

(4.22)

Подставив значения, получим:

4.3 Расчёт направляющих элементов

Прямолинейное движение

Нормальные реакции на колесах за вычетом нагрузки на колесо определяются по формуле:

(4.23)

где k – коэффициент перераспределения нагрузки.

Подставив значения, получим:

Тормозные силы определяются по формуле:

(4.24)

Подставив значения, получим:

Тормозной момент определяется по формуле:

(4.25)

Подставив значения, получим:

Силы от пружины определяются по формуле:

(4.26)

Подставив значения, получим:

Боковые силы и равны нулю.

Занос

Нормальные реакции на колесах определяются по формулам:

(4.27)

(4.28)

где: - высота центра тяжести; - ширина колеи.

Принимаем: =0,65м;

=1,27м;

Подставив значения, получим:

Боковые силы определяются по формуле:

(4.29)

(4.30)

Подставив значения, получим:

Силы от рессор определяются по формуле:

(4.31)

(4.32)

Подставив значения, получим:

Продольные силы равны нулю.

4.4 Расчет демпфирующих элементов

Направляющее устройство нагружается только вертикальными силами, значения которых удовлетворяют выражению:

(4.33)

Их величина должна быть увеличена в К раз.

К=1,75 - коэффициент динамичности.

Для гашения вертикальных и продольных угловых колебаний кузова, а также вертикальных колебаний колес, которые возникают под действием дорожных неровностей и неуравновешенности колес, применяют специальные устройства – амортизаторы. Наибольшее распространение получили телескопические амортизаторы двухстороннего действия с несимметричной характеристикой ( k_o > k_с ) и разгрузочными клапанами.

Уменьшение сопротивления при ходе сжатия связано со стремлением ограничить силу, передающуюся через амортизатор кузову при наезде колеса на препятствие. Соотношение между коэффициентами сжатия и отбоя:

Наиболее полно требованиям, предъявляемых к подвески автомобиля, удовлетворяют гидравлические рычажные и телескопические амортизаторы.

Требования, предъявляемые к амортизаторам:

- увеличение затухания с ростом скорости колебаний, во избежание раскачивания кузова колес;

- малые затухания колебаний при движении автомобиля по неровностям малых размеров;

- минимальная нагрузка от амортизатора на кузов;

- стабильность действия при движении в различных условиях и при разной температуре воздуха.

Рисунок 2 – Рабочий процесс амортизатора

a - плавное сжатие; б - резкое сжатие; в - плавная отдача; г - резкая отдача; 1 - перепускной клапан сжатия; 2 - калиброванное отверстие; 3 - разгрузочный клапан сжатия; 4 - диск; 5 - пружина.

Рисунок 3 - Скоростная характеристика амортизатора

Наибольшее распространение имеют амортизаторы двустороннего действия с несимметричной характеристикой разгрузочного клапана - коэффициент сопротивления при сжатии меньше коэффициента отдачи, чтобы при наезде колеса на неровность и быстром сжатии амортизатора не передавались большие усилия на кузов.

Разгрузочные клапаны открываются, когда скорость колебания кузова значительно увеличивается; таким образом, нагрузки на кузов ограничиваются.

Давление жидкости в телескопическом амортизаторе в 4…5 раз меньше, чем в рычажном. Рабочий процесс телескопического амортизатора показан на рисунке 2

При плавном сжатии перепускной клапан 1 под давлением перепускает жидкость из нижнего в верхний объем, часть жидкости перетекает в компенсационную камеру и сжимает там воздух. Сила сопротивлению сжатия (где - площадь штока).

При резком сжатии давление возрастает и открывается разгрузочный клапан - 3, увеличение силы сопротивления замедляется.

При отдаче поршень перемещается вверх, клапан 1 закрывается, жидкость перетекает через калибровочное отверстие 4, растет давление жидкости над поршнем. Часть штока выводится из рабочего цилиндра, недостаток жидкости под поршнем пополняется из компенсационной камеры. Сила сопротивления при отдаче

При резкой отдаче давление жидкости преодолевает силу пружины 5 разгрузочного клапана отдачи, диски 4 освобождают проход жидкости.

Схема установки амортизатора определяется компоновочными соображениями; желательно располагать амортизатор возможно ближе к колесу, широко распространено расположение амортизатора внутри пружины подвески.

Заключение

В данном курсовом проекте был произведен анализ агрегатов систем автомобиля (сцепление, подвеска) и механизмов управления автомобилем (рулевое управление, тормозная система). Также был выполнен прочностной и кинематический расчет деталей механизмов автомобиля.

Напряжения среза и смятия шлицев ступицы ведомого диска находятся в заданных пределах.

Усилие на рулевом колесе составляет 145 Н и не выходит за пределы значения, при котором в конструкцию рулевого управления требуется включения усилителя. Также выяснено, что при расчете рулевого механизма и рулевого привода изгибные и контактные напряжения зубьев рулевого механизма, напряжения смятия и изгиба шарового пальца и напряжения среза не превышают допустимых значений.

Расчеты рулевого и тормозного управлений показали наличие запаса прочности в 20 - 30%. Это полностью отвечает действующему закону по обеспечению безопасности дорожного движения РФ.

При увеличении температуры тормозного механизма ухудшаются тормозные свойства автомобиля, что может привести к тяжелым последствиям. При расчете тормозных механизмов было установлено, что при торможении на небольших скоростях они не перегреваются.

Значения низкой частоты колебаний подрессоренных масс лежат в допустимых пределах; значения высокой частоты колебаний автомобиля находятся в допустимых пределах.

Список литературы

1 Автомобили: Метод. указания / Авт. – сост. А.М. Абрамов; НовГУ им. Ярослава Мудрого. — Великий Новгород, 2007. — с. 45

2 Вахламов В.К. Автомобили. Конструкция и элементы расчета. – М.: Изд. центр «Академия», 2006. - 480 с.

3 Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета: Учебник для студентов ВУЗов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». – М.:Машиностроение, 1989. – 304 с.: ил.

Приложение