Основы расчета конструкции и агрегатов автомобилей

Министерство образования и науки РФ ФГБОУ ВПО «Московский государственный Машиностроительный университет» (МАМИ) Чебоксарский политехнический институт (филиал) ФАКУЛЬТЕТ — АВТОМОБИЛЬНЫЙ КАФЕДРА — АВТОМОБИЛИ И АВТОМОБИЛЬНОЕ ХОЗЯЙСТВО Мазяров В.П.

Основы расчета конструкции и агрегатов автомобилей Методические указания к курсовой работе

для студентов специальности 190109.65

«Наземные транспортно-технологические средства»

ЧЕБОКСАРЫ 2014

ВВЕдение

Дисциплине «Основы расчета конструкции и агрегатов автомобилей» является продолжением дисциплины «Конструкция автомобилей и тракторов» и целью курсовой работы является закрепление знаний, полученных студентом при изучении этих дисциплин.

Курсовая работа выполняется студентом самостоятельно с использованием учебников, учебных пособий, справочников, ГОСТов, ОСТов и других материалов (монографий, научных журналов и отчетов, интернета).

Курсовой работа включает расчет систем управления автомобиля: рулевого (нечетная цифра шифра студента) или тормозного (четная цифра шифра студента). Прототип автомобиля и исходные данные выбирается по двум последним цифрам шифра студента. Коэффициент сцепления колес с дорогой = 0,9.

Содержание курсовой работы включат выбор и расчет основных параметров систем управления, включая расчеты на прочность, долговечность и износостойкость элементов привода. Примерный объем курсовой работы — до 20 с. пояснительной записки (формата, А 4) и 1 лист графического материала (формата, А 1), включающий расчетные схемы.

По рулевому управлению в графической должны быть: 1) схема поворота автомобиля с указанием радиуса и углов управляемых колес, 2) схема рулевой трапеции с расчетными формулами ее параметров, 3) схема рулевой трапеции в по определению зависимости углов поворота наружного и внутреннего управляемых колес графическим способом, 4) графики зависимостей углов поворота наружного и внутреннего управляемых колес, 5) общая схема рулевого управления, 6) схема по расчету напряжений в рулевой сошке.

Графическая часть по тормозной системе должна содержать: 1) схему тормозного механизма с расчетными формулами тормозного момента, 2) статическую характеристику тормозного механизма, 3) общую схему тормозной системы, 4) схему тормозного крана или главного тормозного цилиндра с гидровакуумным усилителем.

Исходные данные к тяговому, динамическому и экономическому расчету автомобиля.

1. Расчет рулевого управления автомобиля

1.1 Основные технические параметры Минимальный радиус поворота (по внешнему колесу).

(1.1)

где L — база автомобиля;

Нmax — максимальный угол поворота наружного управляемого колеса.

При заданном значении минимального радиуса и базы автомобиля определяют максимальный угол поворота наружного колеса.

В соответствии со схемой поворота автомобиля (которую необходимо составить) определяют максимальный угол поворота внутреннего колеса

(1.2)

где М — расстояние между осями шкворней.

Геометрические параметры рулевой трапеции.

Для определения геометрических параметров рулевой трапеции используют графические методы (необходимо составить схему в масштабе).

Длину поперечной тяги и боковых сторон трапеции определяют, исходя из следующих соображений .

Пересечение продолжения осей боковых рычагов трапеции находится на расстоянии 0,7L от передней оси, если трапеция задняя, и на расстоянии L, если трапеция передняя (определяется по прототипу).

Оптимальное отношение длины m бокового рычага трапеции к длине n поперечной тяги m = (0,12…0,16)n.

Численные значения m и n можно найти из подобия треугольников

(1.3)

(1.4)

гдерасстояние от шкворня до точки пересечения продолжения осей боковых рычагов рулевой трапеции.

По полученным данным выполняют в масштабе графическое построение рулевой трапеции. Затем, построив через равные угловые промежутки положение цапфы внутреннего колеса графически находят соответствующие положения наружного колеса и строят график зависимости, которую называют фактической. Далее по уравнению (2.5.2) строят теоретическую зависимость. Если максимальная разница между теоретическим и фактическим значениями не превышает 1,50 при максимальном угле поворота внутреннего колеса, то считается, что трапеция подобрана правильно.

Угловое передаточное число рулевого управления-это отношение элементарного угла поворота рулевого колеса к полусумме элементарных углов поворота наружного и внутреннего колес. Оно переменно и зависит от передаточных чисел рулевого механизма Uрм и рулевого привода U рп

(1.5)

Передаточное число рулевого механизмаэто отношение элементарного угла поворота рулевого колеса к элементарному углу поворота вала сошки. Максимальное значение должно соответствовать нейтральному положению рулевого колеса для легковых автомобилей и крайним положением рулевого колеса для грузовых автомобилей без рулевых усилителей.

Передаточное число рулевого приводаэто отношение плеч рычагов привода. Поскольку положение рычагов в процессе поворота рулевого колеса изменяется, то передаточное число рулевого привода переменно: Uрп=0,85…2,0.

Силовое передаточное число рулевого управления

(1.6)

гдемомент, приложенный к рулевому колесу;

— момент сопротивления повороту управляемых колес.

При проектировании автомобилей ограничивается как минимальное (60Н), так и максимальное (120Н) усилие.

По ГОСТ 21 398–75 для поворота на месте на бетонной поверхности усилие не должно превышать для легковых автомобилей 400 Н, для грузовых автомобилей 700 Н.

Момент сопротивления повороту управляемых колес рассчитывают по эмпирической формуле:

(1.7)

гдекоэффициент сцепления при повороте колеса на месте (=0,9…1,0);

Gkнагрузка на управляемое колесо, Н;

Ршдавление воздуха в шине, МПа.

Параметры рулевого колеса.

Максимальный угол поворота рулевого колеса в каждую сторону находится в пределах 540…10 800 (1,5…3 оборота).

Диаметр рулевого колеса нормирован: для легковых и грузовых малой грузоподъемности автомобилей он составляет 380…425 мм, а для грузовых автомобилей 440…550 мм.

Усилие на рулевом колесе для поворота на месте Рр. к =Мс / (), (1.8)

где Rpкрадиус рулевого колеса;

— КПД рулевого механизма.

КПД рулевого механизма. Прямой КПДпри передаче усилия от рулевого колеса к сошке

рм = 1 — (Мтр1 / Мр. к) (1.9)

где Мтр1 -момент трения рулевого механизма, приведенный к рулевому колесу.

Обратный КПД характеризует передачу усилия от сошки к рулевому колесу:

рм = 1 — (Мтр2 / Мв. с) (1.10)

где Мтр2 — момент трения рулевого механизма, приведенный к валу сошки;

Мв.смомент на валу сошки, подведенный от управляемых колес.

КПД как прямой, так и обратный зависят от конструкции рулевого механизма и имеют следующие значения:

рм =0,6…0,95; рм =0,55…0,85

1.2 Расчет конструкции рулевых механизмов

Червячные рулевые механизмы.

(ВАЗ-2105, -2106, -2107, ГАЗ-3102; ГАЗ-3307, УАЗ и др.).

Передаточное число (практически постоянно)

Uрм = Z2 / Z1 (1.11)

автомобиль рулевой тормозной гидропривод Где Z1 -число заходов червяка;

Z2 — число зубьев червячного колеса.

КПД: прямой рм? 0,85; обратный рм? 0,70

Винтореечные рулевые механизмы (ЗИЛ, КамАЗ, МАЗ и др.)

Передаточное число (практически постоянно)

Upм = 2 (1.12)

Где rрадиус начальной окружности сектора;

hвшаг винта.

КПД винтореечного механизма

Реечные рулевые механизмы ().

(ВАЗ — 2110, ВАЗ — 2115) и др.)

Угловое передаточное число переменно

U = Cos (И0 ± И) / r, (1.13)

где — длина поворотного рычага;

И 0 — начальный угол установки поворотного рычага (при нейтральном положении управляемых колес);

И - угол поворота управляемых колес;

r — радиус шестерни.

Усилие, передаваемое шестерней на зубчатую рейку

Px = Pp. к Rp.к. / r, (1.14)

где Pp.к. — усилие на рулевом колесе;

Rp.к. — радиус рулевого колеса;

r— начальный радиус шестерни.

1.3 Расчет рулевых усилителей

Необходимость установки рулевого усилителя определяется по соотношению усилий на рулевом колесе: условному расчетному (400 Н для легковых и 700 Н для грузовых автомобилей) и определяемому по формуле (1.8) при повороте на месте.

Если вычисленное значение усилия превосходит условное расчетное, то на автомобиле требуется установка рулевого усилителя.

Площадь торца золотника, обращенного к реактивной камере, находящейся под давлением

Fз = Рр.к.Rр.к.Up.м. р.м. / Ржсош, (1.15)

где сош - плечо рулевой сошки;

Рж — давление в напорной гидролинии за вычетом давления слива.

Давление, создаваемое гидронасосом, находится в пределах 6…10 МПа.

Имея значение площади торца золотника, находят его диаметр.

Площадь поршня гидроцилиндра

(1.16)

где S — плечо поворотного рычага.

Подача насоса (см3/мин.)

(1.17)

где Fгц — площадь поршня гидроцилиндра, см2;

гц — рабочий ход поршня гидроцилиндра, соответствующий повороту управляемых колес из одного крайнего положения в другое, см;

np.к — максимальная частота вращения рулевого колеса (np.к = 70…100 мин-1)

б maxугол поворота рулевого колеса из одного крайнего положения в другое, рад;

Нобъемный КПД гидронасоса (Н = 0,7…0,8);

Зкоэффициент, учитывающий утечки через золотник (З =0,1).

1.4 Нагрузки в элементах рулевого управления

Рулевой вал в большинстве конструкций выполняется полым. Рулевой вал нагружается моментом МР.К. =РР.К. RР. К (1.18)

Напряжение кручения полого вала

(1.19)

где dH и dвнаружный и внутренний диаметры рулевого вала;

Допустимое напряжение кручения []=100 МПа.

Проверяется также угол закрутки рулевого вала, который допускается в пределах 5…80 на 1 м длины вала.

Рулевой механизм.

Для механизма, включающего глобоидный червяк и ролик, определяется контактное напряжение.

Контактное напряжение в зацеплении

= Рх / (Fn), (1.20)

где Рхосевое усилие, воспринимаемое червяком;

Fплощадь контакта одного гребня ролика с червяком (сумма площадей двух сегментов);

nчисло гребней ролика.

Осевая сила

Рх = Мр.к. / (), (1.21)

Где — начальный радиус червяка в горловом сечении;

— угол подъема винтовой линии в том же сечении.

Площадь контакта одного гребня ролика с червяком

(1.22)

где r1 и r2 -диаметры червяка и ролика;

и-углы охвата границ площади контакта (угол между радиусами, проведенными из центра окружности червяка и ролика, к крайним точкам контактной площади).

Допустимое напряжение =7 …8МПа

Винтореечный механизм. В звене винтшариковая гайка определяют радиальную нагрузку на один шарик.

Условная радиальная нагрузка на шарик.

(1.23)

где mчисло рабочих винтов;

zчисло шариков на одном витке (находят из условия полного заполнения канавки);

— угол контакта шариков с канавками (=450).

Контактное напряжение, определяющее прочность шарика

(1.24)

где kkp-коэффициент, зависящий от кривизны контактирующих поверхностей (kkp=0,6…0,8);

Емодуль упругости первого рода (Е=200МПа);

dшдиаметр шарика;

dкдиаметр канавки;

Допустимое напряжение =2500 …3500 МПа

Зубья сектора и рейки рассчитывают на изгиб и контактное напряжение по ГОСТ 21 354–87.

Окружное усилие на зубьях сектора

(1.25)

где rсекрадиус начальной окружности сектора;

Ржмаксимальное давление жидкости в усилителе;

Dгцдиаметр гидроцилиндра усилителя.

Второе слагаемое применяется в том случае, если усилитель нагружает рейку и сектор, т. е. когда рулевой механизм объединен с гидроцилиндром.

Допустимое напряжение =300 …400Мпа; =1500МПа.

Вал рулевой сошки.

Напряжение кручения вала сошки при наличии усилителя

(1.26)

где dдиаметр вала сошки.

Допустимое напряжение =300 …350МПа

Рулевая сошка. Основные виды напряжения: изгиб и кручение. Расчет ведут на сложное сопротивление. Усилие на шаровом пальце сошки, вызывающее изгиб и кручение (при наличии встроенного усилителя) (Рис. 2.12).

(1.27)

гдедлина сошки (между осями вала и шарового пальца сошки).

Напряжение изгиба в опасном сечении (переходное сечение от отверстия под вал сошки в тело сошки, т. е. у основания сошки).

(1.28)

гдерасстояние от оси шарового пальца до опасного сечения сошки;

Wиосевой момент сопротивления опасного сечения.

Напряжение кручения

(1.29)

гдеплечо действия силы (расстояние от центра шара до центра посадки сошки на вал);

Wкполярный момент сопротивления опасного сечения.

Эквивалентное напряжение

=300…400 МПа.

Шаровой палец сошки.

Напряжение изгиба

(1.30)

=300…400МПа.

Напряжение смятия (давление, которое определяет износостойкость шарового пальца с диаметром шара dш).

; =25…35МПа (1.31)

Напряжение среза при площади сечения шарового пальца у основания Fшп

(1.32)

Таким же образом определяют нагрузки на шаровые пальцы всех шарнирных соединений рулевого привода с учетом действующих на шаровой палец сил.

Продольная тяга. Сила Рсош вызывает напряжение сжатия-растяжения и продольного изгиба тяги (Рис. 2.13).

Напряжение сжатия

(1.33)

где F-площадь сечения продольной тяги.

Критическое напряжение при продольном изгибе

(1.34)

где J-экваториальный момент инерции сечения тяги;

;

— длина продольной тяги (по центрам шарниров);

E-модуль упругости первого рода (E=200 МПа).

Запас устойчивости

(1.35)

Поворотный рычаг нагружается изгибающей силой и скручивающим моментом (-расстояние от поперечной рулевой тяги до балки переднего моста).

Напряжение изгиба

(1.36)

где S-плечо действия силы на поворотный рычаг.

Напряжение кручения

(1.37)

Допускаемое эквивалентное напряжение

Боковые рычаги трапеции испытывают напряжение изгиба и кручения под действием силы (действующей вдоль поперечной рулевой тяги).

;

Напряжение изгиба

(1.38)

Напряжение кручения

(1.39)

Допускаемое эквивалентное напряжение.

Поперечная тяга трапеции. Тяга, нагруженная силой Рп. т, рассчитывается по той же методике, что и продольная тяга, т. е. на сжатие и продольную устойчивость ().

2. Тормозное управление

2.1 Расчет тормозных механизмов

Тормозные моменты на колесах автомобиля (передних и задних), Н м

(2.1)

где ,-вес автомобиля с грузом, приходящий на передние и задние колеса, Н;

— коэффициент сцепления шин с дорожным покрытием, для сухого асфальта =0,8…0,9;

— динамический радиус колес, м.

По прототипу или заданию выбирают тип тормозного механизма и его основные размеры: диаметр барабана (или диска) и ширина колодки b (см. приложение 9). Затем эти размеры проверяют по удельной нагрузке и удельной работе трения, которая определяет температуру нагрева тормозного барабана.

Удельная нагрузка на тормозные накладки

(2.2)

гдеполный вес автомобиля, Н;

— суммарная площадь тормозных накладок.

Среднее значение удельной нагрузки составляют: для легковых автомобилей 10…20 Н/см 2; для грузовых автомобилей 20…40 Н/см2. Для автомобилей с дисковыми тормозными механизмами удельные нагрузки соответственно выше.

Удельная работа трения

(2.3)

гдеполная масса автомобиля, кг;

— максимальная скорость автомобиля, км/ч.

Средние значения удельной работы: для легковых автомобилей 1…2 кДж /см2; для грузовых 0,6…0,8 кДж /см2 .

Нагрев тормозного барабана (диска) за одно торможение

(2.4)

гдемасса автомобиля, приходящаяся на тормозящее колесо, кг;

— масса барабана, кг;

— начальная скорость торможения; =40 км/ч;

Судельная теплоемкость чугуна или стали, С=500 Дж /(кг.К).

Нагрев барабана (диска) за одно торможение не должен превышать 200 С.

2.2 Расчет тормозных приводов

Тормозной гидропривод

Расчет гидравлического привода заключается в определении диаметров главного и рабочего цилиндров, усилия на тормозной педали и ее ход, передаточного числа педального (механической части) привода, необходимости применения усилителя.

Диаметр рабочего цилиндра

(2.5)

гдедавление жидкости в приводе при экстренном торможении. При служебных торможениях =4…6 МПа. При экстренном торможении =10…15 МПа.

Рприводная сила создаваемая рабочим цилиндром на тормозных колодках. Приводная сила определяется исходя из тормозного момента на одном колесе автомобиля и зависит от типа тормозного механизма.

Для тормозного механизма с равными приводными силами и односторонним расположением опор (ГАЗ-3307) = = (т.е. приводная сила, действующая на активную колодку равна приводной силе, действующей на пассивную колодку).

При коэффициенте трения =0,35 и определенных допущениях, таких как: плечо действия нормальных сил равно радиусу барабана; плечо действия приводных сил h равно двум радиусам барабана; коэффициент К0, учитывающий плечо действия равнодействующей сил трения, равен 1 (К0=1), приводную силу можно определить по формуле

(2.6)

гдетормозной момент на барабане колеса.

Для тормозного механизма с равными приводными силами и разнесенными опорами (ГАЗ-31 029, ГАЗ-66) характерно, что обе колодки активные при движении вперед. Поэтому тормозные моменты, создаваемые обеими колодками, одинаковы.

Приведенная сила в этом случае:

(2.7)

Для дискового тормоза приводная сила определяется по формуле (Рис. 2.17).

(2.8)

гдесреднее значение плеча приложения приводной силы (это расстояние от оси вращения тормозного диска до оси симметрии тормозной колодки).

Усилие на педали

(2.9)

гдедиаметр главного цилиндра, = (0,9…1,2);

— передаточное число педального привода, которое определяется как отношение плеч педального привода (=а/b);

— коэффициент полного действия привода (=0,92…0,95).

Усиление на педали не должно превышать 500 Н для легковых автомобилей и 700 Н для грузовых. При больших значениях необходима установка в приводе усилителя.

Ход педали зависит от числа тормозных механизмов и общего передаточного числа тормозного привода. Для двухосного автомобиля ход педали рассчитывается по формуле

(2.10)

гдедиаметр рабочих цилиндров тормозов передних колодок;

диаметр рабочих цилиндров тормозов задних колес;

,-перемещения поршней под действием сили ;

— коэффициент, учитывающий объемное расширение привода (в основном резиновых тормозных шлангов), =1,05…1,1;

— холостой ход педали (свободный ход педали).

Полный ход педали должен также включать запас хода, компенсирующий износ накладок (до упора педали в пол). Запас хода должен составлять 30…40% от полного хода педали.

Для легковых автомобилей полный ход педали не должен превышать 150 мм, для грузовых автомобилей -180 мм.

Тормозной пневмопривод.

Расчет пневматического привода заключается в определении диаметров диафрагм тормозных камер и тормозного крана, усилия на тормозной педали.

Расчет ведется исходя из максимального тормозного момента, передаваемого колесом (см. 2.6.1), для двух типов тормозных механизмов: с кулаковым разжимом тормозных колодок и клиновым.

В тормозном механизме с кулачковым разжимом перемещение колодок равны, моменты, передаваемые активной и пассивной колодками также равны, а приводные силы не равны: Р/Р//.

Приводные силы определяют по формулам:

Р/=Мтор/2 r; P// = 2P/ = Mтор/ r (2.11)

Момент на валике разжимного кулака (без учета трения) Мв=Р/ r +Р// r =(Р/+Р//) r (2.12)

где r-радиус кулака (его профиль принят эвольвентным, т. е. r=соnst).

Усилие на штоке тормозной камеры

Ршт=Мв/ (2.13)

гдерасстояние от центра разжимного кулака до штока тормозной камеры.

Площадь диафрагмы тормозной камеры

F1=Pшт/Рв (2.14)

где Рвдавление воздуха в полости тормозной камеры, минимальное его значение принимают равным 0,6 МПа.

Диаметр диафрагмы тормозной камеры

Д1= (2.15)

Усилие, действующее на поршень следящего механизма тормозного крана

Рп=РвF2+Рпр (2.16)

где F2-площадь диафрагмы тормозного крана;

Рпрусилие пружины (принимают по прототипу);

Рв-давление воздуха в полости тормозного крана, принимают равным Рв=6,5…7,5 МПа .

Усилие на тормозной педали

Рпед=Рп b/а (2.17)

где аверхнее плечо педального привода;

bнижнее плечо педального привода (значения принимаются по прототипу).

Приняв максимальное допускаемое усилие на тормозной педали Рпед=700Н и определив Рп из (2.6.17), находят площадь диафрагмы тормозного крана F2 из (2.6.16) и ее диаметр Д2.

В тормозном механизме с клиновым раздвижным устройством (Рис. 2.19,б) приводные силы равные, т. е. Р/=Р//=Р.

Поэтому сила, действующая на шток клина будет равна

Ршт=2 Р tg (2.18)

гдеполовина угла при вершине клина (обычно =5…60).

Дальнейший расчет проводится в том же порядке, как и в первом случае.

2.3 Расчет усилителей тормозных гидроприводов

На легковых автомобилях устанавливают вакуумные усилители тормозного привода, а на грузовых автомобилях с тормозным гидроприводом как вакуумные, так и пневматические усилители.

Основные требования к усилителям:

обеспечение пропорциональности между усилием на тормозной педали и усилием, создаваемым усилителем (силовое следящее действие);

возможность управления тормозной системой при выходе усилителя из строя или при неработающем двигателе.

Коэффициент усиления гидровакуумного усилителя.

Ку=(Рж2-Рж1)/Рж1 (2.19)

где Рж2 -давление жидкости в правой полости гидроцилиндра усилителя.

Принимается равным 4−6 МПа при служебном и 10−15 МПа при экстренном торможении;

Рж1 -давление жидкости, создаваемое педальным приводом в главном цилиндре.

Обычно Ку=2…3

Из (2.1.9) определяем Рж1= (2.20)

Диаметр поршня главного цилиндра принимают по прототипу и определяют его площадь F1.

Усилие на тормозной педали Рпед= (2.21)

где Uпппередаточное число педального привода, которое принимается из конструктивных соображений или по прототипу.

Активная площадь мембраны следящего устройства

F3= (2.22)

где Р1 -давление воздуха над мембраной (атмосферное);

Р2 -вакуум под мембраной, равный вакууму во всасывающем коллекторе (расчетное давление 0,05 МПа).

Рпр1 -усилие пружины мембраны (пружина подбирается по прототипу).

F2 -площадь поршня следящего устройства (подбирается по прототипу).

Задавшись величиной диаметра седла вакуумного клапана dвк, определяют внешний диаметр мембраны следящего устройства

Дсу = (2.23)

Активная площадь мембраны усилителя

(2.24)

где F5 -площадь поршня гидроцилиндра усилителя (принимается по прототипу);

Рпр2 -усилие пружины усилителя (принимается по прототипу).

Следует отметить, что соотношение площадей F4 и F5 влияет на усилие, развиваемое усилителем без изменения усилия на педали. Усилие на педали будет зависеть только от соотношения площадей F1 и F2.

1. Вишняков Н. Н., Вахламов В. К., Нарбут А. Н., Шлиппе И. С., Островцев А. Н. «Автомобиль. Основы конструкции». Учебник.2-е изд.М.: Машиностроение, 1986

2. Литвинов А. С., Фаробин Я. Е. Автомобиль: Теория эксплутационных свойств: Учебник для ВУЗов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». М.: Машиностроение, 1989.240с.

3. Осепчугов В. В., Фрумкин А. К. Автомобиль (Анализ конструкции и элементы расчета): Учебник. М.: Машиностроение, 1989.

4. Гаспарянц Г. К. Конструкция, основы теории и расчетаавтомобиля Учебник. М.: Машиностроение, 1978.