Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
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.
|
Последняя цифра уч. шифра |
Прототип автомобиля |
Предпоследняя цифра уч. шифра |
Грузоподъем-ность mг, кг |
Снаряжен-ная масса m0, кг. |
Примечание |
|
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 |
ВАЗ-2115 УАЗ-3303 ГАЗ-3205 ЗИЛ-5301 ГАЗ-3307 ГАЗ-3110 ЗИЛ-431410 Камаз-55102 Камаз-53212 МАЗ-5436 |
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 |
5 чел. 1200 13 чел. 4500 3000 5 чел. 4500 12000 8000 9500 |
950 2050 1925 5200 4300 4175 5500 10100 9500 7950 |
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)
где -расстояние 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 механизма –это 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 привода –это отношение плеч рычагов привода. Поскольку положение рычагов в процессе поворота рулевого колеса изменяется, то передаточное число рулевого привода переменно: Uрп=0,85…2,0.
(1.6)
где -момент, приложенный к рулевому колесу;
-момент сопротивления повороту управляемых колес.
При проектировании автомобилей ограничивается как минимальное (60Н), так и максимальное (120Н) усилие.
По ГОСТ 21398-75 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)
где -коэффициент сцепления при повороте колеса на месте (=0,9…1,0);
Gk –нагрузка на управляемое колесо, Н;
Рш –давление воздуха в шине, МПа.
Параметры рулевого колеса.
Максимальный угол поворота рулевого колеса в каждую сторону находится в пределах 540…10800 (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 Rpк –радиус рулевого колеса;
-КПД рулевого механизма.
КПД рулевого механизма. Прямой КПД –при 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.с –момент 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
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)
Где Z1 –число заходов червяка;
Z2 – число зубьев червячного колеса.
КПД: прямой рм ≈ 0,85; обратный рм ≈ 0,70
(ЗИЛ, КамАЗ, МАЗ и др.)
Передаточное число (практически постоянно)
Upм = 2 (1.12)
Где r -радиус начальной окружности сектора;
hв –шаг винта.
КПД винтореечного механизма
Реечные рулевые механизмы ().
(ВАЗ – 2110, ВАЗ – 2115) и др.)
Угловое передаточное число переменно
U = Cos (Θ0 ± Θ ) / r , (1.13)
где – длина поворотного рычага;
Θ 0 – начальный угол установки поворотного рычага (при нейтральном положении управляемых колес);
Θ – 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)
α max –угол поворота рулевого колеса из одного крайнего положения в другое, рад;
Н –объемный КПД гидронасоса (Н = 0,7…0,8);
З –коэффициент, 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 dв -наружный 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.
= Рх / (Fn) , (1.20)
где Рх –осевое усилие, воспринимаемое червяком;
F –площадь контакта одного гребня ролика с червяком (сумма площадей двух сегментов);
n –число гребней ролика.
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 винт –шариковая гайка определяют радиальную нагрузку на один шарик.
Условная радиальная нагрузка на шарик.
, (1.23)
где m –число рабочих винтов;
z –число 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);
Е –модуль упругости первого рода (Е=200МПа);
dш –диаметр шарика;
dк –диаметр канавки;
Допустимое напряжение =2500 …3500 МПа
Зубья сектора и рейки рассчитывают на изгиб и контактное напряжение по ГОСТ 21354-87.
Окружное усилие на зубьях сектора
, (1.25)
где rсек –радиус начальной окружности сектора;
Рж –максимальное давление жидкости в усилителе;
Dгц –диаметр 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 d –диаметр 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)
где -длина 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)
где -расстояние от оси шарового пальца до опасного сечения сошки;
Wи –осевой момент сопротивления опасного сечения.
Напряжение кручения
, (1.29)
где -плечо действия силы (расстояние от центра шара до центра посадки сошки на вал);
Wк –полярный 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)
где -полный 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.
(2.3)
где -полная 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)
где -масса автомобиля, приходящаяся на тормозящее колесо, кг;
-масса барабана, кг;
-начальная скорость торможения; =40 км/ч;
С –удельная 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.
(2.5)
где -давление жидкости в приводе при экстренном торможении. При служебных торможениях =4…6 МПа. При экстренном торможении =10…15 МПа.
Р- приводная 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)
где -тормозной момент на барабане колеса.
Для тормозного механизма с равными приводными силами и разнесенными опорами (ГАЗ-31029, 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)
где -среднее значение плеча приложения приводной силы (это расстояние от оси вращения тормозного диска до оси симметрии тормозной колодки).
Усилие на педали
(2.9)
где -диаметр 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)
где -диаметр 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)
где -расстояние от центра разжимного кулака до штока тормозной
камеры.
Площадь диафрагмы тормозной камеры
F1=Pшт/Рв (2.14)
где Рв -давление 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;
Рпр –усилие 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 а –верхнее плечо педального привода;
b –нижнее 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)
где -половина 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:
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 Uпп –передаточное 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.
Литература