Міністерство освіти Російської Федерації
Південно-Уральський Державний університет
Кафедра «Автомобільний транспорт»
Курсова робота
на тему:
Робочі процеси і елементи розрахунку механізмів автомобіля
Ford Fiesta
Виконав:
Група:
Перевірив:
ЗМІСТ
Введення. 4
1 Розрахунок зчеплення .. 5
2 РОЗРАХУНОК коробки передач. 9
3 Розрахунок карданної передачі .. 13
4 Розрахунок головної передачі .. 18
5 Розрахунок півосі .. 23
6 Розрахунок ресори .. 26
7 Розрахунок амортизатора .. 30
8 Розрахунок пружини .. 34
9 Розрахунок рульового управління .. 36
10 Розрахунок гальмівного управління .. 39
11 Розрахунок несучої частини автомобіля .. 43
Література .. 46
Введення
У результаті інтенсивного вдосконалення конструкції автомобілів, більш частого оновлення моделей, що випускаються, додання їм високих споживчих якостей, що відповідають сучасним вимогам, виникає необхідність підвищення рівня підготовки кадрів у сфері Автомобільного транспорту.
Майбутній інженер повинен мати уявлення про сучасний стан і тенденції розвитку як автомобілебудування в цілому, так і окремих конструкцій автомобілів, вміти оцінювати експлуатаційні властивості на основі аналізу конструкцій моделей автомобілів, визначати навантаженість окремих елементів, щоб прогнозувати їх надійність, а також проводити випробування автомобілів і оцінювати їх результати.
Задача розділу «Аналіз конструкцій і елементи розрахунку» - дати знання і навички з аналізу та оцінки конструкцій різних автомобілів та їх механізмів, а також за визначенням навантажень.
«Аналіз конструкцій, елементи розрахунку» підпорядковане загальному принципу: аналіз та оцінка конструкцій дається на базі пропонованих вимог та класифікаційних ознак, чому відповідає вивчення робочих процесів.
1 Розрахунок зчеплення
Зчеплення - це механізм трансмісії, що передає крутний момент двигуна і дозволяє короткочасно від'єднувати двигун від трансмісії і знову їх плавно з'єднувати.
1.1 Алгоритм розрахунку зчеплення
1. Розрахунковий момент зчеплення М з двигуна:
2. Діаметр веденого диска:
де p 0 = 0.2МПа;
m = 0.3;
I = 2.
3. Внутрішній радіус фрикційного кільця.
r = (0.6) R = 0.075 м. (1.3)
4. Сумарна сила діє на ведений диск.
4. Питома робота буксування:
де Wб - робота буксування визначається із залежності:
де ωд і ωа - кутові швидкості відповідно провідних і ведених дисків,
Мс (t) - момент тертя зчеплення.
5. Розрахунок ведучого диска на нагрівання:
де m н - маса диска,
с-питома масова теплоємність.
6. Нажимное зусилля однієї кручений пружини:
де Р0 - сумарне зусилля відтяжних і віджимних пружин зчеплення, Р0 = (0,15-0,25) МПа,
Zн - число натискних пружин.
7. Жорсткість пружини:
де lн - величина зносу накладок.
1.2 Обгрунтування вибору вихідних даних для розрахунку зчеплення
1. р 0 приймаємо рівним 0.2 Мпа так як автомобіль Ford Fiesta є легковим і призначений для міста.
2. Максимальний крутний момент двигуна, Н * м: 204 Н · м [1, дані виробника].
3. Тиск між поверхнями тертя, кН / м ^ 2: 25 [2, стор.148, таб.6.4], [3].
4. Коефіцієнт запасу зчеплення: 1,8 на підставі з ГОСТ 17786-80, для зчеплення з тканими фрикційними накладками [3, стор.63].
5. Число пар тертя: 2 (I = 2 * n = 2 * 1 = 2, де n = 1 число провідних дисків) [4, стор.50].
6. Число натискних пружин: 10, взято із середнього значення числа можливого, так як Ford Fiesta відноситься до машин невеликої маси [2, стор 147].
7. Повна вага автомобіля, Н: 16150Н, [1, дані виробника].
8. Розрахунковий коефіцієнт тертя при проектуванні зчеплення: 0,3 [3, стор 63].
9. Передаточне число трансмісії: 30,56 [1, дані виробника],
(
10. Повна вага причепа, Н: 5500 Н [1, дані виробника].
11. Радіус колеса, м: 0,33 м [1, дані виробника].
12. ККД трансмісії: 0,92 [2, стор 34].
13. Коефіцієнт дорожнього опору: 0,16 [5].
14. Коефіцієнт обліку моментів інерції коліс: 1,06 [5].
15. Маса ведучого диска, кг: 10, так як маса зчеплення 12кг мінус маса веденого диска 2кг (за аналогією з ВАЗ-2109) [2, таблиця 6.4 стор 148].
16. Питома масова теплоємність чавуну (сталі), Дж / (кг * град): 481,5 (2, стор 149).
17. Частку теплоти, що припадає на розраховується деталь, приймають = 0.5 [3, стор 53].
20. Допустима величина зносу накладок, м: 0,003 м [2, стор 144].
24. Число провідних дисків: 1 [2, таблиця 6.4 стор 148].
1.3 Проведення розрахунку
Таблиця 1 - Вихідні дані для розрахунку зчеплення
Таблиця 2 - Результати розрахунку зчеплення
2.1 Алгоритм розрахунку КПП
1. Визначення міжосьової відстані:
де Ка = 8,6 ... 9,3 - коефіцієнт для вантажних автомобілів і автобусів.
Мвих - крутний момент на відомому валу.
2. Діаметр ведучого валу в шлицевой частини:
де Kd - емпіричний коефіцієнт,
Мemax - максимальний обертовий момент двигуна.
3. Кут нахилу β, що задовольняє умові ε β = 1, визначають з рівності:
де m n - нормальний модуль.
4. Знайдемо уточнене значення кута нахилу:
де z Σ - сумарна кількість зубів.
5. Кількість зубів зубчастих коліс:
Z bщ + Z вм = Z Σ (2.5)
Z вм / Z вщ = u p (2.6)
де Z bщ - число зубів ведучого зубчатого колеса
Z вм число зубів веденого зубчастого колеса,
Z Σ - сумарна кількість зубів,
u p - передавальне число від ведучого зубчатого колеса до веденого.
6. Необхідний момент тертя синхронізатора:
де J Σ - сумарний приведений момент інерції для тієї частини системи, кутова швидкість якої змінюється під дією моменту
U - передавальне число від валу, до якого наводиться момент інерції, до включеному зубчастому колесу.
7. Час синхронізації:
де ε с - кутове уповільнення валу, на якому розташований синхронізатор.
2.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
1.Кількість ступенів коробки передач 5, (1, дані виробника).
2.Максимальна крутний момент на вихідному валу, Нм: Mкр max = Mкр * U1 * Uo = 106 * 3,58 * 4,06 = 1540,7.
3. Радіус кочення колеса автомобіля, м: 0,33 (1, дані виробника).
4.Передаточние відносини головної передачі: 4,06 (1, дані виробника).
5.Угол нахилу зубів зубчастих коліс, град: тому прототип ВАЗ 2101 по М = 106 Нм, то β = 27 град, (2, стор.180, табл. 7.3).
6.Относітельний пробіг на 1, 2, 3, 4, 5 передачах становить відповідно 0,01, 0,04, 0,2, 0,75, 0,75; [3].
7.Модулі зубчастого зачеплення 1,2,3,4,5 передач відповідно рівні
4,25; 3,5; 3,5; 3,5; 3,5; (2, стор 180, табл. 7.3).
8.Чісло зубів провідних шестерень 1, 2, 3, 4, 5 передач: 14, 25, 34, 43, 52, (2, стор.180, табл. 7.3).
9. Передаточне відношення передач 1, 2, 3, 4, 5: 3,67; 2,10; 1,36; 1,00; 0,82; (1, дані виробника).
2.3 Проведення розрахунку
Таблиця 3 - Вихідні дані КПП
Таблиця 4 - Результати розрахунку КПП
3 Розрахунок карданної передачі
Карданна передача автомобіля - це механізм трансмісії, що складається з одного або декількох карданних валів і карданних шарнірів, призначений для передачі крутного моменту між агрегатами, осі валів яких не збігаються або можуть змінювати своє відносне положення.
3.1 Алгоритм розрахунку карданної передачі
1. Критична частота обертання карданного валу:
де D і d - відповідно зовнішній та внутрішній діаметри карданного валу.
Lк - довжина карданного валу.
2. Максимальна частота обертання карданного валу:
де Uв-к - передавальне число від карданного валу до ведучих коліс.
Vamax - максимальна швидкість руху автомобіля.
3. Розрахунковий крутний момент на карданном валу на нижчій передачі в коробці передач:
M = M 1 · U 1,
де M 1 - крутний момент на ведучому валу коробки передач, для механічних трансмісій.
U 1 - передавальне число.
4. Визначення допустимої довжини карданного валу:
5. Напруга крутіння суцільного валу:
Мкmax - максимальний обертовий момент.
Uтр - передавальне число трансмісії на першій передачі.
6. Кут закручування карданного валу:
де Jo - момент інерції перерізу валу трубчастого:
суцільного:
G - модуль пружності другого роду. Південно-Уральський Державний університет
Кафедра «Автомобільний транспорт»
Курсова робота
на тему:
Робочі процеси і елементи розрахунку механізмів автомобіля
Ford Fiesta
Виконав:
Група:
Перевірив:
Челябінськ
2008
АНОТАЦІЯ
Робочі процеси і елементи розрахунку механізмів автомобіля Ford Fiesta. - Челябінськ: ЮУрГУ, АТ-452, 2008р.
У даному семестровому завданні представлені елементи розрахунку зчеплення, КПП, головною і карданної передач, амортизатора, півосі пружини, рульового і гальмівного механізмів, а також кузова автомобіля Ford Fiesta.
ЗМІСТ
Введення. 4
1 Розрахунок зчеплення .. 5
2 РОЗРАХУНОК коробки передач. 9
3 Розрахунок карданної передачі .. 13
4 Розрахунок головної передачі .. 18
5 Розрахунок півосі .. 23
6 Розрахунок ресори .. 26
7 Розрахунок амортизатора .. 30
8 Розрахунок пружини .. 34
9 Розрахунок рульового управління .. 36
10 Розрахунок гальмівного управління .. 39
11 Розрахунок несучої частини автомобіля .. 43
Література .. 46
Введення
У результаті інтенсивного вдосконалення конструкції автомобілів, більш частого оновлення моделей, що випускаються, додання їм високих споживчих якостей, що відповідають сучасним вимогам, виникає необхідність підвищення рівня підготовки кадрів у сфері Автомобільного транспорту.
Майбутній інженер повинен мати уявлення про сучасний стан і тенденції розвитку як автомобілебудування в цілому, так і окремих конструкцій автомобілів, вміти оцінювати експлуатаційні властивості на основі аналізу конструкцій моделей автомобілів, визначати навантаженість окремих елементів, щоб прогнозувати їх надійність, а також проводити випробування автомобілів і оцінювати їх результати.
Задача розділу «Аналіз конструкцій і елементи розрахунку» - дати знання і навички з аналізу та оцінки конструкцій різних автомобілів та їх механізмів, а також за визначенням навантажень.
«Аналіз конструкцій, елементи розрахунку» підпорядковане загальному принципу: аналіз та оцінка конструкцій дається на базі пропонованих вимог та класифікаційних ознак, чому відповідає вивчення робочих процесів.
1 Розрахунок зчеплення
Зчеплення - це механізм трансмісії, що передає крутний момент двигуна і дозволяє короткочасно від'єднувати двигун від трансмісії і знову їх плавно з'єднувати.
1.1 Алгоритм розрахунку зчеплення
1. Розрахунковий момент зчеплення М з двигуна:
2. Діаметр веденого диска:
де p 0 = 0.2МПа;
m = 0.3;
I = 2.
3. Внутрішній радіус фрикційного кільця.
r = (0.6) R = 0.075 м. (1.3)
4. Сумарна сила діє на ведений диск.
4. Питома робота буксування:
де Wб - робота буксування визначається із залежності:
де ωд і ωа - кутові швидкості відповідно провідних і ведених дисків,
Мс (t) - момент тертя зчеплення.
5. Розрахунок ведучого диска на нагрівання:
де m н - маса диска,
с-питома масова теплоємність.
6. Нажимное зусилля однієї кручений пружини:
де Р0 - сумарне зусилля відтяжних і віджимних пружин зчеплення, Р0 = (0,15-0,25) МПа,
Zн - число натискних пружин.
7. Жорсткість пружини:
де lн - величина зносу накладок.
1.2 Обгрунтування вибору вихідних даних для розрахунку зчеплення
1. р 0 приймаємо рівним 0.2 Мпа так як автомобіль Ford Fiesta є легковим і призначений для міста.
2. Максимальний крутний момент двигуна, Н * м: 204 Н · м [1, дані виробника].
3. Тиск між поверхнями тертя, кН / м ^ 2: 25 [2, стор.148, таб.6.4], [3].
4. Коефіцієнт запасу зчеплення: 1,8 на підставі з ГОСТ 17786-80, для зчеплення з тканими фрикційними накладками [3, стор.63].
5. Число пар тертя: 2 (I = 2 * n = 2 * 1 = 2, де n = 1 число провідних дисків) [4, стор.50].
6. Число натискних пружин: 10, взято із середнього значення числа можливого, так як Ford Fiesta відноситься до машин невеликої маси [2, стор 147].
7. Повна вага автомобіля, Н: 16150Н, [1, дані виробника].
8. Розрахунковий коефіцієнт тертя при проектуванні зчеплення: 0,3 [3, стор 63].
9. Передаточне число трансмісії: 30,56 [1, дані виробника],
(
10. Повна вага причепа, Н: 5500 Н [1, дані виробника].
11. Радіус колеса, м: 0,33 м [1, дані виробника].
12. ККД трансмісії: 0,92 [2, стор 34].
13. Коефіцієнт дорожнього опору: 0,16 [5].
14. Коефіцієнт обліку моментів інерції коліс: 1,06 [5].
15. Маса ведучого диска, кг: 10, так як маса зчеплення 12кг мінус маса веденого диска 2кг (за аналогією з ВАЗ-2109) [2, таблиця 6.4 стор 148].
16. Питома масова теплоємність чавуну (сталі), Дж / (кг * град): 481,5 (2, стор 149).
17. Частку теплоти, що припадає на розраховується деталь, приймають = 0.5 [3, стор 53].
20. Допустима величина зносу накладок, м: 0,003 м [2, стор 144].
24. Число провідних дисків: 1 [2, таблиця 6.4 стор 148].
1.3 Проведення розрахунку
Таблиця 1 - Вихідні дані для розрахунку зчеплення
| Кутова швидкість коленвала при максимальному моменті, об / хв | 2600 |
| Максимальний крутний момент двигуна, Н * м | 106 |
| Тиск між поверхнями тертя, кН / м ^ 2 | 25 |
| Коефіцієнт запасу зчеплення | 1,65 |
| Число пар тертя | 2 |
| Число натискних пружин | 10 |
| Повна вага автомобіля, Н | 16500 |
| Розрахунковий коефіцієнт тертя | 0,3 |
| Передаточне число трансмісії | 14,54 |
| Повна вага причепа, Н | 5500 |
| Радіус колеса, м | 0,33 |
| ККД трансмісії | 0,92 |
| Коефіцієнт дорожнього опору | 0,16 |
| Коефіцієнт обліку моментів інерції коліс | 1,06 |
| Маса ведучого диска, кг | 10 |
| Питома масова теплоємність чавуну (сталі), Дж / (кг * град) | 481,5 |
| Частка теплоти, що припадає на розраховується деталь | 0,5 |
| Нажимное зусилля притискних пружин, Н | 6836 |
| Зовнішній діаметр веденого диска, м | 0,19 |
| Внутрішній діаметр веденого диска, м | 0,13 |
| Середній радіус, м | 0,16 |
| Сила стиснення фрикційних дисків зчеплення, Н | 1643,7 |
| Нажимное зусилля однієї пружини, Н / м ^ 2 | 683,6 |
| Робота буксування, кДж | 3049 |
| Перепад температур, град | 1,8624 |
| Максимальна сила, що діє на натискну пружину, кН | 13,68 |
2 Розрахунок коробки передач
Коробка передач є агрегатом трансмісії, що перетворює обертовий момент і частоту обертання за величиною і напрямком. Призначена для отримання різних тягових зусиль на провідних колесах при рушанні автомобіля з місця і його розгоні, при русі автомобіля і подоланні дорожніх перешкод.2.1 Алгоритм розрахунку КПП
1. Визначення міжосьової відстані:
де Ка = 8,6 ... 9,3 - коефіцієнт для вантажних автомобілів і автобусів.
Мвих - крутний момент на відомому валу.
2. Діаметр ведучого валу в шлицевой частини:
де Kd - емпіричний коефіцієнт,
Мemax - максимальний обертовий момент двигуна.
3. Кут нахилу β, що задовольняє умові ε β = 1, визначають з рівності:
де m n - нормальний модуль.
4. Знайдемо уточнене значення кута нахилу:
де z Σ - сумарна кількість зубів.
5. Кількість зубів зубчастих коліс:
Z bщ + Z вм = Z Σ (2.5)
Z вм / Z вщ = u p (2.6)
де Z bщ - число зубів ведучого зубчатого колеса
Z вм число зубів веденого зубчастого колеса,
Z Σ - сумарна кількість зубів,
u p - передавальне число від ведучого зубчатого колеса до веденого.
6. Необхідний момент тертя синхронізатора:
де J Σ - сумарний приведений момент інерції для тієї частини системи, кутова швидкість якої змінюється під дією моменту
U - передавальне число від валу, до якого наводиться момент інерції, до включеному зубчастому колесу.
7. Час синхронізації:
де ε с - кутове уповільнення валу, на якому розташований синхронізатор.
2.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
1.Кількість ступенів коробки передач 5, (1, дані виробника).
2.Максимальна крутний момент на вихідному валу, Нм: Mкр max = Mкр * U1 * Uo = 106 * 3,58 * 4,06 = 1540,7.
3. Радіус кочення колеса автомобіля, м: 0,33 (1, дані виробника).
4.Передаточние відносини головної передачі: 4,06 (1, дані виробника).
5.Угол нахилу зубів зубчастих коліс, град: тому прототип ВАЗ 2101 по М = 106 Нм, то β = 27 град, (2, стор.180, табл. 7.3).
6.Относітельний пробіг на 1, 2, 3, 4, 5 передачах становить відповідно 0,01, 0,04, 0,2, 0,75, 0,75; [3].
7.Модулі зубчастого зачеплення 1,2,3,4,5 передач відповідно рівні
4,25; 3,5; 3,5; 3,5; 3,5; (2, стор 180, табл. 7.3).
8.Чісло зубів провідних шестерень 1, 2, 3, 4, 5 передач: 14, 25, 34, 43, 52, (2, стор.180, табл. 7.3).
9. Передаточне відношення передач 1, 2, 3, 4, 5: 3,67; 2,10; 1,36; 1,00; 0,82; (1, дані виробника).
2.3 Проведення розрахунку
Таблиця 3 - Вихідні дані КПП
| Кількість ступенів коробки передач | 5 |
| Максимальний обертовий момент на вихідному валу, Н * м | 1631,7 |
| Радіус кочення колеса автомобіля, м | 0,33 |
| Передаточне відношення головної передачі | 3,9 |
| Кут нахилу зубів зубчастих коліс, град | 22 |
| Відносний пробіг на 1 передачі | 0,01 |
| Відносний пробіг на 2 передачі | 0,04 |
| Відносний пробіг на 3 передачі | 0,2 |
| Відносний пробіг на 4 передачі | 0,75 |
| Відносний пробіг на 5 передачі | 0,75 |
| Модуль зубчастого зачеплення 1 передачі, мм | 4,25 |
| Модуль зубчастого зачеплення 2 передачі, мм | 3,5 |
| Модуль зубчастого зачеплення 3 передачі, мм | 3,5 |
| Модуль зубчастого зачеплення 4 передачі, мм | 3,5 |
| Модуль зубчастого зачеплення 5 передачі, мм | 3,5 |
| Кількість зубів ведучої шестерні 1 передачі | 14 |
| Кількість зубів ведучої шестірні 2 передачі | 25 |
| Кількість зубів ведучої шестірні 3 передачі | 34 |
| Кількість зубів ведучої шестірні 4 передачі | 43 |
| Кількість зубів ведучої шестірні 5 передачі | 52 |
| Передаточне відношення 1 передачі | 3,67 |
| Передаточне відношення 2 передачі | 2,1 |
| Передаточне відношення 3 передачі | 1,36 |
| Передаточне відношення 4 передачі | 1,00 |
| Передаточне відношення 5 передачі | 0,82 |
| Міжосьова відстань, мм | 106 |
| Робоча ширина вінців зубчастих коліс, мм | 22 |
| Ширина підшипників, мм | 24 |
| Осьовий розмір зубчастої муфти і синхронізатора, мм | 78 |
| Осьовий розмір картера коробки передач, мм | 296 |
| Діаметр веденого валу (в середній частині), мм | 60 |
| Діаметр проміжного валу (в середній частині), мм | 51 |
| Діаметр ведучого валу в шлицевой частини, мм | 51 |
| Контактна напруга зубів 1 передачі, МПа | 76,02 |
| Контактна напруга зубів 2 передачі, МПа | 40,78 |
| Контактна напруга зубів 3 передачі, МПа | 25,92 |
| Контактна напруга зубів 4 передачі, МПа | 18,67 |
| Контактна напруга зубів 5 передачі, МПа | |
| Напруга вигину зубів 1 передачі, МПа | 146,1 |
| Напруга вигину зубів 2 передачі, МПа | 67,55 |
| Напруга вигину зубів 3 передачі, МПа | 36,52 |
| Напруга вигину зубів 4 передачі, МПа | 22,83 |
| Напруга вигину зубів 5 передачі, МПа | |
| Ресурс коробки передач за контактними напруженням, тис.км | 115,6 |
| Ресурс коробки передач по втомним напруженням, тис.км | 139,3 |
3 Розрахунок карданної передачі
Карданна передача автомобіля - це механізм трансмісії, що складається з одного або декількох карданних валів і карданних шарнірів, призначений для передачі крутного моменту між агрегатами, осі валів яких не збігаються або можуть змінювати своє відносне положення.
3.1 Алгоритм розрахунку карданної передачі
1. Критична частота обертання карданного валу:
де D і d - відповідно зовнішній та внутрішній діаметри карданного валу.
Lк - довжина карданного валу.
2. Максимальна частота обертання карданного валу:
де Uв-к - передавальне число від карданного валу до ведучих коліс.
Vamax - максимальна швидкість руху автомобіля.
3. Розрахунковий крутний момент на карданном валу на нижчій передачі в коробці передач:
M = M 1 · U 1,
де M 1 - крутний момент на ведучому валу коробки передач, для механічних трансмісій.
U 1 - передавальне число.
4. Визначення допустимої довжини карданного валу:
5. Напруга крутіння суцільного валу:
Мкmax - максимальний обертовий момент.
Uтр - передавальне число трансмісії на першій передачі.
6. Кут закручування карданного валу:
де Jo - момент інерції перерізу валу трубчастого:
суцільного:
3.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Розрахуємо висоту зубів шліців, середній радіус поверхні контакту зубів, плече умовно зосередженої сили, що діє в середині шипа, момент опору перерізу шипа, діаметр отвору в колючці хрестовини для змазування, силу, що діє на підшипник при розрахунковому моменті.
Висота зубів шліців:
де D - зовнішній діаметр шліців, D = 45;
d - внутрішній діаметр шліців, d = 40,6
Середній радіус поверхні контакту зубів:
Плече умовно зосередженої сили, що діє в середині шипа:
де H - розмір між торцями хрестовини, H = 57,17 мм;
L-для голки, L = 10 мм.
Момент опору перетину шипа:
де d ш - діаметр шипа, d ш = 0,0141 м;
d o - діаметр отвору для змащування;
Сила P p, що діє на підшипник при розрахунковому моменті:
де l k-відстань між серединами голчастих роликів протилежних карданних підшипників, l k -= 0,04717 м;
M-розрахунковий крутний момент на карданном валу:
Момент опору кручення труби карданного валу, коефіцієнт динамічності, полярний момент інерції перерізу, модуль пружності при крученні, довжина шліців, коефіцієнт, що враховує нерівномірний розподіл навантаження по зубам, плече "А" небезпечногоперетину у вилці карданного шарніра, момент опору вигину небезпечногоперетину вилки шарніра , плече "С" небезпечногоперетину у вилці карданного шарніра, момент опору кручення небезпечногоперетину вилки карданного шарніра, коефіцієнт прогину, поправочний коефіцієнт, що враховує кут установки карданного валу обрані згідно з рекомендаціями в [3].
Зовнішній діаметр перетину вала, внутрішній діаметр перетину вала, відстань між центрами карданів, передавальне число від карданного валу до провідних колесам, довжина труби карданного валу, відстань між серединами голчастих роликів, кут установки карданного валу, число голок підшипника, діаметр голки підшипника, довжина голки підшипника, частота обертання карданного валу при середній швидкості руху автомобіля обрані згідно з рекомендаціями в [2].
Максимальна швидкість руху автомобіля, радіус кочення колеса, крутний момент на ведучому валу коробки передач, передавальне число коробки передач обрані згідно з даними в [1].
3.3 Проведення розрахунку
Таблиця 7 - Вихідні дані для розрахунку карданної передачі
| Зовнішній діаметр перетину вала, мм | 70 |
| Внутрішній діаметр перетину вала, мм | 66 |
| Відстань між центрами карданів, мм | 785 |
| Максимальна швидкість руху автомобіля, км / год | 135 |
| Передаточне число від карданного валу до провідних колесам | 3.9 |
| Радіус кочення колеса, м | 0,33 |
| Крутний момент на ведучому валу коробки передач, Н * м | 114 |
| Передаточне число коробки передач на нижчій передачі | 3,67 |
| Момент опору кручення труби карданного валу, мм ^ 3 | 0,0141 |
| Коефіцієнт динамічності | 3 |
| Довжина труби карданного валу, м | 0,765 |
| Полярний момент інерції перерізу, мм ^ 4 | 0,0048 |
| Модуль пружності при крученні, МПа | 85000 |
| Число шліців | 17 |
| Висота зубів шліців, м | 0,0022 |
| Довжина шліців, м | 0,06 |
| Середній радіус поверхні контактів зубів, м | 0,0214 |
| Коеф-т, що враховує нерівномірний розподіл навантаження по зубах | 0,75 |
| Відстань між серединами голчастих роликів, мм | 47,17 |
| Кут установки карданного валу, град | 2 |
| Плече умовно зосередженої сили, що діє в середині шипа, м | 0,0186 |
| Момент опору перетину шипа, мм ^ 3 | 0,012 |
| Діаметр шипа хрестовини, м | 0,0141 |
| Діаметр отвору в колючці хрестовини для змазування, м | 0,000705 |
| Плече "А" небезпечногоперетину у вилці карданного шарніра, м | 0,005 |
| Момент опору вигину небезпечногоперетину вилки шарніра, мм ^ 3 | 0,008 |
| Плече "C" небезпечногоперетину у вилці карданного шарніра, м | 0,0023 |
| Момент опору крученню небезпечногоперетину вилки шарніра, мм ^ 3 | 0,008 |
| Число голок підшипника | 22 |
| Діаметр голки підшипника, мм | 2,4 |
| Довжина голки підшипника, мм | 10 |
| Частота обертання кард. валу при середній швидкості руху а / м, об / хв | 2600 |
| Коефіцієнт прогину | 1,1 |
| Сила діє на підшипник при розрахунковому моменті, Н | 23523 |
| Поправочний коеф-т, що враховує кут установки карданного валу | 4 |
| Критична частота обертання колінчастого валу, об / хв | 1561 |
| Максимальна частота обертання колінчастого валу, об / хв | 4228 |
| Допустима довжина колінчастого валу, мм | 452,5 |
| Розрахунковий крутний момент на карданном валу на нижчій передачі, Н * м | 418,4 |
| Напруга крутіння труби під дією розрахункового моменту, Па | 2,97 E +04 |
| Максимальний динамічний момент, Н * м | 1255 |
| Напруження кручення труби під дією динамічного моменту, Па | 8,90 E +04 |
| Кут закручування труби карданного валу, град | 1,35 E +04 |
| Напруга зминання бічних поверхонь шліців, Па | 11,62 |
| Умовно зосереджена нормальна сила, що діє в середині шипа, Н | 8875 |
| Напруга вигину шипа хрестовини в небезпечному перерізі, Па | 1,38 E +04 |
| Напруга зрізу шипа хрестовини в небезпечному перерізі, МПа | 57,01 |
| Напруга вигину в небезпечному перерізі вилки шарніра, Па | 5547 |
| Напруга зрізу в небезпечному перерізі вилки шарніра, Па | 2552 |
| Динамічна вантажопідйомність підшипника, кН | 6,134 |
| Пробіг автомобіля до виходу підшипника з ладу, тис.км | 158,5 |
4 Розрахунок головної передачі
Головна передача - механізм трансмісії автомобіля, що перетворює обертовий момент і розташований перед ведучими колесами автомобіля.
4.1 Алгоритм розрахунку головної передачі
a. Радіус середньої точки зуба провідної шестерні:
2. Радіус середньої точки зуба веденої шестірні:
де Z1 - число зубів ведучої шестірні;
Z2 - число зубів веденої шестерні;
L - довжина твірної ділильного конуса;
В1 - довжина зубів ведучої шестірні;
В - довжина зубів веденої шестерні;
β1 - кут нахилу гвинтової лінії;
Mn - розрахункове значення величини нормального зачеплення;
3. Половина кута при вершині конуса початкового провідної шестерні:
3. Половина кута при вершині конуса початкового веденої шестірні
4. Радіус кривизни зуба провідної шестерні:
5. Радіус кривизни зуба веденої шестірні:
6. Еквівалентне число зубів ведучої шестірні:
7. Еквівалентне число зубів веденої шестірні:
8. Торцевий крок по підставі конуса провідної шестерні:
9. Торцевий крок по підставі конуса веденої шестірні:
10. Окружна сила провідної шестерні:
11. Окружна сила веденої шестірні:
де Мр - розрахунковий крутний момент.
12. Осьова сила шестірні (i = 1 - ведучої, i = 2 - веденою):
13.Радіальная сила шестірні (i = 1 - ведучої, i = 2 - веденою):
14.Напряженіе вигину (i = 1 - ведучої, i = 2 - веденою):
де i 1 - передавальне число 1 - й передачі;
i R - передавальне число роздавальної коробки;
k D - коефіцієнт динамічності;
Y - коефіцієнт форми зуба.
15.Напряженіе зминання шестірні (i = 1 - ведучої, i = 2 - веденою):
16.Ресурс головної передачі:
де Rо - радіус кочення колеса.
R2 - розрахункове значення радіуса початкової окружності веденої шестірні:
4.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Розрахуємо довжину зубів ведучої шестірні, довжину зубів веденої шестерні.
Довжина зубів ведучої шестірні:
де L - довжина твірної ділильного конуса, L = 180.
Довжина зубів веденої шестірні:
Кут нахилу гвинтової лінії (BET 1), кут нахилу гвинтової лінії (BET 2), зсув осей (Е), кут зачеплення (AL), коефіцієнт динамічності (Kd) обрані згідно з рекомендаціями в [2, стор 249, таб.11.1] .
Передаточне число першої передачі (U1), передавальне число роздавальної коробки (Up), радіус кочення колеса (Ro), розрахунковий крутний момент (Mtr), максимальний обертовий момент (Me max) обрані згідно з даними виробника [1].
Кількість зубів ведучої шестірні (Z1), число зубів веденої шестірні (Z2) обрані згідно з рекомендаціями в [2, стор 249, таб.11.1].
4.3 Проведення розрахунку
Таблиця 7 - Вихідні дані для розрахунку головної передачі
| Довжина твірної ділильного конуса (L), мм | 180 |
| Кількість зубів ведучої шестірні (Z1) | 9 |
| Кількість зубів веденої шестірні (Z2) | 32 |
| Кут нахилу гвинтової лінії (BET 1), град | 51,17 |
| Кут нахилу гвинтової лінії (BET 2), град | 26,15 |
| Зміщення осей (Е), мм | 31,75 |
| Довжина зубів ведучої шестірні (B1), мм | 54 |
| Довжина зубів веденої шестірні (B2), мм | 50 |
| Кут зачеплення (AL), трад. | 16 |
| Передаточне число першої передачі (U1) | 3,67 |
| Передаточне число роздавальної коробки (Up) | 2.135 |
| Радіус кочення колеса (Ro), мм | 330 |
| Коефіцієнт динамічності (Kd) | 1,5 |
| Розрахунковий крутний момент (Mtr), Н * м | 114 |
| Максимальний обертовий момент (Me max), Н * м | 114 |
Таблиця 8 - Результати розрахунку головної передачі
| Радіус середньої точки зуба (Rср), мм | 41,42 |
| Радіус середньої точки зуба (Rср), мм | 106,6 |
| Половина кута при вершині конуса початкового (DEL1), град | 16,13 |
| Половина кута при вершині конуса початкового (DEL2), град | 76,27 |
| Радіус кривизни зуба (Ro1), мм | 27,8 |
| Радіус кривизни зуба (Ro2), мм | 129,8 |
| Еквівалентне число зубів (Ze1) | 34,86 |
| Еквівалентне число зубів (Ze2) | 160,6 |
| Торцевий крок по підставі конуса (Ts1), мм | 32,76 |
| Торцевий крок по підставі конуса (Ts2), мм | 23,4 |
| Окружна сила (P1), Н | 2,752 |
| Окружна сила (P2), Н | 1,07 |
| Осьова сила (Q1), Н | 3,462 |
| Осьова сила (Q2), Н | 0,456 |
| Радіальна сила (Rs1), кН | 2,029 |
| Радіальна сила (Rs2), кН | 0,5799 |
| Напруга вигину (SIG виг 1), МПа | 1,765 |
| Напруга вигину (SIG виг 2), МПа | 0,4287 |
| Напруга зминання (SIG см 1), МПа | 113,2 |
| Напруга зминання (SIG см 2), МПа | 73,36 |
| Ресурс головної передачі, тис. км. | 1,99 E +05 |
5 Розрахунок півосі
5.1 Алгоритм розрахунку півосі
Для повністю разгруженной півосі визначають тільки напрузі кручення.
1. При прямолінійному русі:
де R - величина нормальної реакції на внутрішній кінець півосі з боку диференціала.
m2 - максимальне значення коефіцієнта перерозподілу ваги.
G2 - вага, що доводиться на задній міст.
Wк = 0.2 · D 3 - момент опору при крученні.
2. При динамічному навантаженні:
де
B-відстань від середини зовнішнього опорного підшипника до вертикалі проходить через центр опорної площадки колеса.
L - довжина півосі.
Mдін = 0,5 · Ме · i1 · i0 · kд (1 + kб) - максимальний момент, переданий полуосью ведучого моста.
Ме - максимальний момент двигуна, Н * м;
i1, i0 - передавальні числа першої і головної передачі;
Kд - коефіцієнт динамічності (Kд = 1 ... 1,3);
КБ-коефіцієнт блокування.
для диференціала з малим внутрішнім тертям КБ = 0,1 ... 0,2;
підвищеного тертя КБ = 0,2 ... 0,6
блокованого КБ до 1.
5.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Коефіцієнт перерозподілу ваги, розрахунковий коефіцієнт поздовжнього зчеплення, розрахунковий коефіцієнт поперечного зчеплення, коефіцієнт динамічності, момент, що підводиться до півосі обрані згідно з рекомендаціями в [3].
Вага, що припадає на розраховується міст, радіус колеса, колія автомобіля обрані згідно з даними в [1].
Діаметр півосі, відстань від середини зовнішнього опорного підшипника до вертикалі, довжина півосі обрані згідно з рекомендаціями в [4, стор 143].
5.3 Проведення розрахунку
Таблиця 9 - Вихідні дані для розрахунку півосі
| Вага, що припадає на розраховується міст, Н | 7500 |
| Коефіцієнт перерозподілу ваги | 1,2 |
| Розрахунковий коефіцієнт поздовжнього зчеплення | 0,8 |
| Розрахунковий коефіцієнт поперечного зчеплення | 1 |
| Колія автомобіля, мм | 1400 |
| Коефіцієнт динамічності | 1,2 |
| Діаметр півосі, мм | 28 |
| Відстань від середини зовнішнього опорного підшипника до вертикалі, мм | 80 |
| Довжина півосі, мм | 605 |
| Радіус колеса, мм | 330 |
| Момент підводиться до півосі, Н * м | 114 |
| Максимальні сумарні напруги, МПа | 225,49 |
| Максимальний кут закручування, град | 0,77121 |
| Ресурс півосі, тис. км. | 13151 |
6 Розрахунок ресори
Пружний елемент підвіски виконує одночасно функції пружного елемента, що направляє пристрою і гасить пристрою.6.1 Алгоритм розрахунку багатоаркушевий ресори
Знаючи орієнтовна кількість аркушів n і число листів, рівних по довжині корінному листу n1, визначають:
1) Коефіцієнт форми ресори:
B = 1 -
2) Коефіцієнт збільшення прогину:
I =
Довжина корінних листів:
L =
де: Е - модудь пружності, (Е = 20.5 · 10 4 МПа);
f - статичний прогин ресори, визначається за обраним числа коливань підресореної маси nk;
Параметри ресори:
1) Момент інерції ресори:
J =
де: Р - навантаження на пружний елемент.
2) Число листів ресори:
n = 
3) Значення найбільшої напруги:
де: f д - динамічний прогин ресори.
Для отримання задовільною ємності підвіски значення f Д слід приймати рівними, а якщо це припустимо за конструктивними можливостям то більше, ніж статичний прогин f.
Вага ресори розраховуємо за формулою:
G p =
де: Y - постійна, що залежить від форми ресори.
Жорсткість ресори визначається за формулою:
C = P / f.
6.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Коефіцієнт збільшення прогину (I), коефіцієнт динамічності (K Я), модуль пружності при розтягуванні (Е), довжина активної ділянки ресори (L) обрані згідно з рекомендаціями в [5].
Навантаження на ресору (Р), навантаження на пружний елемент (Р), середня швидкість руху автомобіля (V ср) обрані згідно з даними в [3].
Число циклів навантаження, статичний коефіцієнт прогину (D d), вибрані згідно з рекомендаціями в [4].
Довжина ресори (L), ширина ресори (В), товщина ресори (Н), кількість аркушів, рівних по довжині корінному листом (N k) обрані згідно з рекомендаціями в [2].
6.3 Проведення розрахунку
6.3.1 Розрахунок малолистових ресори
Таблиця 11 - Вихідні дані для розрахунку малолистових ресори
Таблиця 12 - Результати розрахунку малолистових ресори
Звернувшись до [2] та [3], можна зробити висновок, що результати розрахунку задовольняють встановленим вимогам.
6.3.2 Перевірочний розрахунок малолистових ресори
Таблиця 13 - Вихідні дані для перевірочного розрахунку
Таблиця 14 - Результати перевірочного розрахунку
Звернувшись до [8] та [3], можна зробити висновок, що результати розрахунку задовольняють встановленим вимогам і дана малолистових ресорна підвіска придатна до експлуатації.
7 Розрахунок амортизатора
Амортизатор - пружний елемент підвіски.
7.1 Алгоритм розрахунку амортизатора
Поглинається потужність:
Максимальні зусилля передаються через амортизатор:
Р о = К о · V ам,
Р о = К о · V ам.
Площа зовнішньої поверхні амортизатора:
F =
Діаметр робочого циліндра:
D =
Площі поперечних перерізів каліброваних отворів клапанів віддачі і стиснення:
F o = V ам ·
F o = V ам ·
де, F п і F ш - площі поперечних перерізів поршня і штока, вони можуть бути прийняті:
F п =
F ш = 0,1 · F п.
7.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Коефіцієнт опору амортизатора при віддачі, коефіцієнт опору амортизатора при стисненні, швидкість переміщення поршня амортизатора, температура навколишнього середовища, тривалість роботи амортизатора, щільність рідини, температура навколишнього середовища, коефіцієнт витрати рідини, що проходить через калібровані отвори, довжина амортизатора, максимальна температура наружних стінок амортизатора, час роботи амортизатора взяті з [7].
Довжина амортизатора, діаметр амортизатора обрані згідно з рекомендаціями в [7].
7.3 Проведення розрахунку
7.3.1 Проведення проектувального розрахунку
Таблиця 14 - Результати проектувального розрахунку
Звернувшись до [4], можна зробити висновок, що результати проектувального розрахунку задовольняють встановленим вимогам.
7.3.2 Проведення перевірочного розрахунку
Таблиця 15 - Вихідні дані для перевірочного розрахунку
Таблиця 16 - Результати проектувального розрахунку
Звернувшись до [4], можна зробити висновок, що результати перевірочного розрахунку задовольняють встановленим вимогам і амортизатор придатний до експлуатації.
8 Розрахунок пружини
Пружина - пружний елемент підвіски.
8.1 Алгоритм розрахунку пружини
При підборі пружини використовуються наступні основні залежності:
Жорсткість пружини:
з у =
де: G - модуль пружності другого роду;
d - діаметр перетину витка;
D - середній діаметр пружини;
n - число робочих витків.
Напруження зсуву:
де: Fy - статичне навантаження;
Повне число витків:
N = n +2.
Середній діаметр пружини:
D = d · (7 ... 12).
8.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Модуль пружності зсуву приймемо рівним 78000 МПа.
Навантаження на пружний елемент, прогин пружини, діаметр дроту, число робочих витків пружини обрані згідно з даними в [7].
8.3 Проведення розрахунку
Таблиця 17 - Вихідні дані для розрахунку пружини
Таблиця 18 - Результати розрахунку пружини
Звернувшись до [3], можна зробити висновок, що результати розрахунку задовольняють встановленим вимогам і пружина придатна до експлуатації.
9 Розрахунок рульового управління
9.1 Алгоритм розрахунку рульового управління
1. Відносна передавальне число рульового управління визначається за співвідношенням кутів повороту рульового колеса та керованих коліс, вираженого рівнянням:
i 0 =
де: F - кут повороту рульового колеса;
a, b - кути повороту керованих коліс;
i, i '- кутове передавальне число рульового механізму і рульового приводу.
2. Силове передавальне число рульового управління (ip) визначається з рівності робіт на кермовому колесі і керованих колесах:
P · R · F =
де R - радіус рульового колеса;
r - радіус повороту керованих коліс;
Q - опір коліс повороту.
Звідси:
Конструкція рульового механізму та його особливості, наприклад, передавальне число, у великій мірі впливають на маневреність автомобіля, але недостатньо повно характеризують її, так як не враховую часу повороту автомобіля. Тому на додаток до них в якості одного з оціночних параметрів потрібно взяти час t протягом, якого відбувається поворот автомобіля.
3. Час повороту автомобіля (t), c:
t =
де S - довжина траєкторії повороту;
v - поступальна швидкість автомобіля на повороті;
R - радіус повороту (по центру заданої осі;
y - кут заданої осі.
9.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Радіус рульового колеса (R), радіус повороту керованих коліс (R1), довжина траєкторії повороту (S), поступальна швидкість автомобіля на повороті (Va), зусилля додається до рульового колеса (Pk), максимальний тиск в системі підсилювача (Pmax), маса автомобіля, що припадає на передні колеса обрані згідно з даними в [4].
Кут повороту рульового колеса (F), кут повороту правого керованого колеса (а), кут повороту лівого керованого колеса (b) вибрані згідно з рекомендаціями в [1].
9.3 Проведення розрахунку
Таблиця 19 - Вихідні дані для розрахунку рульового управління
3) Значення найбільшої напруги:
де: f д - динамічний прогин ресори.
Для отримання задовільною ємності підвіски значення f Д слід приймати рівними, а якщо це припустимо за конструктивними можливостям то більше, ніж статичний прогин f.
Вага ресори розраховуємо за формулою:
G p =
де: Y - постійна, що залежить від форми ресори.
Жорсткість ресори визначається за формулою:
C = P / f.
6.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Коефіцієнт збільшення прогину (I), коефіцієнт динамічності (K Я), модуль пружності при розтягуванні (Е), довжина активної ділянки ресори (L) обрані згідно з рекомендаціями в [5].
Навантаження на ресору (Р), навантаження на пружний елемент (Р), середня швидкість руху автомобіля (V ср) обрані згідно з даними в [3].
Число циклів навантаження, статичний коефіцієнт прогину (D d), вибрані згідно з рекомендаціями в [4].
Довжина ресори (L), ширина ресори (В), товщина ресори (Н), кількість аркушів, рівних по довжині корінному листом (N k) обрані згідно з рекомендаціями в [2].
6.3 Проведення розрахунку
6.3.1 Розрахунок малолистових ресори
Таблиця 11 - Вихідні дані для розрахунку малолистових ресори
| Навантаження на ресору (Р), Н | 3855 |
| Довжина ресори (L), м | 0,6 |
| Модуль пружності (Е), МПа | 201000 |
| Коефіцієнт збільшення прогину (I) | 1,75 |
| Ширина ресори (В), м | 0,06 |
| Товщина ресори (Н), м | 0,01 |
| Жорсткість ресори, МПа | 0,01108 |
| Статичний прогин, м | 0,38639 |
| Напруга в закладенні, МПа | 216,33 |
| Обсяг ресори, м ^ 3 | 0,23057 |
| Питома енергія деформації, Дж / м 3 | 37141 |
6.3.2 Перевірочний розрахунок малолистових ресори
Таблиця 13 - Вихідні дані для перевірочного розрахунку
| Число листів ресори (N) | 3 |
| Ширина листів ресори (B), м | 0,06 |
| Товщина листів ресори (Н), м | 0,01 |
| Коефіцієнт динамічності (K z), м | 1,8 |
| Число циклів навантаження * 10 ^ 6 (Nb) | 2 |
| Статичний коефіцієнт прогину (Dd) | 1,3 |
| Модуль пружності при розтягуванні (Е), ГПа | 210 |
| Довжина активної ділянки ресори (L), м | 0,6 |
| Число листів, рівних по довжині корінному аркушу (Nk) | 1 |
| Навантаження на пружний елемент (Р), Н | 3855 |
| Середня швидкість руху автомобіля (Vср), км / год | 60 |
| Напруга вигину ресори, МПа | 17,089 |
| Статичний прогин ресори, м | 0,058751 |
| Динамічний прогин ресори, м | 0,051001 |
| Загальний прогин ресори, м | 0,10375 |
| Нижча частота власних коливань, Гц | 1,7011 |
| Жорсткість ресори, Кн / м | 51,944 |
| Довговічність ресори, тис. км | 49,11 |
7 Розрахунок амортизатора
Амортизатор - пружний елемент підвіски.
7.1 Алгоритм розрахунку амортизатора
Поглинається потужність:
Максимальні зусилля передаються через амортизатор:
Р о = К о · V ам,
Р о = К о · V ам.
Площа зовнішньої поверхні амортизатора:
F =
Діаметр робочого циліндра:
D =
Площі поперечних перерізів каліброваних отворів клапанів віддачі і стиснення:
F o = V ам ·
F o = V ам ·
де, F п і F ш - площі поперечних перерізів поршня і штока, вони можуть бути прийняті:
F п =
F ш = 0,1 · F п.
7.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Коефіцієнт опору амортизатора при віддачі, коефіцієнт опору амортизатора при стисненні, швидкість переміщення поршня амортизатора, температура навколишнього середовища, тривалість роботи амортизатора, щільність рідини, температура навколишнього середовища, коефіцієнт витрати рідини, що проходить через калібровані отвори, довжина амортизатора, максимальна температура наружних стінок амортизатора, час роботи амортизатора взяті з [7].
Довжина амортизатора, діаметр амортизатора обрані згідно з рекомендаціями в [7].
7.3 Проведення розрахунку
7.3.1 Проведення проектувального розрахунку
Таблиця 13 - Вихідні дані для проектувального розрахунку
| Коефіцієнт опору амортизатора при віддачі, кН * с / м | 0,6 |
| Коефіцієнт опору амортизатора при стисненні, кН * с / м | 0,1 |
| Швидкість переміщення поршня амортизатора, м / с | 0,3 |
| Коефіцієнт тепловіддачі, Вт / м ^ 2 * До | 0,7 |
| Максимальна температура наружних стінок амортизатора, К | 493 |
| Температура навколишнього середовища, К | 297 |
| Коеф-т витрати рідини, що проходить через калібровані отвори | 0,09 |
| Щільність рідини, кг / м 3 | 0,0007 |
| Довжина амортизатора, м | 0,39 |
| Час роботи амортизатора, з | 3200 |
Таблиця 14 - Результати проектувального розрахунку
| Робота амортизатора, Дж | 6,37 E +05 |
| Площа поверхні амортизатора, м ^ 2 | 0,272 |
| Діаметр амортизатора, м | 0,1317 |
| Площа поршня, м ^ 2 | 0,0219 |
| Площа перерізу штока, м ^ 2 | 0,00216 |
| Площа отвору клапана віддачі, см ^ 2 | 2,52 E-16 |
| Площа перерізу клапана стиснення, см ^ 2 | 3,82 E-09 |
| Поглинається потужність, Вт | 198,5 |
7.3.2 Проведення перевірочного розрахунку
Таблиця 15 - Вихідні дані для перевірочного розрахунку
| Довжина амортизатора, м | 0,39 |
| Діаметр амортизатора, м | 0,14 |
| Щільність рідини, кг / м 3 | 0,0009 |
| Температура навколишнього середовища, К | 297 |
| Коефіцієнт опору амортизатора при віддачі, кН * с / м | 0,6 |
| Коефіцієнт опору амортизатора при стисненні, кН * с / м | 0,1 |
| Швидкість переміщення поршня амортизатора, м / с | 0,3 |
| Коефіцієнт тепловіддачі, Вт / м ^ 2 * До | 0,7 |
| Коеф-т витрати рідини, що проходить через калібровані отвори | 0,09 |
| Час роботи амортизатора, з | 3200 |
| Робота амортизатора, кДж | 637 |
| Поглинається потужність, Вт | 198,5 |
| Площа поверхні амортизатора, м ^ 2 | 0,284 |
| Максимальна температура зовнішніх стінок амортизатора, К | 493 |
8 Розрахунок пружини
Пружина - пружний елемент підвіски.
8.1 Алгоритм розрахунку пружини
При підборі пружини використовуються наступні основні залежності:
Жорсткість пружини:
з у =
де: G - модуль пружності другого роду;
d - діаметр перетину витка;
D - середній діаметр пружини;
n - число робочих витків.
Напруження зсуву:
де: Fy - статичне навантаження;
Повне число витків:
N = n +2.
Середній діаметр пружини:
D = d · (7 ... 12).
8.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Модуль пружності зсуву приймемо рівним 78000 МПа.
Навантаження на пружний елемент, прогин пружини, діаметр дроту, число робочих витків пружини обрані згідно з даними в [7].
8.3 Проведення розрахунку
Таблиця 17 - Вихідні дані для розрахунку пружини
| Навантаження на пружний елемент (P), Н | 4300 |
| Модуль пружності зсуву, МПа (рекомендується брати 78000 МПа) | 78000 |
| Прогин пружини (F), м | 0,00864 |
| Діаметр дроту (D), м | 0,15 |
| Число робочих витків пружини (I) | 6 |
| Жорсткість пружини, Н / м | 0,54697 |
| Повне число витків пружини | 8 |
| Середній діаметр пружини, м | 1,2 |
9 Розрахунок рульового управління
9.1 Алгоритм розрахунку рульового управління
1. Відносна передавальне число рульового управління визначається за співвідношенням кутів повороту рульового колеса та керованих коліс, вираженого рівнянням:
i 0 =
де: F - кут повороту рульового колеса;
a, b - кути повороту керованих коліс;
i, i '- кутове передавальне число рульового механізму і рульового приводу.
2. Силове передавальне число рульового управління (ip) визначається з рівності робіт на кермовому колесі і керованих колесах:
P · R · F =
де R - радіус рульового колеса;
r - радіус повороту керованих коліс;
Q - опір коліс повороту.
Звідси:
Конструкція рульового механізму та його особливості, наприклад, передавальне число, у великій мірі впливають на маневреність автомобіля, але недостатньо повно характеризують її, так як не враховую часу повороту автомобіля. Тому на додаток до них в якості одного з оціночних параметрів потрібно взяти час t протягом, якого відбувається поворот автомобіля.
3. Час повороту автомобіля (t), c:
t =
де S - довжина траєкторії повороту;
v - поступальна швидкість автомобіля на повороті;
R - радіус повороту (по центру заданої осі;
y - кут заданої осі.
9.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Радіус рульового колеса (R), радіус повороту керованих коліс (R1), довжина траєкторії повороту (S), поступальна швидкість автомобіля на повороті (Va), зусилля додається до рульового колеса (Pk), максимальний тиск в системі підсилювача (Pmax), маса автомобіля, що припадає на передні колеса обрані згідно з даними в [4].
Кут повороту рульового колеса (F), кут повороту правого керованого колеса (а), кут повороту лівого керованого колеса (b) вибрані згідно з рекомендаціями в [1].
9.3 Проведення розрахунку
Таблиця 19 - Вихідні дані для розрахунку рульового управління
| Кут повороту рульового колеса (F), град | 740 |
| Кут повороту правого керованого колеса (а), град | 38 |
| Кут повороту лівого керованого колеса (b), град | 38 |
| Радіус рульового колеса (R), м | 0,17 |
| Радіус повороту керованих коліс (R1), м | 5,5 |
| Довжина траєкторії повороту (S), м | 9 |
| Поступальна швидкість автомобіля на повороті (Va), м / с | 7 |
| Зусилля додається до рульового колеса (Pk), кг | 16 |
| Робочий об'єм силового циліндра підсилювача (V), м ^ 3 | 0,56 |
| Максимальний тиск в системі підсилювача (Pmax), кг / м ^ 2 | 0,71 |
| Маса автомобіля, що припадає на передні колеса, кг | 750 |
| Площа поршня силового циліндра, м ^ 2 | 0,56 |
Таблиця 20 - Результати розрахунку рульового управління
Звернувшись до [2], можна зробити висновок, що результати розрахунку задовольняють встановленим вимогам і рульове управління придатно до експлуатації.
10 Розрахунок гальмівного управління
10.1 Алгоритм розрахунку гальмівного управління
Коефіцієнт гальмівної ефективності - це відношення гальмівного моменту, створюваного гальмівним механізмом, до умовного приводного моменту:
де Мтор - гальмівний момент, H * м;
Р - сума приводних сил, H;
Rтор - радіус програми результуючої сил тертя, м.
Стабільність. Цей критерій характеризує залежність коефіцієнта
гальмівної ефективності від зміни коефіцієнта тертя.
Кращою стабільністю мають гальмівні механізми, що характеризуються лінійною залежністю. Уравновешаннимі є гальмівні механізми, в яких сили тертя не створюють навантаження на підшипники колеса.
Сталі уповільнення Jуст визначається:
де к - коефіцієнт зчеплення колеса з дорогою;
G - вага автомобіля, H.
Мінімальний гальмівний шлях S визначається:
де V - початкова швидкість автомобіля, м / c;
tc - час запізнювання гальм, c;
tn - час наростання уповільнення, c;
g - прискорення вільного падіння, m / c ^ 2;
За ГОСТ 22859-97, S для легкових і вантажних автомобілів відповідно 7,2 м, 25м.
Сумарна гальмівна сила P, (H) визначається:
Гальмівний момент Мт, (H * м) визначається:
де Vh - робочий об'єм двигуна, л
A, B - коефіцієнти коригування;
w - частота обертання коленвала, рад / с.
10.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Число гальмівних механізмів автомобіля, динамічний радіус колеса, радіус гальмівного барабана, товщина стінки барабана, ширина фрикційних накладок передніх коліс, ширина фрикційних накладок задніх коліс, сумарна площа фрикційних накладок, діаметр робочого гальмівного гідроциліндра, повна вага автомобіля, маса автомобіля, що припадає на гальмуючу вісь обрані згідно з рекомендаціями в [4].
Максимальний гальмівний момент передніх коліс, максимальний гальмівний момент задніх коліс розраховані відповідно до рекомендацій в [2].
Кут охоплення фрикційних накладок переднього моста, кут охоплення фрикційних накладок заднього моста, розрахунковий коефіцієнт тертя, швидкість руху автомобіля при гальмуванні обрані згідно з рекомендаціями в [2].
Нижня межа максимального уповільнення, відстань від лінії дії розтискних сил до опори, відстань від центру барабана до осі опори, кути несиметричності накладок передніх коліс, кути несиметричності накладок задніх коліс, маса барабана, питома теплоємність чавуну обрані згідно з рекомендаціями в [3].
| Відносна передавальне число рульового управління | 20 |
| Силове передавальне число рульового управління | 0,76 |
| Час повороту автомобіля, з | 1,25 |
| Ефективність за питомою зусиллю підсилювача, Н / кг | 0,00455 |
| Коеф-т питомої обсягу силового циліндра підсилювача, м ^ 3/кг | 0,005175 |
| Коефіцієнт потужності силового циліндра, Н * м | 0,2895 |
10 Розрахунок гальмівного управління
10.1 Алгоритм розрахунку гальмівного управління
Коефіцієнт гальмівної ефективності - це відношення гальмівного моменту, створюваного гальмівним механізмом, до умовного приводного моменту:
де Мтор - гальмівний момент, H * м;
Р - сума приводних сил, H;
Rтор - радіус програми результуючої сил тертя, м.
Стабільність. Цей критерій характеризує залежність коефіцієнта
гальмівної ефективності від зміни коефіцієнта тертя.
Кращою стабільністю мають гальмівні механізми, що характеризуються лінійною залежністю. Уравновешаннимі є гальмівні механізми, в яких сили тертя не створюють навантаження на підшипники колеса.
Сталі уповільнення Jуст визначається:
де к - коефіцієнт зчеплення колеса з дорогою;
G - вага автомобіля, H.
Мінімальний гальмівний шлях S визначається:
де V - початкова швидкість автомобіля, м / c;
tc - час запізнювання гальм, c;
tn - час наростання уповільнення, c;
g - прискорення вільного падіння, m / c ^ 2;
За ГОСТ 22859-97, S для легкових і вантажних автомобілів відповідно 7,2 м, 25м.
Сумарна гальмівна сила P, (H) визначається:
Гальмівний момент Мт, (H * м) визначається:
де Vh - робочий об'єм двигуна, л
A, B - коефіцієнти коригування;
w - частота обертання коленвала, рад / с.
10.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Число гальмівних механізмів автомобіля, динамічний радіус колеса, радіус гальмівного барабана, товщина стінки барабана, ширина фрикційних накладок передніх коліс, ширина фрикційних накладок задніх коліс, сумарна площа фрикційних накладок, діаметр робочого гальмівного гідроциліндра, повна вага автомобіля, маса автомобіля, що припадає на гальмуючу вісь обрані згідно з рекомендаціями в [4].
Максимальний гальмівний момент передніх коліс, максимальний гальмівний момент задніх коліс розраховані відповідно до рекомендацій в [2].
Кут охоплення фрикційних накладок переднього моста, кут охоплення фрикційних накладок заднього моста, розрахунковий коефіцієнт тертя, швидкість руху автомобіля при гальмуванні обрані згідно з рекомендаціями в [2].
Нижня межа максимального уповільнення, відстань від лінії дії розтискних сил до опори, відстань від центру барабана до осі опори, кути несиметричності накладок передніх коліс, кути несиметричності накладок задніх коліс, маса барабана, питома теплоємність чавуну обрані згідно з рекомендаціями в [3].
10.3 Проведення розрахунку
10.3.1 проектувальних розрахунків
Таблиця 21 - Вихідні дані для проектувального розрахунку гальмівного управління
10.3.1 проектувальних розрахунків
Таблиця 21 - Вихідні дані для проектувального розрахунку гальмівного управління
| Повна вага автомобіля, Н | 16500 |
| Число гальмівних механізмів автомобіля | 4 |
| Швидкість автомобіля, м / с | 8,5 |
| Динамічний радіус колеса, м | 0,33 |
| Нижня межа максимального уповільнення, м / с ^ 2 | 8 |
| Відстань від лінії дії розтискних сил до опори, м | 0,1325 |
| Радіус гальмівного барабана, м | 0,1443 |
| Товщина стінки барабана, м | 0,021 |
| Відстань від центру барабана до осі опори, м | 0,047 |
| Кути охоплення фрикційних накладок передніх коліс, град | 100 |
| Кути охоплення фрикційних накладок задніх коліс, град | 100 |
| Кути несиметричності накладок передніх коліс, град | 30 |
| Кути несиметричності накладок задніх коліс, град | 30 |
| Ширина фрикційних накладок передніх коліс, м | 0,1 |
| Ширина фрикційних накладок задніх коліс, м | 0,1 |
| Сумарна площа фрикційних накладок, м ^ 2 | 0,191 |
| Плече програми розтискних сил, м | 0 |
| ККД кулачкового приводу | 0 |
| Ефективна площа діафрагми гальмової камери або циліндра, м ^ 2 | 0 |
| Довжина приводного важеля кулачкового валу, м | 0 |
| Діаметр робочого гальмівного гідро-, пневмо-циліндра, м | 0,0248 |
| Максимальний гальмівний момент передніх коліс, Н * м | 25,038 |
| Максимальний гальмівний момент задніх коліс, Н * м | 25,038 |
Таблиця 22 - Результати розрахунку гальмівного управління
| Необхідні значення гальмівних моментів передніх коліс, Н * м | 880,1 |
| Необхідні значення гальмівних моментів задніх коліс, Н * м | 1787 |
| Розтискні сили передніх гальм. механізмів (самопріжімная колодка), кН | 2095 |
| Розтискні сили передніх гальм. механізмів (самоотжімная колодка), кН | -2095 |
| Розтискні сили задніх гальм. механізмів (самопріжімная колодка), кН | 4254 |
| Розтискні сили задніх гальм. механізмів (самоотжімная колодка), кН | -4254 |
| Максимальне значення тиску повітря (на передніх колесах), кН / м ^ 2 | 0 |
| Максимальне значення тиску повітря (на задніх колесах), кН / м ^ 2 | 0 |
| Максимальне значення тиску рідини (на передніх колесах), кН / м ^ 2 | 4,52 E +06 |
| Максимальне значення тиску рідини (на задніх колесах), кН / м ^ 2 | 9,18 E +06 |
| Питома робота тертя, Дж | 2,46 E +04 |
| Питома потужність тертя, Вт | 1,67 E +05 |
| Підвищення температури гальмівного барабана, град С | 0 |
| Підвищення температури передніх коліс, град С | 1,48 E +06 |
| Підвищення температури задніх коліс, град С | 1,48 E +06 |
| Середнє питомий тиск між барабаном | 0 |
| і гальмівними накладками передніх коліс, Н / м ^ 2 | 343,6 |
| і гальмівними накладками задніх коліс, Н / м ^ 2 | 343,6 |
| Коефіцієнт KF | 8,64 E +04 |
11 Розрахунок несучої частини автомобіля
11.1 Алгоритм розрахунку несучої частини автомобіля
Граничні динамічні навантаження характеризуються коефіцієнтом динамічної навантаження:
де Рд - динамічне навантаження на раму,
РСТ - статичне навантаження.
Значення коефіцієнтів динамічного навантаження:
- Для вантажних автомобілів: 2 ... 2,5;
- Для автобусів: 1,5 ... 2;
- Для легкових автомобілів: 1,1 ... 1,5.
При русі по нерівній дорозі в рамі виникають згинальні і крутний навантаження. Сумарний перекіс ALF передньої і задньої осі викликає кутову деформацію передньої і задньої підвіски автомобіля на кут ALFп і закручування рами на кут ALFр, виміряний на довжині бази автомобіля, при цьому:
ALFп + ALFр = ALF,
де ALFп = Mкр / CП;
ALFр = Mкр / Cp;
CП - кутова жорсткість підвіски;
Ср - жорсткість рами.
Звідси:
Величина Сп / Ср для вантажних автомобілів близько 0,5 ... 1,5;
для автобусів та легкових автомобілів більше 4.
ALFр = 3 ... 4 градуса при русі по нерівних дорогах, але при відриві коліс від поверхні дороги рама може закручуватися на кут до 10 ... 15 градусів.
У цьому випадку:
де В1 - колія, м;
G1 - навантаження на вісь, Н.
При крученні рами лонжерони і поперечено відчувають складне навантажувальний стан: поперечні перерізи стають неплоских (явище депланаціі перерізів). Міра депланаціі:
де dQ - кут закручування;
z - розрахункова довжина при закручуванні.
Виникаючі при обмеженому крученні нормальні напруги виражаються через особливий силовий чинник - бімомент:
При введенні поняття бімомента основні формули вигину та з туги кручення аналогічні і наведені нижче.
11.2 Обгрунтування вибору вихідних даних
Колія автомобіля (В1), база автомобіля (Z), навантаження на вісь (G1) обрані згідно з даними в [1].
Товщина полиці профілю (S), висота профілю (H), ширина полиці профілю (В), момент опору вигину (W X) обрані згідно з рекомендаціями в [3].
11.3 Проведення розрахунку
Таблиця 25 - Вихідні дані для розрахунку несучої частини
| Колія автомобіля (В1), м | 1,400 |
| База автомобіля (Z), м | 2,200 |
| Навантаження на вісь (G1), Н | 7500 |
| Товщина полиці профілю (S), м | 0,004 |
| Висота профілю (H), м | 0,17 |
| Ширина полиці профілю (В), м | 0,052 |
| Момент опору вигину (WX), м ^ 3 | 3,73 E-05 |
| Сумарна напруга, МПа | 442,4 |
| Момент інерції перерізу при крученні, м ^ 4 | 6,36 E-09 |
| Секторальних момент інерції, м ^ 5 | 3,10 E-07 |
| Максимальний обертовий момент, кН * м | 5,25 |
| Згинальний момент, кН * м | 16,5 |
| Кут закручування рами, град | 6,077 |
Література
1. Автомобілі ВАЗ 21213, 21214. Керівництво з ремонту й технічному обслуговуванню / Под ред. Ю.В. Кудрявцева, М.: РусьАвтокніга, 2004.-304 с.
2. Довідник "Проектування трансмісії автомобіля", під ред. Гришкевич А.І. , М. : Машинобудування, 1984-272 с., Іл.
3. Лукін П.П та ін "Конструювання та розрахунок автомобіля", М,: Машинобудування, 1984-376 сю, мул.
4. Осепчугов В.В. Фрумкін А.К. "Автомобіль 'М,: Машинобудування, 1989.-304 с, іл.
5. Довідковий матеріал програми Auto V2.0.