ОСНОВЫ РАСЧЁТА СИСТЕМ АВТОМОБИЛЕЙ, ОБЕСПЕЧИВАЮЩИХ БЕЗОПАСНОСТЬ ДВИЖЕНИЯ

Введение 3 Расчет рулевой системы 4 Рулевые механизмы 6 Расчет рабочей пары «рейка-зубчатый сектор» 6 Расчет рулевого привода 8 Расчет рулевой сошки 8 Расчет шарового пальца 9 Расчет рулевых тяг 10 Кинематические соотношения элементов рулевой трапеции 11 Тормозное управление 12 Тормозные системы 12 Тормозные механизмы 13 Тормозные приводы 13 Оценочные характеристики тормозных систем 14 Список литературы 15

Введение

В виду современного состояния автомобилизации народного хозяйства, для обеспечения оптимальных условий эксплуатации автотранспортных средств, необходимо наличие специалистов данного профиля с высоким уровнем подготовки, позволяющей решать сложные технические задачи. Работа в современных условиях требует от специалистов достаточно полных знаний в части протекания рабочих процессов в системах, агрегатах и узлах, обеспечивающих безопасность движения при эксплуатации транспортных средств. К системам автомобилей, обеспечивающих безопасность движения, в первую очередь относятся системы рулевого управления и тормозов, колесного движителя, несущей системы, а также светотехническое оборудование. В меньшей степени в обеспечении безопасности движения участвуют также агрегаты трансмиссии: сцепление, коробка передач, главная и карданная передачи, подвеска. Рисунок 1

Расчет рулевой системы

Исходной величиной для расчета рулевого механизма является момент (Мц) на поворотной цапфе сопротивления повороту управляемых колес в наиболее неблагоприятных условиях: на месте, на сухой шероховатой поверхности при полностью нагруженном автомобиле: М_ц=(m_1∙g)/η_ц ∙(0,14∙φ∙r_к+f∙а), где m1 – часть максимальной разрешенной массы автомобиля, приходящейся на управляемый мост, кг; g – ускорение свободного падения, g = 9,8 м/с2; ηц – коэффициент, учитывающий потери на трение в узлах поворота цапф, обычно ηц = 0,9 … 0,95; принимаем ηц = 0,95; φ – коэффициент сцепления колес с дорогой, для рассматриваемых условий принимаем φ = 0,6; rк – радиус качения колеса, rк = 0,56 м; f – коэффициент сопротивления качению колеса, для рассматриваемых условий принимаем f = 0,0165; а – плечо обкатки колеса, а = 0,008 м. Для вычисления Мц необходимо предварительно определить значение массы m1: m1 и m2 – части максимальной разрешенной массы mmax автомобиля, приходящиеся на переднюю и заднюю оси: m_1∙(l_1+l_2 )=l_2∙m_max m_1=2,045/(1,32+2,045)∙15500=9420 кг m_2=15500-9420=6080 кг М_ц=(6080∙9,8)/0,95∙(0,14∙0,6∙0,56+0,0165∙0,008)=2958,63 Окружное усилие, прикладываемое водителем к рулевому колесу для преодоления момента Мц, может быть определено по выражению: P_рк=М_ц/(R_рк∙U_дру∙η_pn ), ηрм – КПД рулевого механизма в прямом направлении, обычно находящийся в пределах 0,75 … 0,85. Принимаем 0,85; ηрп – КПД рулевого привода, обычно находящийся в пределах 0,9-0,95. Принимаем 0,95. Находим: η_pу=0,85∙0,95=0,81 Ugpy – динамическое передаточное число рулевого управления: U_дру=U_pm∙U_pn, U_pm — угловое передаточное число рулевого механизма, 20; U_pп – передаточное число рулевого привода, 1,0. U_дру=20∙1=20 P_рк=2958,63/(0,5∙20∙0,81)=365 Н 365Н > 200 Н, необходима установка усилителя. Рулевые механизмы Рулевой механизм является механическим редуктором, осуществляющим передачу момента от рулевого колеса к валу сошки с требуемым угловым передаточным числом, определяемым по отношению угла поворота рулевого колеса αр к углу поворота вала сошки αс: U_рм=α_р/α_с α_с=α_р/U_рм =720/20=〖36〗^0 Конструкция рулевого механизма должна обеспечивать как можно более высокий КПД в прямом направлении ηпр при передаче усилия от рулевого колеса к сошке и несколько меньший ηобр в обратном направлении для снижения толчков от неровностей дороги на рулевом колесе. Реечные рулевые механизмы имеют постоянное передаточное число, обладают КПД в прямом направлении ηпр=0,8 … 0,85 и обратном ηобр=0,5 … 0,6.

Расчет рабочей пары «рейка-зубчатый сектор»

Напряжения изгиба рабочих поверхностей рейки и сектора определяем по формуле: σ_из=(Р_ок∙〖cosβ〗_з)/(〖π∙b〗_с∙m_н∙y∙К_пз ) где Рок – окружная сила в зоне зацепления на зубьях сектора, Н; β3 – угол конусности зубьев, находящийся в пределах β3 = 3 … 50 (примем 40); вс – длина контактной линии зацепления зубьев, М; у – коэффициент формы зуба, у = 0,101; Кпз – коэффициент перекрытия зубьев 1,15. Р_ок=(М_рк∙U_рм)/R_c Где Мрк – момент на рулевом колесе; Uрм – передаточное число рулевого механизма; Rс – радиус длительной окружности зубьев сектора. М_рк=P_рк∙R_рк=365∙0,5=182,5 Н м Р_ок=(М_рк∙U_рм)/r_с +ρ_м∙F_п F_п=(π∙(D_п^2-d_в^2))/4=(π∙(〖0,05〗^2-〖0,02〗^2))/4=〖0,0016〗^2 м Р_ок=(182,5∙20)/0,040+7,0∙0,0016=91250,01 Н σ_из=(Р_ок∙〖cosβ〗_з)/(〖π∙b〗_с∙m_н∙y∙К_пз ) σ_из=(Р_ок∙〖cosβ〗_з)/(П_вс∙m_н∙y∙К_пз )=131298765 Н/м^2 =131,3 МПа<[σ_из ]=250 МПа Для изготовления рейки и сектора применяются стали типа 12ХН3А, 40Х, 25ХГМ с последующей упрочняющей обработкой. Проверка работоспособности вала сошки осуществляется по напряжениям кручения, определяемым по формуле: τ_кр=(Р_ок∙r_с)/W_вс где Wвс – полярный момент сопротивления сечения вала сошки, определяемый по формуле: W_вс=(π∙d_вс^3)/16 Где dвс – диаметр вала сошки в наименьшем сечении, м. Подставляя Wвс в τкр, получим: τ_кр=(16∙Р_ок∙r_с)/(π∙d_вс^3 )≤[τ_кр ] а_вс≥∛((16∙P_ок∙r_с)/(π∙[τ_кр ] ))=∛((16∙91250,01∙0,040)/(π∙300∙〖10〗^6 ))=0,039 м Принимаем dвс = 40 мм – диаметр вала сошки в наименьшем сечении.

Расчет рулевого привода

К элементам рулевого привода относятся рулевая сошка, рулевые тяги, поворотные рычаги. Передаточное отношение рулевого привода определяется отношениями длин его элементов и обычно находится в пределах Uрп = 0,95 … 1,2.

Расчет рулевой сошки

Рулевая сошка выполняется в виде элемента прямоугольного или элипсного в поперечном сечении профиля, испытывающего напряжения изгиба и кручения на плече длины шарового пальца. При повороте рулевой сошки усилие прикладываемое к шаровому пальцу Рш определяется отношением момента на валу сошке Мвс к длине сошки lс: P_ш=М_вс/l_c Момент на валу сошки определяем по величинам момента на рулевом колесе Мкр и передаточного числа рулевого механизма Uрм: М_вс=М_рк∙U_рм М_вс=182,5∙20=3650 Н м Отсюда: P_ш=3650/0,18=20,28 кН Напряжение изгиба в зоне наименьшего сечения рулевой сошки определим по формуле: σ_из=(P_ш∙l_c)/W_и где Wи – осевой момент сопротивления сечения рулевой сошки изгибу, м3; Для эллипсного поперечного сечения W_и=(а^2∙b)/32=(〖0,033〗^2∙0,025)/32=0,008∙〖10〗^(-5) м^3 Напряжение кручения в материале рулевой сошки: τ_кр=(P_ш∙r_шп)/W_кр где Wкр – полярный момент сопротивления сечения рулевой сошки кручению, м3; для эллипсного сечения W_кр=(a∙b^2)/16=(0,033∙〖0,025〗^2)/16=0,12∙〖10〗^(-7) м^3 отсюда τ_кр=(20,28∙0,06)/(0,12∙〖10〗^(-7) )=101,4 МПа Расчет шарового пальца Из всех шаровых пальцев рулевой трапеции наиболее нагруженным является палец рулевой сошки. Для расчета шарового пальца необходимо определить Рм: Р_м=М_вс/l_c ; М_вс=М_рк∙U_рм Р_м=(М_кр∙U_рм)/l_c =(182,5∙20)/0,18=20277,8 С учетом известных допускаемых напряжений по видам нагружений определим диаметр dс стержня пальца: а) по напряжениям изгиба: d_c=∛((32∙Р_м∙r_и)/(π∙[σ_из ] ))=∛((32∙20277,8∙0,03)/(π∙400∙〖10〗^6 ))=0,025 м б) по напряжениям среза d_c=∛((4∙Р_м)/(π∙[τ_ср ] ))=∛((4∙20277,8)/(π∙25∙〖10〗^6 ))=0,015 м Принимаем dс = 15 мм.

Расчет рулевых тяг

Тяга, сочлененная с шаровым пальцем, воспринимает напряжение сжатия и продольного изгиба от нагружающего усилия Рм. Из уравнения δ_у=(π^2∙Е∙J_т)/(Р_м∙l_т^2 ) найдем Jт при lт=втр=1,6 м J_т=(δ_у∙Р_м∙l_т^2)/(π^2∙Е)=(2,5∙20277,8∙〖1,6〗^2)/(π^2∙210∙〖10〗^9 )=6,26 ∙〖10〗^(-8) м^4 J_т=(π∙(D_т^4-α_т^4 ))/64=(π∙(D_т^4-(D_т-2∙S_т)∙4))/64=(π∙D_т^4∙[1-(1-(2∙S_т)/D_т )∙4])/64=(π∙D_т^4)/64∙[1-(1-(2/D_т )/S_т )∙4] где Jт – экваториальный момент инерции поперечного сечения тяги; Е – модуль упругости Е=210 Гпа; lт – длина рулевой тяги, м; δ — запас устойчивости тяги, δ = 2,5; Dт – наружный диаметр рулевой тяги; d1 – внутренний диаметр трубчатого сечения рулевой тяги; Fт – площадь поперечного сечения трубы рулевой тяги. По ГОСТ 8734-75 тонкостенными трубами являются трубы при и трубы диаметром 20 мм и менее со стенкой 1,5 мм. Выбираем трубу с D_н/S=12,5 тогда:

Кинематические соотношения элементов рулевой трапеции

Рулевая трапеция должна обеспечивать поворот управляемых колес на углы, соответствующие радиусам траекторий их качения относительно центра поворота автомобиля без бокового проскальзывания в пятне контакта с дорогой. Целью кинематического расчета рулевой трапеции является определение соотношений длин основания рулевой трапеции Втр и bтр, а также углов наклона φ поворотных рычагов. L = 4,2 м – продольная база автомобиля; В = 2,5 м – поперечная база (колея); Втр = 2,08 м – расстояние между осями поворота колес. l_тр=0,7∙L=0,7∙4,2=2,94 м tgφ=(2∙l_тр)/B_тр =(2∙2,94)/2,08=2,8 φ=arctg2,8=〖70,35〗^0 b_тр=B_тр/(1+2∙l_р/B_тр ∙cosφ)=2,08/(1+2∙0,14∙cos〖70,35〗^0 )=1,9 м При l_р/(b_тр=0,14) где lр – длина поворотного рычага = 0,14∙bтр = 0,14∙1,9 = 0,27 м Принимаем bтр = 1,9 м; lр = 0,27 м. ctgθ_н-ctgθ_в=B_тр/L=2,08/4,2=0,49 Из этого соотношения следует, что при повороте внутреннего колеса на предельный угол θв = 400 наружное колесо должно повернуться на угол θн = 30,60 для исключения проскальзывания в площади контакта с дорожной поверхностью.

Тормозное управление

Тормозное управление предназначено для вынужденного замедление автомобиля с требуемой интенсивностью вплоть до полной остановки, а также обеспечения его неподвижного положения при стоянке.

Тормозные системы

Тормозные моменты, прикладываемые к каждому из передних колес Мт1 и к каждому из задних колес Мт2 могут быть определены по следующим формулам: М_т1=(m_a∙g∙(b+K_ит∙h_g)∙φ_x∙r_к)/(2∙L) М_т2=(m_a∙g∙(а+K_ит∙h_g)∙φ_x∙r_к)/(2∙L) mа – максимально разрешенная масса автомобиля, кг, mа = 1500 кг; а и в – расстояния центра масс автомобиля, соответственно до передней и задней осей, м, а = 1,9 м, в = 2,3 м; hg – высота центра масс автомобиля от поверхности дороги, м, hg = 0,8 м; Кит – коэффициент интенсивности торможения, учитывающий наличие регулятора тормозных сил, Кит = 0,5; φх – коэффициент сцепления колес с дорогой в продольном направлении в тормозном режиме, φх = 0,6; rк – динамический радиус качения колеса, м, rк = 0,56 м; L – продольная база автомобиля, м, L = 4,2 м. М_т1=(15500∙9,8∙(2,3+0,5∙0,8)∙0,6∙0,56)/(2∙4,2)=16405 Н М_т2=(15500∙9,8∙(1,9+0,5∙0,8)∙0,6∙0,56)/(2∙4,2)=13975 Н

Тормозные механизмы

На автомобиле установлены фрикционные тормозные механизмы колодочного типа. На передней и задней осях – барабанные тормоза. Для заднего барабанного тормозного механизма среднее удельное давление на фрикционную накладку определим по формуле: Р_1=y/(R_δ∙β_н∙β_1 )=152950/(0,2∙0,04∙2)=9550000=9,5 Мпа Р_2=y_2/(R_δ∙β_н∙β_2 )=50980/(0,2∙0,04∙1,6)=3982812=3,98 Мпа Коэффициент эффективности: К_этδ=М_т2/(2∙P∙R_δ )=13975/(2∙72000∙0,1)=0,97

Тормозные приводы

В современных автомобилях применяются пять типов тормозных приводов: 1) механический (ручной стояночный тормоз легковых автомобилей); 2) гидравлический (рабочий на большинстве автомобилей до 10 тонн); 3) пневматический (рабочий на грузовых автомобилях свыше 10 тонн); 4) пневмогидравлический (военная техника); 5) электропневматический (железнодорожный транспорт). P_шmax=72000/(7,0∙0,9)=11,4 кН F_м=P_шmax/ρ_вmax =(π∙(D_м^2+D_м∙d_м+d_м^2))/12=11,4/1=11,4 v_тк=11,4∙0,04=0,46 v_т=2 v_в=2∙1,4=2,8 v_к=6∙v_т=6∙2=12

Оценочные характеристики тормозных систем

Эффективность работы тормозных систем производится по следующим характеристикам: тормозной путь; замедление; нагрев исполнительных механизмов; удельная работа трения тормозных механизмов. Тормозной путь определяем по формуле: L_т=(К_д∙v_a^2)/(254∙К_эт∙φ_х ) где Кд – коэффициент учета дорожных условий (для горизонтальной дороги при отсутствии ветра Кд = 1); Кэт – коэффициент эффективности тормозных механизмов, Кэт = 1; Vа – скорость автомобиля в момент начала торможения, км/ч, Vа = 40 км/ч; φх – коэффициент сцепления колес с дорогой в продольном направлении в режиме торможения, φх = 0,6. L_т=(1∙〖40〗^2)/(254∙1∙0,6)=10,5 м Замедление определяем по формуле: J_з=К_эт∙φ∙g=1∙0,6∙9,8=5,88 м/с^2 ∆T=(m_a∙v_a^2)/(2∙∑▒〖m_б∙с_б 〗)=(15500∙〖40〗^2)/(2∙80∙480)=322 К J_тр=(15500∙〖40〗^2)/800=31000 Дж/〖см〗^2

Список литературы

1. Волков В. С. основы расчета систем автомобилей, обеспечивающих безопасность движения: методическое руководство с выполнению курсовой работы. 2. Волков В. С. Проектирование шасси автомобиля: учебное пособие. – Воронеж, ВГЛТА, 2001.