Разработка задних дисковых тормозов легкового автомобиля

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПРИБОРОСТРОЕНИЯ И ИНФОРМАТИКИ Кафедра:"Автомобили и бортовые информационноуправляющие системы"

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДИСЦИПЛИНЕ

«Методы расчета МГ и КМ»

Тема: Разработка задних дисковых тормозов легкового автомобиля СТУДЕНТ Терёхин С.А.

РУКОВОДИТЕЛЬ ПРОЕКТА Меркулов А.В.

МОСКВА 2014 г Дано:

ma=1550 кг — Полная масса автомобиля ;

Va=185 км/ч — Максимальная заданная скорость движения автомобиля;

м/с2 — Коэффициент свободного падения;

fo=0,012 — Коэффициент сопротивления качению шин при минимальной скорости;

W=0,367 Н? с2/м4 — Коэффициент обтекаемости;

F=2 м2 — Лобовая площадь автомобиля;

175/65 R14 — Маркировка шины

mш =7 кг — масса шины

Ky = 1.15 — коэффициент увеличения мощности;

Значения устойчивых частот вращения двигателя:

nмин = 1000 мин; nN = 5600 мин; nV = 6200 мин;

iдоп = 1 — дополнительное передаточное число ;

ц = 0.6 — коэффициент сцепления;

mG = 0.66 — коэффициент перераспределение радиальных реакций по ведущим осям в режиме разгона массы автомобиля;

1. Аналитическое построение внешней скоростной характеристики двигателя

1.1 Определение максимальной мощности силовой установки Найдём численную величину веса автомобиля:

Н

Ga==15 200,25 Н

Сопротивление, приведённое к колёсам автомобиля, выражается через эмпирическую зависимость в общем виде:

f? = 0,160 056 601

В точке максимальной скорости движущая сила и сила сопротивления равны.

При этом суммарная сила сопротивления от дороги и окружающей среды на колёсах равна:, Н

Н В точке максимальной скорости движущая сила и сила сопротивления равны.

Pд = Pс = Н Вычислим мощность на ведущих колёсах Nк, v при Vмакс.

кВт

кВт

Эффективная мощность двигателя Ne, v и мощность Nк, v связаны через общий к.п.д. трансмиссии (Узтр, п). Принимаем, что автомобиль с колёсной формулой 4×2 имеет в перечне агрегатов трансмиссии трехвальную коробку передач с прямой передачей.

Обращаясь к пояснениям рис. находим Узтр, п на прямой передаче Узтр, п = 0,98· 0,96 = 0,9408 0,941

Эффективная мощность двигателя при максимальной скорости движения автомобиля равна:

кВт Определение опорных точек для внешней скоростной характеристики ДВС Потребуем от автомобиля более динамичного разгона. С этой целью зададим коэффициент увеличения мощности Кy = 1,15 и найдём максимальную мощность силовой установки NN.

NN = Ne, v · Кy, кВт

NN = · 1,15=152,792 кВт Внешняя скоростная характеристика ДВС, при описании этой зависимости аналитическим выражением, от выбора типа автомобиля может иметь две или три опорные точки. Коэффициент Ку задан больше единицы, что означает введение в расчёт ещё одной опорной точки-1. Третью точку Nmin вычислим, принимая Kmin = 0,15

Nmin= NN· Kmin, кВт

Nmin= 22,919 кВт

1.2 Построение внешней скоростной характеристики двигателя Имея бензиновых двигателей используем формулу Лейдермана с коэффициентами: а=1, b=1 и с=-1. Для того чтобы избежать неточности, отыщем искомую зависимость, разбив её на два участка: левую ветвь и правую ветви с общим максимальным значением ординаты для двух кубических парабол. Так как в действительности величина максимальных и минимальных оборотов «плавают» относительно nN, и через две точки можно провести только одну кубическую параболу с фиксированными коэффициентами (а, b, c,), найдём значение этих коэффициентов для двух кубических парабол — левой и правой с одними и тем же значением максимума NN при nN.

nмин = 1000 мин; nN = 5600 мин; nV = 6200 мин .

Вычислим коэффициенты для левой и правой ветви.

Для левой ветви:

к1л = = 0,16; к2л = (0,16) = 0,025; к3л = (0,16) =0,004;

б = = 0,15

cл = = -1,288 955 694;

bл =-1−2*(-1,288 955 694) = 1,577 911 389; aл = 2+ (-1,288 955 694) = 0,711 044 306

Проверка: -1,288 955 694+1,577 911 389+0,711 044 306= 1

Для правой ветви:

к1п = =0,9; к2п = (0,9)2 = 0.81; к3п =(0.9)3 = 0.72;

б п = = 0,87

cп = =-7,37; bп =-1−2 * (-7,37) = 4,37;

aп = 2−7,37= -5,37

Проверка: -7,37+ 4,37 — 5,37 = 1.

разбивая интервалы по оборотам верхней ветви на 11 участков и нижней на 6 участка (Дnл= 400 мин, Дnп= 150 мин), в результате вычислений, приводят к определению значений мощности и момента в заданных точках.

Эффективная мощность и крутящий момент двигателя в функции оборотов

Ne, i = NN•[ a· ], кВт

Me, i = (Ne, i*30*1000)/ (р*ne, i), Н* м

Таблица 1

Внешняя скоростная характеристика ДВС.

Статический радиус колеса находим по эмпирическому равенству.

Маркировка шины 175/65 R14

r= 0,5· 14·25,4 + 0.65· 175·0,8 = 268,8 мм.

По уравнению искомая величина радиуса качения равна

rк = 268,8· 1,05 = 282,24 мм.

Полученное значение rк является необходимой составляющей при определении передаточного числа главной передачи i.

V = = 659,35 км/ч, и далее по равенству находим Находим главную передачу

i= = 3,56

Постоянное передаточное число главной передачи i в трансмиссии предназначено для увеличения крутящего момента двигателя, подводимого к ведущей оси, и согласования максимальной линейной скорости движения автомобиля с максимальными оборотами двигателя при этой скорости.

1.3 Определение передаточных чисел в механической коробке передач Найдём величины передаточных чисел в коробке передач, используя закон геометрической прогрессии. Зададим число разгонных ступеней в трёхвальной механической коробке передач n=4, с прямой передачей (i =1) с назначением ряда необходимых вспомогательных параметров, получим численный результат. Вспомогательные параметры: m =0,66; =0,85; Узтр, 1 = 0.98 0.98 0.96=0,921 984 0,922; i =1; Me, м. Отметим, в переменной Узтр, 1 — к.п.д. трансмиссии на первой передаче в формировании потерь участвует два зацепления в коробке передач (трёхвальная) и одно зацепление в главной передаче. Максимальное значение момента двигателя Me, м находится следующим образом. Вычисляем обороты соответствующие максимальному моменту

ne, м = -, мин-1

ne, м =-=3427,69 мин-1

и далее при этих оборотах c коэффициентами кубической параболы для левой ветви вычисляем значение мощности при максимальном моменте.

Ne, i= NN•[ a· ], кВт

Ne, i= 152,792•[ 0,71 104· ] = =111,662 кВт Подставляя Ne, м, рассчитываем величину максимального момента

Me, i = (Ne, i· 30·1000)/ (р· ne, i), Н· м Мe, м = = 311,239 Н· м С учетом всех найденных числовых величин передаточное число для первой передачи равно:

iк1 =? ,

i == 3,037

При определении передаточных чисел по закону геометрической прогрессии. Из простых преобразований ряда получено аналитическое выражение, определяющее закон построения передаточных чисел.

ik, j = ,

Находим передаточное число на второй передаче (m=2)

i== 2,097

на третьей передаче (m=3)

== 1,743

на четвертой передаче (m=4)

== 1,320

на пятой передаче (m=5)

== 1

Находим сумму передаточного числа трансмиссии:

Уiтр, 1=i0*ik1Уiтр, 1 = 10,825

Уiтр, 2 =i0*ik2Уiтр, 2 = 8,200

Уiтр, 3 =i0*ik3Уiтр, 3=6,211

Уiтр, 4 =i0*ik4Уiтр, 4 =4,705

Уiтр, 5 =i0*ik5Уiтр, 5 =3,564

Таблица 2.

1.4 Построение силового, мощностного балансов, динамического фактора и величин ускорений автомобиля Покажем, в качестве примера, конкретные вычисления параметров Vai, Pдi, Pfi, Pwi, Pci для первой точки и первой передачи.

Vai, j=, м/с

Va1,1= = 9,824 м/с В общем виде сила тяги на колёсах автомобиля вычисляется согласно зависимости.

Pдi, j=, Н

Pд1,1= = 8753,992 Н Сопротивление движению оказываемое дорогой при перекатывании колёс исчисляем как:

Pfi, j=Ga· f0·(1 +), Н

Pf1,1 = 15 200,251?0,012?(1+) = 183,287 Н Сопротивление движению от воздушной среды

Pwi, j= W· F·Va1,12/12.96, Н

Pw1,1= = 5,490 Н Суммарное сопротивление равно:

Pс1,1 =Pf1,1 + Pw1,1, Н

Pс 1,1 = 183,287+ 5,490 = 188,777 Н Силовой баланс по передачам, таблица 3

Силовой баланс автомобиля Проводим расчёт по равенствам:

Эффективной мощности двигателя и мощности на колёсах:

N=, кВт; Ne1,1= кВт;

N=, кВт; Nk1,1= кВт;

Мощности внешних сопротивлений:

N=, кВт; Nf, 1 = = 0,501 кВт;

N=, кВт; Nw, 1= = 0,015 кВт;

N= N+ N, кВт; Nc, 1= 0,501 + 0,015=0,516 кВт

Мощностной баланс, таблица 4.

Nk*- Величина подводимой мощности от двигателя к колесу на прямой передаче.

Мощностной баланс

Изменение величин динамического фактора по передачам Di, j рассчитываются по зависимости,

D1,1

Величины динамического фактора в функции скорости массы автомобиля по передачам.

Таблица 5.

Динамический фактор автомобиля

По условию расчёта заданная колёсная формула автомобиля 4×2. Из справочника масса шины маркировки 175/65 R14 составляет mш =7 кг. Обод колеса выполнен из лёгкого сплава. Из опытных данных соотношение массы обода к массе шины составляет:

= (0,35…0,5)? mш — легкие сплавы.

Назначим величину частного равного 0,5 и подсчитаем массу колеса в сборе: mк = 7 + 0,5· 7 = 10,5 кг.

момент инерции одного колеса вычисляется по формуле

Iк =

Iк = = 0,37 174 кг? м2

Суммарный момент инерции всех четырёх колёс одинарной ошиновки

IУк=0,37 174*4=1,48 697 кг? м2

По равенству mУк = IУк /(rст)2

mУк=1,48 697/(0,282)2= 18,666 кг Собственно обобщённый момент инерции двигателя найдём по формуле:

Iд=, кг? м2

Iд = 380· = 0,390 кг? м2

Выполняя приведение Iд к поступательному движению с учётом зависимости, получим приращение массы на первой передаче от обобщенного момента инерции двигателя.

mд =, кг

mд= кг Найдём значение mУ*, которое для всех передач является величиной постоянной.

mУ* = 1560+ 18,666= 1568,667 кг.

Составляющие массы автомобиля от вращающихся деталей трансмиссии по передачам.

Таблица 6.

Ускорение в качестве примера приведём расчёт ускорений для точек 1 и 3 на первой и второй передачах.

jai, j =

Первая точка первой передачи

ja1,1 = = 4,002 м/с2

Третья точка второй передачи

ja2,3 = = 3,955 м/с2

Величины ускорений массы автомобиля по передачам.

Таблица 7.

Ускорение автомобиля.

1.5 Алгоритм расчёта для построения графической зависимости пути, скорости и времени разгона массы автомобиля Падение скорости и величину пути при заданном времени переключения передач tп = 1,5 c

Рассчитаем падение линейной скорости автомобиля и значение пути при переходе с первой передачи на вторую.

км/ч

= ((61,238/3,6) — = 59,761 км/ч

м

S = (61,238/3,6)· 1,5 — = 25,208

Находим начальную точку разгона массы по оборотам двигателя для следующей передачи:

na, мин-1

na2 = = 4600,317 мин-1

Изменение скорости и пути припереключении передач.

Таблица 8

Расчёт приращения времени t1,1 для первой передачи и первого интервала i=1 и i+1:

ti, j=, с

t1,1= = 0,266 с.

Приращение пути для выбранного интервала:

Si, j=, м

S1,1= = 0,875 м.

Время и путь разгона автомобиля с учётом параметров переключения передач. Таблица 9

Скорость и путь разгона автомобиля.

1.7 Топливно-экономическая характеристика Топливной экономичностью называется совокупность свойств, определяющих расходы топлива при выполнении автомобилем транспортной работы в различных условиях эксплуатации. Топливная экономичность автомобиля определяется почасовым расходом топлива Gт (кг/ч) — масса топлива, расходуемая в один час, и удельным расходом топлива gе (г/кВт?ч) ;

масса топлива, расходуемого в один час на единицу мощности двигателя.

Топливно-экономическую характеристику автомобиля строим для случая равномерного движения на высшей передаче по дорогам с тремя значениями коэффициента сопротивления дороги ш .

Расход двигателя в литрах на 100 км пробега определим по формуле

Q =, л/100 км,

где gе? удельный расход топлива, г/кВт ч; Ne — мощность двигателя, необходимая для движения автомобиля в заданных условиях кВт;

гт? плотность топлива, кг/л; для бензина гт = 0,725 кг/л, для дизельного топлива гт = 0,825 кг/л.

2. Функциональный и прочностной расчет тормозной системы

2.1 Расчет максимально возможного тормозного момента Прежде чем проектировать тормоза мобильных машин необходимо знать величину максимально возможного тормозного момента, который может быть реализован в определенных условиях эксплуатации машины и уже потом, с учетом найденной величины максимально возможного реализуемого момента, приступить к проектированию тормозов.

Из рассмотрения сил, действующих на мобильную машину при установившемся торможении на горизонтальном участке дороги (рисунок 1), определяем максимальные моменты трения переднего и заднего тормозов проектируемой машины, исходя из условия полного использования сцепления шин с дорогой:

M1 =(ц?r?m?g/(n1?L))?(b+ц?h), Н? м,

M2=(ц?r?m?g/(n2?L))?(a-ц?h), Н? м,

где М1, М2 — максимально возможные моменты трения передних и задних тормозов соответственно в случае одновременного торможения всеми колесами автомобиля;

ц — коэффициент сцепления шин с дорогой, ц = 0.8;

r — радиус качения колеса, r= 0,282 м ;

т — масса автомобиля, т = 975 кг;

а = 1.1068 м, b = 1.0732 м, h = 0.6374 м — координаты центра масс автомобиля;

L — база автомобиля, L = 2.18 м;

;

.

Таким образом, как видно из проведенных расчетов, момент трения на задних колесах меньше чем на передних.

Рисунок 1 — Силы, действующие на мобильную машину при торможении на горизонтальном участке дороги Полученные формулы позволяют определить требуемые моменты трения, которые должны развивать проектируемые тормоза автомобиля для полного использования сцепления шин с дорогой и, тем самым, обеспечения максимальной эффективности торможения.

2.2 Расчет основных геометрических параметров тормозов Для определения основных геометрических параметров однодискового заднего тормоза воспользуемся формулой для расчета величины тормозного момента, Нм,

где коэффициент трения,; средний радиус трения; сила прижимающая накладку к диску ,

Н,

где q — давление жидкости в гидроприводе тормозов;

d — диаметр тормозного цилиндра, м;

Принимаем средний радиус трения Rc = 0.093 м. Давление жидкости в гидроприводе для автомобилей q = 8 — 9 МПа. Принимаем q = 9 МПа. Из выражения определяем силу прижимающую накладку к диску:

Из выражения определяем диаметр тормозного цилиндра:

Основным показателем для окончательного выбора размеров фрикционных накладок является максимальная удельная нагрузка, создаваемая в контакте поверхностей трения тормоза

где F — площадь поверхности трения накладки.

Для дисковых тормозов допустимое значение удельной нагрузки на накладку не должно превышать 500. Принимаем. Тогда площадь поверхности трения накладки равна:

Также площадь поверхности трения накладки можно определить по формуле

где — центральный угол кольцевого сегмента накладки;

R, r — наружный и внутренний радиусы кольцевого сегмента накладки.

Для определения R и r составим систему уравнений:

.

Приняв, получаем

откуда:

.

Для определения диаметра главного цилиндра воспользуемся отношением

где диаметр главного цилиндра, м;

диаметр колесного цилиндра, м.

Принимая 3 и получаем

2.3 Расчет показателей эффективности тормозов Эффективность тормозов оценивается в основном тормозным путем и установившемся замедлением. Приравнивая силу инерции автомобиля и суммарную тормозную силу, найдем выражение для установившегося замедления:

j = ц * g = 0.8 * 9.81 = 7.848 м/с2,

Максимально возможный путь торможения с начальной скоростью 60 км/ч при гидравлическом приводе тормозов рассчитывают по формуле:

S=0.125V0 +V02 /(2?j), м ,

где S — тормозной путь, м;

V0 — начальная скорость торможения, м/с;

V0 = 60 км/ч = 16.66 м/c;

S=0.125?16.66+16.662/2? 7.845 = 19.8 м.

Полученное выражение справедливо для случая одновременного торможения передними и задними колесами автомобиля.

2.4 Расчет показателей энергоемкости тормозов Способность тормозов поглощать и быстро рассеивать накопленное тепло, без существенного снижения эффективности действия, называется энергоемкостью, о которой судят, косвенно, по удельной работе трения тормозов и приросту температуры за одно торможение на фрикционные накладки.

Процесс интенсивного торможения продолжается весьма краткое время, поэтому пренебрегают теплоотдачей в окружающую среду и в соседние, нерабочие участки диска. Тогда удельная работа трения тормоза выразится как:

L=0.051Z1V02/ 2 °F ,

где Z1 — нормальная реакция дороги при торможении на колеса;

V0 — начальная скорость торможения, V0 = 16.66 м/c;

Fплощадь накладок рассчитываемого тормоза. Расчитываем нормальную реакцию дороги на заднее колесо:

Z=(Мg/(2L))(b+цh),

Определим удельную работу трения:

Z 1=(975 ?9.81/(2?2.18))?(1.0732+0.8?0.637)=3469.4 Н.

Lm= 0.051?3469.4? (16.66)2 / (2? 0.227) = 1081 Н * м/см2 < 2000 Н * м/см2.

Пренебрегая теплоотдачей в окружающую среду, можно считать что вся работа трения превращается в тепло. Тогда прирост температуры диска за одно торможение выразится, как где m — масса кольцевой части диска, непосредственно примыкающей к по-верхности трения, где R, r — наружный и внутренний радиусы поверхности трения диска, м;

b — толщина диска, м;

р — плотность материала диска, для стали р = 7.83 ;

c — теплоемкость материала диска, для стали .

Температура находится в допустимых пределах.

3. Устройство задней подвески автомобиля

На автомобиле установлена торсионно-рычажная подвеска задних колес (рисунок 2). Направляющим устройством подвески являются два продольных рычага 2, соединенных между собой упругим соединителем 19. Так как соединитель значительно смещен вперед от оси колес, то по своим кинематическим свойствам подвеска соответствует независимой подвеске на продольных рычагах. Независимость хода каждого колеса обеспечивается за счет скручивания усилителя, имеющего U-образное сечение, которое обладает большой жесткостью на изгиб и малой — на кручение. Продольные рычаги 2 выполнены из трубы. Они приварены к соединителю 19 через усилители рычагов и образуют вместе с соединителем единую балку, шарнирно подвешенную через кронштейны 3 к кузову. Каждый рычаг подвески спереди имеет втулку, в которую запрессован резинометаллический шарнир 32, состоящий из резиновой 4 и металлической 5 втулок. Через распорную втулку 5 проходит болт 6, соединяющий рычаг подвески со штампованным кронштейном 3, который крепится к кронштейну 7 кузова приварными болтами с гайками и шайбами. На болт крепления рычага навертывается самоконтрящаяся гайка. К задней части рычагов приварены кронштейны 31 с проушинами для крепления амортизаторов и фланцами 29 для крепления болтами оси 20 ступицы заднего колеса и щита тормозного механизма заднего колеса. Упругие элементы подвески состоят из пружины 12 и буфера 14 хода сжатия. Пружина выполнена из пружинной стали круглого сечения. Она установлена на амортизаторе 18 и опирается нижней частью на чашку 17, а верхней — в опору 9, приваренную к внутренней арке кузова. Нижняя опорная чашка пружины приварена к амортизатору. Между пружиной и верхней опорой установлена изолирующая резиновая прокладка 11. Пружины задней подвески, как и передней, под контрольной нагрузкой по длине делятся на два класса — А и Б. Пружины класса, А маркируются желтой краской по внешней стороне средних витков, класса Б — зеленой. Буфер 14 хода сжатия выполнен из полиуретана. Он установлен на штоке амортизатора внутри пружины подвески. Сверху буфер упирается в крышку защитного кожуха 16, а при включении в работу — на опору буфера, которая напрессована на верхнюю часть резервуара амортизатора. На наружной поверхности буфера выполнены кольцевые канавки, определяющие место его деформации. Защитный кожух 16 предохраняет от загрязнения и механических повреждений шток 15 амортизатора и буфер 14 хода сжатия. Кожух изготовлен из резины, имеет гофрированную форму для изменения длины при ходах подвески. В верхней части кожуха выполнена изнутри кольцевая канавка, в которую заходит отбортованная часть стальной крышки. Нижняя часть кожуха, за счет своей упругости, поджимается к опорной чашке пружины подвески. К фланцу рычага подвески четырьмя болтами крепится ось 20 заднего колеса. Одновременно с осью этими же болтами крепится щит 26 тормозного механизма заднего колеса. На оси на двухрядном шариковом подшипнике вращается ступица 1 заднего колеса. Ступица крепится на оси гайкой 22 с упорной шайбой 24. Гайка фиксируется на оси обжимом ее пояска в паз оси. Подшипник 25 в ступице фиксируется стопорным кольцом 27. Подшипник закрытого типа, с закладной «вечной» смазкой. С внутренней стороны ступица уплотняется двумя грязеотражательными кольцами 28, одно из которых приварено к ступице колеса, другое к фланцу оси. Между ними образуется лабиринтное уплотнение. Снаружи полость ступицы закрывается колпаком 21. Между ступицей и колпаком устанавливается уплотнительное кольцо 23. Подшипник ступицы колеса в процессе эксплуатации автомобиля не смазывается и не регулируется. К ступице колеса четырьмя болтами крепится диск колеса. Амортизатор 18 задней подвески гидравлический телескопический двухстороннего действия. Нижней проушиной амортизатор крепится к кронштейну 31 нижнего рычага подвески болтом с самоконтрящейся гайкой. Верхнее крепление амортизатора штырьевое: шток крепится к верхней опоре 9 пружины через две резиновые подушки 13 и опорную шайбу 8. Между шайбой и крышкой защитного кожуха установлена распорная втулка 10.

1. Ступица заднего колеса; 2. Рычаг задней подвески; 3. Кронштейн креплений рычага подвески; 4. Резиновая втулка шарнира рычага; 5. Распорная втулка шарнира рычага; 6. Болт крепления рычага задней подвески; 7. Кронштейн кузова; 8. Опорная шайба крепления штока амортизатора; 9. Верхняя опора пружины подвески; 10. Распорная втулка; 11. Изолирующая прокладка пружины подвески; 12. Пружина задней подвески; 13. Подушки крепления штока амортизатора; 14. Буфер хода сжатия; 15. Шток амортизатора; 16. Защитный кожух амортизатора; 17. Нижняя опорная чашка пружины подвески; 18. Амортизатор; 19. Соединитель рычагов; 20. Ось ступицы: 21. Колпак; 22. Гайка крепления ступицы колеса; 23. Уплотнительное кольцо; 24. Шайба подшипника; 25. Подшипник ступицы; 26. Щит тормоза; 27. Стопорное кольцо; 28. Грязеотражатель; 29. Фланец рычага подвески; 30. Втулка амортизатора; 31. Кронштейн рычага с проушиной для крепления амортизатора; 32. Резинометаллический шарнир рычага подвески.

Рисунок 2. Задняя подвеска автомобиля.

3.1 Плавность хода Определим частоту колебаний кузова:

мм где G — 85 000 МПа;

r — радиус витка, r = 57 мм;

Pp — нагрузка на упругий элемент

np — число рабочих витков, np =12;

d — диаметр проволоки, d =12 мм.

Нагрузка на упругий элемент (рисунок 3):

где Rz — реакция опоры колеса;

gk — масса колеса, gk = 18,667 кг;

где m — коэффициент перераспределения по осям, m = 0,56;

G — масса автомобиля, G =1550 кг.

Рисунок 3.

Динамический прогиб подвески лежит в пределах, для легковых автомобилей 10−14 см.

Конструктивно низкая частота колебаний определяется соотношением массы подвески и жесткости амортизаторов.

где Ммасса подвески, М = 380 кг [1];

Ср — жесткость амортизаторов, Ср = 45,2 кН/м.

Конструктивно высокая частота колебаний определяется отношением суммарной жесткости подвески шин и массы не подвешенных элементов подвески:

где См — жесткость шин, См = 400 кН/м;

m — масса не подвешенных элементов, m = 150 кг.

Прогиб упругого элемента равен перемещению колес относительно кузова:

fp = fk = 100 мм.

Напряжение кручения пружины:

где k — коэффициент упругости, k = 1.1;

r — радиус витка, r = 57 мм;

d — диаметр пружины, d = 12 мм.

3.2 Прямолинейное движение Силы, нагружающие направляющее устройство.

Нормальные реакции на колесах (при выжатой нагрузки на колеса):

Rz1 — gn = Rz1 — gk = m1 * G½ * gk = 233.6 Н Тормозные силы:

PT = Rz1*ц = Rz2 * ц = 186.88 H

Тормозной момент:

M1 = PT * rКолеса = 186.88 * 0.286 = 53.45 Н*м Боковые силы:

R1 = R2 = 0.

Запас.

Силы, нагружающие направляющее устройство:

Нормальные реакции на колесах (при выжатой нагрузке на колеса) при запасе:

Hg — высота центра тяжести, Hg = 0,55 м;

В — ширина колес, В = 0,305 м [1];

Боковые силы:

3.3 Основные требования к подвеске:

Частота колебаний кузова:

где f — статический прогиб подвески, f = 149 мм [1];

Вес не подрессоренных масс:

GНМ = 1029 H;

G20' = 3724 H на одно колесо 1862 Н — частичная нагрузка;

G20' = 5488 H на одно колесо 2744 Н — полная нагрузка.

Динамический ход

Fg — динамический ход подвески, Fg = 149 мм.

Жесткость пружины:

CP1 = G20'/ f0 = 1862/149 = 12.5 H/мм;

Статический прогиб при полной нагрузке:

F20'= G20'/ CP1 = 2744/12,5 = 219 мм Величина хода подвески до включения ограничителя хода:

f' = ke' * fg, где ke' = 0.6−0.7;

f' = 0,6 * 149 = 80,4 мм Прогиб подвески при работе:

Fox = fg — f' = 149 — 80.4 = 68,8 мм Коэффициент динамичности: kg = 3;

Максимальная нагрузка возникающая в конце полного хода сжатия:

Gmax = G20' * kg = 2744 * 3 = 8232 Н;

Жесткость ограничения хода Суммарная жесткость:

CУ = CP1 + GOX = 12.5 + 71.4 = 83.9 Н/мм Максимальное перемещение колеса:

fmax = f20' +fg = 219 + 149 = 368 мм

3.4 Расчет амортизатора.

Площадь нагруженной поверхности амортизатора:

где б — коэффициент теплоотдачи б = 50.70;

Tmax = 120. 130 0;

TB — температура окружающей среды, 20 0С.

A — работа перемещаемая амортизатором, А = 45 000 Дж;

t — время, 1 ч.

Наружный диаметр цилиндра резервуара амортизатора:

l — Длина корпуса телескопического амортизатора, l = 0,163 мм.

Площадь поперечного сечения поршня:

Список использованных источников

1. Автомобиль: Устройство, техническое обслуживание и ремонт/А.Д. Просвирин, А. И. Гор, Б. А. Дехтяр и др. — М.: Транспорт, 1984. — 304 с., ил., табл. дисковый тормоз скоростной подвеска

2. Краткий автомобильный справочник. Том 3. Легковые автомобили. Часть 2 / Кисуленко Б. В. и др. — М: Компания «Автополис-Плюс», НПСТ «Трансконсалтинг», 2004. — 560с., ил., табл.

3. Некрасов В. И. Методические указания к выполнению курсовой и контрольной работ по дисциплинам «Устройство автомобилей» «Основы конструкции ТТМ» для студентов специальностей 190 601 АТХ, 190 603 СТЭ очной, заочной и заочно-сокращенной форм обучения. — Сургут: СИНГ, 2008 г. — 33с.

4. Автомобили: Теория и конструкция автомобиля и двигателя: Учебник для студ. Учреждений сред. проф. образования / В. К. Вахламов, М. Г. Шатров, А. А. Юрчевский; Под ред. А. А. Юрчевского. — 2-е изд., стер. — М.: Издательский центр «Академия», 2005. — 816 с.

5.Расчет тягово-динамических свойств автотранспортных средств. Галевский Е. А., Маков П. В. Москва 2009. 43с.