58840

Ходовая часть легкового автомобиля

Дипломная

Логистика и транспорт

Подвеска автомобиля, или система подрессоривания — совокупность деталей, узлов и механизмов, играющих роль соединительного звена между кузовом автомобиля и дорогой. Качество подвески не только определяет плавность хода автомобиля, но и влияет на другие эксплуатационные показатели: устойчивость, проходимость, надежность. Скорость движения автомобиля по неровным дорогам обычно ограничивается не располагаемой мощностью двигателя

Русский

2015-01-09

8.34 MB

124 чел.

Дипломный проект

Ходовая часть легкового автомобиля


СОДЕРЖАНИЕ

Аннотация…………………………………………………………………….4

Введение…………………………………………………………………….....5

1. Анализ конструкций подвески….………………………………………… 7

1.1. Передняя подвеска…………………………………...……………...........7

1.1.1. Подвеска на двойных поперечных рычагах……………….….....9

1.1.2. Подвеска «Макферсон»…………………………………….….…10

1.2. Задняя подвеска………………………………….....................................12

1.2.1. Зависимые подвески…………………………………….………..13

1.2.1.1. Подвеска на продольных рессорах………………..……13

1.2.1.2. Подвеска на продольных и поперечных рычагах…..….13

1.2.1.3. Подвеска с дышлом………………….…………………..15

1.2.1.4. Подвеска с продольными рычагами, нагруженными на

изгиб………………………………………………………………16

1.2.1.5. Подвеска со связанными рычагами………….…………17

1.2.2. Независимые подвески…………………………………………..19

1.2.3. Методы кинематического и силового анализа независимых подвесок автомобиля……………………………………………………24

2. Задание основных показателей технической характеристики автомобиля, его ходовой части и подвески…………………………………27

2.1. Содержание задания…………………………………………….....…….27

2.2. Задание нагрузок на ходовую часть и выбор шин и размеров колес .......………………………………………………………………….…………27

2.2.1. Снаряженная масса…………………………………………..……27

2.2.2. Грузоподъемность…………………………………………………27

2.2.3. Полная масса……………………………………………….………27

2.2.4. Габаритные размеры………………………………………………28

2.2.5. Минимальный радиус поворота……………………………..……28

2.2.6. Максимальная скорость………………………………………...…28

2.2.7. Тип подвески, тормозного и рулевого управления………...……29

2.2.8. Нормативный ресурс………………………………………………29

2.2.9. Определение максимальной нагрузки на колеса и выбор шин....30

2.2.10. Подрессоренные и неподрессоренные массы…………………..33

2.2.11. Расчет момента инерции подрессоренной массы в продольной плоскости…………………………………………………………….……37

2.3. Определение размеров основных элементов ступиц колес...………....37

2.3.1.1. Определение размеров ступицы передних ведущих колес.................................................................................................37

2.3.1.2. Поверочный расчет оси ступицы передних ведущих колес…………………………………………………...…………..38

2.3.1.3. Определение долговечности двухрядного шарикового радиально-упорного подшипника ступицы передних ведущих колес………………………………………………………………41

2.3.2.1. Определение размеров ступицы задних ведомых колес………………………………………………………………43

2.3.2.2. Поверочный расчет оси ступицы задних ведомых колес………………………………………………...…………….44

2.3.2.3. Определение долговечности конических роликовых подшипников ступицы задних ведомых колес…………..…….47

2.4. Выбор размеров колесных тормозных механизмов…………………..51

2.4.1. Распределение тормозных сил и моментов для передних и задних колес…………………………………………………………………..…..52

2.4.2. Дисковый тормозной механизм передних колес…….………….53

2.4.3. Барабанный тормозной механизм колодочного типа задних колес………………………………………………………………..……..55

2.5. Расчет рулевого управления……………………………………………58

2.6. Построение исходных характеристик подвески передней и задней оси………………………………………………………………………….…..63

2.6.1. Построение характеристики подвески колес передней оси……..64

2.6.2. Построение характеристики подвески колес задней оси………..65

2.7. Кинематические характеристики передней подвески………...…….…68

2.8. Расчет амортизатора передней подвески…………………………....….71

2.8.1. Поверочный расчет амортизатора передней подвески……….….73

2.9. Расчет упругой пружины передней подвески………………………….74

2.9.1. Поверочный расчет пружины передней подвески……………….76

2.10. Расчет стабилизатора передней подвески……………………………..76

2.10.1. Поверочный расчет стабилизатора передней подвески……..…78

2.11. Кинематические характеристики задней подвески……………….….80

2.12. Расчет амортизатора задней подвески……………………………..….83

2.12.1. Поверочный расчет амортизатора задней подвески…..……….86

2.13. Расчет упругой пружины задней подвески……………………..…….87

2.13.1. Поверочный расчет пружины задней подвески………….…….88

2.14. Расчет стабилизатора задней подвески………………………..….…..88

2.14.1. Поверочный расчет стабилизатора задней подвески…….……90

3. Технологическая часть……………………………………………………..22

4. Охрана труда и безопасность …..………………...………………………100

4.1. Вопросы охраны труда и безопасности………………………………100

4.2. Воздействие вибрации на человека………………………………...…100

4.3. Понятие плавности хода……………………………………………….100

4.4. Оценка плавности хода и ее нормирование……………………….…100

4.5. Расчет плавности хода и оценка проектируемой подвески………....100

5. Экономическая часть……………………………………………………...103

Выводы…………………………………………………………………………..66

Список используемых источников…………………………………………..67

Аннотация

Целью данной дипломной работы является разработка подвески для переднеприводного легкого автомобиля С класса (малый класс II группы)  с допустимой нагрузкой 1605 килограмм и максимальной скоростью движения 155 км/ч. При этом должны обеспечиваться достаточный уровень комфортабельности, безопасность и повышенные эксплуатационные свойства автомобиля.

В разделе «Анализ систем подрессоривания переднеприводного легкового автомобиля» предлагается обзор конструкций подвесок для передней и задней оси. Представлены общие требования, предъявляемые к подвескам, их свойства и характеристики. На основе преимуществ и недостатков тех или иных конструктивных решений обосновывается выбор используемого в проекте типа подвески. Также рассмотрены методы анализа независимых подвесок и их применяемость в тех или иных случаях.

В разделе «Конструкторская часть» произведены расчеты, связанные с заданием основных показателей технической характеристики автомобиля, нагрузок на ходовую часть. Определены размеры основных элементов ступиц колес, тормозных механизмов, рулевого управления. Также произведен кинематический и силовой анализ задней и передней подвесок, рассчитаны исходные характеристики, амортизаторы, пружины и стабилизаторы. Приведены необходимые поверочные расчеты на прочность и долговечность.

В разделе «Технологическая» часть разработаны технологическая и операционная карты для производства детали «ступица переднего колеса», определен тип производства, обоснован выбор материала и типа заготовки.

В разделе «Охрана труда и безопасность» рассмотрено влияние плавности хода автомобиля с разрабатываемой подвеской на безопасность управления, излагаются общие данные по влиянию вибраций на человека, приведены санитарные нормы.  Исходя из приведенных расчетов плавности хода, делается вывод о применимости разработанной подвески для серийной установки на автомобили.

В разделе «Экономическая часть» приведен расчет себестоимости изготовления разрабатываемой подвески, на основе которого делается вывод о целесообразности серийного производства.

 

В дипломном проекте предпринята попытка разработать переднюю и заднюю подвеску, эксплуатационные характеристики которых отвечали бы современным требованиям, обеспечивали достойный уровень комфорта.

Введение

Подвеска автомобиля, или система подрессоривания — совокупность деталей, узлов и механизмов, играющих роль соединительного звена между кузовом автомобиля и дорогой.  Качество подвески не только определяет плавность хода автомобиля, но и влияет на другие эксплуатационные показатели: устойчивость, проходимость, надежность. Скорость движения автомобиля по неровным дорогам обычно ограничивается не располагаемой мощностью двигателя, а качеством подвески. Таким образом, недостаточная плавность хода ведет к общему снижению производительности автомобильного транспорта. Подвеска должна быть легкой, но прочной и долговечной, обеспечивать комфортабельность и при этом максимальную безопасность движения. Во многом эти свойства противоречат друг другу, что делает процесс проектирования подвески постоянным поиском компромиссных решений. Современные автомобильные подвески становятся сложными конструкциями, сочетающими механические, гидравлические, пневматические и электрические элементы, зачастую имеют электронные системы управления, что позволяет достичь сочетания высоких параметров комфортабельности, управляемости и безопасности.

Таким образом, подвеска выполняет следующие функции:

- Физически соединяет колёса или неразрезные мосты с несущей системой автомобиля – кузовом или рамой;

- Передаёт на несущую систему силы и моменты, возникающие при взаимодействии колёс с дорогой;

- Обеспечивает требуемый характер перемещения колёс относительно кузова или рамы, а также необходимую плавность хода.

По назначению детали подвески делятся на упругий элемент, направляющее устройство, гасящее и стабилизирующее устройство. Упругие элементы воспринимают и передают нормальные силы реакции дороги, снижают уровень динамических нагрузок, возникающих при наезде на неровность, обеспечивая при этом необходимую плавность хода автомобиля. Упругие элементы должны поддерживать кузов в местах основных нагружений: по середине двигателя, под задним сиденьем и багажником или между сиденьем и багажником. За счет этого можно уменьшить нагруженность кузова и сделать его более легким.  Направляющее устройство передает несущей системе автомобиля продольные и боковые силы и их моменты, а также задает характер перемещения колёс и их связи между собой и с несущей системой. В зависимости от конструкции направляющее устройство полностью или частично освобождает упругий элемент от дополнительных нагрузок, передаваемых колесами раме (кузову) автомобиля. Гасящее устройство (наряду с трением в подвеске) служит для гашения колебаний несущей системы, возникающих вследствие действия дороги, путем преобразования механической энергии в тепловую. Стабилизирующее устройство подвески уменьшает боковой крен и поперечные угловые колебания кузова автомобиля.

В реальных подвесках зачастую один элемент выполняет сразу несколько функций. Например, многолистовая рессора в классической рессорной подвеске заднего моста воспринимает одновременно как нормальную реакцию дороги (то есть, является упругим элементом), так и боковые и продольные силы (то есть, является и направляющим элементом), а также за счёт межлистового трения выступает в качестве несовершенного фрикционного амортизатора.

Однако в подвесках современных автомобилей, как правило, каждую из этих функций выполняют отдельные конструктивные элементы, достаточно жёстко задающие характер перемещения колёс относительно несущей системы и дороги, что обеспечивает заданные параметры устойчивости и управляемости.

На легковых автомобилях детали подвески часто крепятся не к самому кузову, а к промежуточной поперечине, образующей вместе с подвеской одну сборочную единицу. Такая конструкция упрощает сборку на конвейере, регулировочные работы и последующий ремонт, а за счет дополнительных резиновых элементов позволяет осуществлять шумоизоляцию. Рама в легковых автомобилях применяется в настоящее время редко и обычно кузов выполняется несущим, это позволяет уменьшить массу и производственные затраты по сравнению с раздельной конструкцией рамы и кузова. Только на средних и тяжелых грузовых автомобилях, а также на многоцелевых легковых автомобилях рама осталась силовым элементом.

  1.  
    Анализ конструкций подвески

Конструкция подвески (Рис.1) зависит от того, для каких колес она применяется: передних или задних, ведущих или ведомых, а также от требований, предъявляемых к конкретному транспортному средству. В свою очередь требования к подвеске могу значительно отличаться от условий эксплуатации, в частности от дорожных условий, наличия и характера нагрузок и так далее. Автомобили, обладающие высокими показателями плавности хода по хорошим дорогам, могут оказаться непригодными для плохих дорог.

Рис. 1. Классификация конструкций подвесок

К независимым подвескам относятся подвески на двойных поперечных рычагах и с направляющими пружинными и амортизаторными стойками, которые требуют мало места в поперечном направлении, оставляя, например, в середине место для двигателя. Другие независимые подвески – на продольных и на косых рычагах – почти не занимают пространства по высоте и позволяют получить широкий багажник с плоским полом. На всех зависимых подвесках балка перемещается на полную величину хода подвески. Свободное место, которое должно быть оставлено для этого сверху, уменьшает объем заднего багажника и затрудняет размещение запасного колеса. Спереди такая балка оказалась бы под двигателем, и для обеспечения достаточного хода сжатия потребовалось бы поднять двигатель или сместить его назад. По этой причине зависимые передние подвески применяются только на грузовых автомобилях и полноприводных многоцелевых легковых автомобилях.

  1.  Передняя подвеска

Как уже было отмечено, на легковых автомобилях зависимая подвеска спереди не применяется.  К тому же в условиях все возрастающих ускорений, замедлений и общей скорости движения ходовая часть должна надежно обеспечивать безопасность движения. Эти требования легче выполнить, применяя независимые подвески, которые обладают рядом преимуществ:

  •  Компактность;
  •  Возможность кинематического или эластокинематического изменения схождения колес в направлении недостаточной поворачиваемости;
  •  Небольшая масса;
  •  Отсутствие взаимовлияния колес.

Два последующих преимущества важны для хорошего сцепления с дорогой, особенно на поворотах с волнистым дорожным покрытием.

Поперечные и продольные рычаги обеспечивают желательные кинематические характеристики колес при ходах сжатия и отбоя и осуществляют передачу сил на кузов. Боковые силы образуют дополнительный момент, усиливающий поперечный крен кузова на повороте. Опоры рычагов деформируются под нагрузкой и влияют на характеристики упругости: либо увеличивают жесткость за счет скручивания резиновых элементов, либо трение за счет скольжения деталей.

Колеса наклоняются вместе с кузовом, при повороте наружное колесо, которое должно воспринимать большую часть боковой силы, наклоняется в сторону положительного развала, а внутреннее – в сторону отрицательного. В результате возможность передачи шинами боковых сил уменьшается. Чтобы этого не происходило, кинематическое изменение развала должно противодействовать указанному недостатку, что вполне достижимо и реализуемо. Кроме того, поперечный крен кузова на повороте должен быть возможно меньшим. Этого можно достичь с помощью более жесткой подвески, дополнительных стабилизаторов или высокорасположенных центров крена.   

Все зависимые подвески имеют ряд существенных недостатков, особо проявляющихся в легковых автомобилях:

  •  большая масса балки при расположении в ней главной передачи;
  •  склонность к смещению на дороге с поперечными волнами;
  •  взаимосвязанное положение колес;
  •  собственный поворот оси при прямолинейном движении по дороге с выбоинами (т.е. разноименном или одностороннем ходе подвески);
  •  необходимость свободного пространства над осью, соответствующего ходу сжатия подвески;
  •  перераспределение колесных нагрузок под действием тягового момента, особенно при установке сдвоенных шин;
  •  малое расстояние между опорами упругих элементов на кузове, которое может быть увеличено лишь при усложнении конструкции;
  •  поперечный крен кузова под действием центробежной силы, приложенной в центре масс автомобиля, при зависимой подвеске увеличивается.

За счет совершенствования деталей подвески и соответствующего исполнения упругих и демпфирующих элементов характеристики зависимых подвесок ведущих колес удалось улучшить настолько, что, несмотря на тяжелую главную передачу, они применяются в настоящее время на крупносерийных автомобилях, достигающих скорости 190 км/ч и более. Из-за большой массы зависимая подвеска ведущих колес на волнистой неровной дороге не достигает по уровню параметров независимых подвесок, однако, склонность к смещению может быть в определенной степени снижена установкой газонаполненных однотрубных амортизаторов. Эти амортизаторы, правда, дороже, однако позволяют без заметного ухудшения плавности хода повысить усилие сжатия.  В результате усилие демпфирования будет лучше противодействовать подскакиванию колес при ходе сжатия. Эта мера является самым простым и, возможно, самым экономичным способом устранения основного недостатка зависимой подвески.

Анализируя все вышесказнное, а также с учетом того, что в данном проекте разрабатывается ходовая часть переднеприводного легквого автомбиля малого класса, в случае с передней подвеской предпочтение явно отдается независимой подвеске. Рассмотрим две наиболее популярные в настоящее время конструкции передней подвески легковых автомобилей.

  1.  Подвеска на двойных поперечных рычагах.

В этой подвеске (Рис.2) с каждой стороны автомобиля расположены два поперечных рычага, внутренние концы которых подвижно закреплены на кузове, поперечине или раме, а внешние соединены со стойкой, несущей колесо — как правило поворотной в передней подвеске и неповоротной в задней.

Обычно верхние рычаги короче нижних, что обеспечивает выгодное с точки зрения кинематики изменение развала колёс в сторону большего отрицательного при ходе сжатия подвески. Рычаги могут быть как параллельны друг другу, так и находиться друг относительно друга под определённым углом в продольной и поперечной плоскостях. Наконец, один из рычагов или они оба могут быть заменены поперечной рессорой.

Рис. 2. Передняя подвеска на двойных поперечных рычагах от Infiniti FX

Фундаментальное преимущество такой подвески — возможность для проектировщика путём выбора определённое геометрии рычагов жёстко задать все основные установочные параметры подвески — изменение развала колёс и колеи при ходах сжатия и отбоя, высоту продольного и поперечного центров крена, и так далее. Кроме того, такая подвеска нередко полностью монтируется на крепящейся к кузову или раме поперечине, и таким образом представляет собой отдельный агрегат, который может быть целиком демонтирован с автомобиля для ремонта или замены.

С точки зрения кинематики и управляемости двойные поперечные рычаги считается наиболее оптимальным и совершенным типом направляющего аппарата, что обуславливает очень широкое распространение такой подвески на спортивных и гоночных автомобилях. В частности, все современные болиды «Формулы-1» имеют именно такую подвеску как спереди, так и сзади. Большинство спортивных автомобилей и представительских седанов в наши дни также используют этот тип подвески на обеих осях.

Если подвеска на поперечных рычагах используется для подрессоривания поворотных колёс, её конструкция должна обеспечивать их поворот на необходимые углы. Для этого либо саму соединяющую рычаги стойку выполняют поворотной, используя для её соединения с рычагами специальные шаровые шарниры с двумя степенями свободы (их часто называют «шаровые опоры», но на самом деле опорой из них является только нижний шарнир, на который стойка действительно опирается), либо стойка выполняется неповоротной и качается на обычных цилиндрических шарнирах с одной степенью свободы (например, резьбовых втулках), а поворот колёс обеспечивается за счёт вращающегося в подшипниках вертикального стержня — шкво́рня, играющего роль реально существующей оси поворота колёс.

Даже если в подвеске конструктивно отсутствуют шкворни, и стойка выполнена поворотной на шаровых шарнирах — всё равно часто говорят о шкворне («виртуальном») как оси поворота колёс, а также об углах его наклона — продольном («кастер») и поперечном.

В настоящее время шкворни используются как правило в подвесках грузовиков, автобусов, тяжёлых пикапов и внедорожников, а в подвесках легковых автомобилей при необходимости обеспечения поворота колёс применяются стойки с шаровыми шарнирами, так как они не требуют частой смазки.

  1.  Подвеска «Макферсон»

Подвеска макферсон, она же подвеска Мак-Ферсона или подвеска на направляющих стойках (Рис. 3), «качающаяся свеча» — тип автомобильной подвески, основным элементом которой является амортизаторная стойка.

 

Рис. 3. Передняя подвеска «Макферсон» автомобиля Toyota Yaris 2006 года

Была получена дальнейшим развитием подвески на двойных поперечных рычагах, но имеет лишь один поперечный рычаг внизу, взамен же второго рычага применён высоко расположенный под крылом шарнир — крепление на брызговике крыла поворотной (в случае передней подвески с управляемыми колёсами) стойки, играющей одновременно роль амортизатора, которая связывает этот шарнир с нижним поперечным рычагом. Стабилизатор поперечной устойчивости в такой подвеске зачастую играет роль части нижнего рычага — растяжки; в ином случае — на современных автомобилях как правило  применяются треугольные или Г-образные рычаги и отдельный стабилизатор.

Для подвески макферсон важное значение имеет такой параметр, как наклон амортизаторной стойки. Для коррекции ходовых качеств автомобиля применяют как продольный, так и поперечный наклон.

В сравнении с подвеской на двойных поперечных рычагах, макферсон уступает по параметрам кинематики (главным образом из-за существенно большего изменения развала колёс при ходах сжатия и отбоя), в значительно большей степени передаёт на кузов автомобиля вибрации и шумы, занимает много места по высоте, а также сложнее в обслуживании из-за необходимости демонтажа всей стойки например для замены или ремонта амортизатора, но более дёшева и технологична в производстве, компактна по ширине и имеет небольшую массу, что обусловило широчайшее её применение в практике современного автомобилестроения.

Преимущества:

  •  Малые затраты на изготовление;
  •  Компактность;
  •  Большое расстояние по высоте между опорными узлами, что уменьшает силы, возникающие в местах крепления к кузову;
  •  Возможность осуществления больших конструктивных ходов;
  •  Меньшая масса неподрессоренных частей.

Недостатки:

  •  Несколько худшие параметры кинематики по сравнению с подвеской на двух поперечных: при большом ходе подвески развал будет меняться, и тем больше, чем больше ход подвески;
  •  Передача усилия на сравнительно слабый брызговик крыла, что требует его усиления; эффект передачи усилия на кузов становится особенно заметен на неровной дороге и при работе «на пробой», поэтому подвеска «макферсон» пригодна преимущественно для эксплуатации на благоустроенных дорогах, а при постоянной эксплуатации на плохих дорогах часто начинается разрушение точек крепления стоек на брызговике с образованием на нём усталостных трещин и началом коррозионного процесса;
  •  Сложность изоляции от дорожных шумов;
  •  Меньшая компенсация продольного крена («клевка») при торможении по сравнению с подвеской на двойных рычагах. Особенно это проявлялось при наиболее распространённой на ранних конструкциях упрощённой схеме подвески макферсон с расположенным перед рычагами стабилизатором поперечной устойчивости, играющим одновременно роль части нижнего рычага. Так как по соображениям сохранения необходимого дорожного просвета под передним свесом крепления стабилизатора на кузове располагались сравнительно высоко, оси рычагов подвески оказывались направлены таким образом, что «клевок» при торможении даже усиливался, так как ось рычага проходила дальше от центра тяжести, чем при рычагах, параллельных земле. С 1990-х годов рычаги подвески макферсон стали обычно делать L-образными, с большим основанием, что позволило отказаться от использования плечей стабилизатора в качестве части рычага подвески и задать более оптимальную с точки зрения противодействия «клевку» при торможении геометрию;
  •  Трение между штоком и направляющей, ухудшающее работу подвески;
  •  При недостаточном уходе (несвоевременная замена шаровых опор) при сильном ударе (наезд на препятствие или движение по плохой дороге) возможно разрушение шаровой опоры с последующим падением кузова аркой на колесо. Впрочем, это характерно для любой подвески с шаровой опорой, работающей на разрыв (как у «классического» ВАЗ-а). Шкворневые подвески и подвески с опорой, работающей на сжатие («Нива», ГАЗ-31105, многие внедорожники) этим не страдают.

Анализируя все преимущества и недостатки рассмотренных видов подвески, а также, руководствуясь тенденциями в применении подвесок на автомобилях, сопоставимых с разрабатываемым в данном проекте, остановим выбор на подвеске типа Макферсон. Несмотря на несколько худшие показатели кинематики,а также ряд других недостатков, данная подвеска в силу простоты, компактности и экономичности получила наиболее широкое распространение в передней подвеске переднеприводных автомобилей малого класса.

  1.  Задняя подвеска

В отличие от автомобилей классической компоновки, на переднеприводных автомобилях зависимая задняя подвеска имеет скорее преимущества, чем недостатки. Она получается не тяжелее сопоставимых независимых подвесок и, кроме того, дает возможность получения высокого центра крена, что желательно для автомобилей с передним приводом. Другие преимущества зависимой подвески:

  •  Простота и экономичность изготовления;
  •  Отсутствие изменения колеси, схождения и развала при ходах подвески, что обусловливает малый износ шин и хорошую боковую устойчивость;
  •  Постоянство развала колес при крене кузова на повороте, то есть стабильная передача шинами боковых сил;
  •  Восприятие момента боковых сил поперечной штангой, например, тягой Панара, которую можно расположить почти на любой высоте, что позволяет изменить поворачиваемость под действием боковой силы.

Исходя из этого, выбор задней подвески в нашем случае не должен быть замкнут на вариантах с независимой подвеской, а должен быть произведен в более широком спектре, включая рассмотрение конструкций зависимых систем подрессоривания.

  1.  Зависимые подвески
    1.  Подвеска на продольных рессорах

Существует много возможностей закрепить балку зависимой подвески под кузовом или рамой. Часто в качестве единственного несущего и одновременно упругого связующего элемента применяются продольные рессоры (Рис. 4), поскольку они могут воспринимать силы во всех трех направлениях, а также тяговые и тормозные моменты.

Рис. 4. Задняя подвеска ведомых колес автомобиля «Фиат-панда»

Этот экономически выгодный тип подвески имеет еще и то преимущество, что кузов на легковых автомобилях поддерживается сзади в двух точках: под задним сидением и под багажником. За счет этого снижается нагруженность задней части кузова при полной загрузке багажника.

На относительно легких легковых автомобилях рессоры обеспечивают, пожалуй, еще удовлетворительные направляющие свойства, однако, на более тяжелых легковых автомобилях их применение связано со значительными проблемами. Если для достижения хорошей плавности хода рессоры выполнены длинными, то они получаются податливыми в боковом направлении, что приводит к ухудшению сцепления колеса с дорогой в поворотах. Другой недостаток мягких рессор – так называемый S-образный изгиб. Продольные силы, возникающие в контакте колес при разгоне и торможении, вызывают поворот задней оси, вследствие чего увеличиваются изгибные напряжения в середине рессоры.

  1.  Подвеска на продольных и поперечных рычагах

Для более рационального и технически правильного распределения нагрузок вертикальные силы лучше передавать винтовыми пружинами, не обладающими собственным трением, а боковые силы – тягой Панара или механизмом Уатта.

Существуют самые различные схемы таких подвесок с различным количеством и расположением рычагов. Часто применяется пятирычажная зависимая подвеска с тягой Панара (Рис. 5). Её преимущество в том, что рычаги жёстко и предсказуемо задают движение ведущего моста по всем направлениям — вертикальном, продольном и боковом.

Рис. 5. Пятирычажная подвеска автомобиля Опель «Рекорд» с тягой Панара имеет направленные косо вперед нижние рычаги, что позволило добиться нейтральной поворачиваемости под действием боковых сил.

Существуют также варианты с использованием пары рычагов с обеих сторон оси. При этом нижние рычаги могут быть расположены перед осью, а верхние - за ней (Рис. 6). Преимущество такой схемы – нагружение всех рычагов на растяжение при торможении и точное параллельное перемещение оси при крене кузова на повороте; недостаток схемы – смещение центра продольного крена при изменении нагрузки, в результате чего задняя часть кузова при полной нагрузке при торможении отжимается вверх.       

Рис. 6. Задняя подвеска модели 99 и 900 фирмы «Сааб». Расположенная над осью тяга Панара не влияет на поворачиваемость автомобиля и, кроме того, обеспечивает высокий центр крена. Пары рычагов расположены с каждой стороны по схеме Уатта.

При этом тяга Панара или механизм Уатта могут быть расположены как за осью колес, так и перед ней (Рис. 7). В первом случае создается недостаточная поворачиваемость, во втором случае – избыточная поворачиваемость, влияние которой могло бы ослабить недостаточную поворачиваемость переднеприводного автомобиля.

Рис. 7. Задняя подвеска автомобиля «Mazda-RX7», развивающего скорость свыше 200 км/ч. Хорошо видны рычаги неравной длины и механизм Уатта, расположенный перед осью.

В качестве упругих элементов могут использоваться как витые пружины, так и например пневмобаллоны (особенно на грузовиках и автобусах). В последнем случае требуется жёсткое задание движения направляющего аппарата подвески по всем направлениям, так как пневмобаллоны не способны воспринимать даже небольшие поперечные и продольные нагрузки.

  1.  Подвеска с дышлом

Все вышеописанные типы зависимых подвесок имеют один недостаток: они не могут влиять на продольный крен кузова при торможении или разгоне (или такое влияние незначительно). Это означает, что центр продольного крена либо отсутствует, либо расположен далеко перед осью. При наружном расположении тормозов в колесах этот недостаток можно устранить с помощью дышла, которое через шаровой или резиновый шарнир связано с кузовом и передает на него вертикальные силы, возникающие при разгоне и торможении. Вместе с тягой Панара заднего расположения, на которую приходится большая часть боковых сил, дышло осуществляет точную кинематику оси. Кроме того, подвеска с дышлом практически исключает появление крутильных колебаний.

Английская фирма «Лейланд» на автомобиле «Ровер-2600S» применила такой тип подвески. При этом пружины опираются здесь на балку подвески, а не разнесены в ширину с установкой в специальных карманах, как это сделано на автомобиле «Опель Манта». Газонаполненные амортизаторы с регулированием уровня установлены перед осью, что улучшает демпфирование боковых колебаний кузова. Направляющие функции осуществляют две продольные штанги, а в боковом направлении – опора рядом с концом дышла вместе с механизмом Уатта, который состоит из двух поперечных тяг и центрального балансира (Рис. 8).

Рис. 8. Подвеска с дышлом автомобиля «Ровер-2600S».

Каждая из этих штанг воспринимает половину боковой силы, а опора центрального балансира – всю боковую силу. Таким образом, положение этой опорной точки определяет высоту центра крена. В отличие от тяги Панара, механизм Уатта направляет ось при ходах отбоя и сжатия без какого-либо бокового смещения. Кроме того, высота этой точки остается неизменной при различных нагрузках и кренах и любой поворот в плане задней оси при движении на повороте исключается.

  1.  Подвеска с продольными рычагами, нагруженными на изгиб.

Вместо центральной трубы дышла направляющие функции в продольном направлении могут выполнять два нагружаемых на изгиб боковых рычага, которые передают тяговый и тормозной моменты, уменьшая тем самым продольный крен кузова. При разноименном ходе подвески происходит взаимный перекос обоих рычагов (Рис. 9). Конструкция подвески должна обеспечивать возможность такого перекоса без ухудшения направляющих свойств. Кроме того, взаимный перекос продольных рычагов вызывает упругую деформацию резиновых элементов, осуществляя стабилизацию на повороте, что позволяет разгрузить стабилизатор или обойтись вовсе без него.

Рис. 9. Взаимный перекос продольных рычагов при разноименном ходе подвески

Такие подвески имеют, в общем, балку U-образного профиля, воспринимающую моменты вертикальных и боковых сил. К этой балке с торцов приварены фланцы опор подшипника колеса, а также направленные вперед продольные рычаги (Рис. 10). При боковом крене кузова эти рычаги взаимно перекашиваются, однако, открытый профиль оказывает определенное сопротивление этому скручиванию. В результате в повороте возникает стабилизирующее действие.

Рис. 10. Подвеска со скручиваемой балкой автомобиля «Ауди 100»

Для ослабления тенденции к недостаточной поворачиваемости в задней подвеске переднеприводного автомобиля требуется относительно большая жесткость стабилизатора, которую можно получить увеличением толщины U-образного профиля. Однако, такая мера привела бы к повышению напряжений кручения сверх допустимого предела, поэтому большинство моделей имеет еще в качестве стабилизатора торсион, приваренный с обеих сторон к фланцам опор подшипника колеса. Вертикальные силы воспринимаются амортизаторами с пружиной, которые крепятся перед балкой подвески или на ней.  За осью располагается тяга Панара.

  1.  Подвеска со связанными рычагами

Подвеска со связанными рычагами занимает промежуточное положение между подвеской на продольных рычагах и зависимой подвеской. В этом варианте конструкции продольные рычаги связаны между собой поперечиной, которая имеет V-образный профиль. Соединение профиля с рычагами обычно усилено накладками. Подрессоривание осуществляется вертикальными амортизаторами с пружиной, нижняя проушина которых крепится болтом по оси колес (Рис. 11). Две передние опоры при прямолинейном движении без внешних воздействий почти не нагружаются. При этом стоит отметить, что при размещении поперечины между центрами качания рычагов подвеска становится аналогичной конструкции на продольных рычагах, при смещении поперечины назад до оси колес получается зависимая подвеска.

Рис.11. Задняя подвеска автомобилей «Фольксваген-Гольф II» и «Джетта II»

Данная схема обладает следующими преимуществами:

  •  Легкость установки и снятия всей подвески; компактность, особенно при использовании торсионов; простота крепления амортизаторов с пружиной; отсутствие направляющих рычагов и штанг и, как следствие, небольшое число деталей.
  •  Оптимальное передаточное отношение от колеса к амортизатору с пружиной; только две опорные точки, почти не влияющие на подрессоривание; малая неподрессоренная масса; возможность выполнения поперечиной функций стабилизатора.
  •  

Почти полное отсутствие изменения схода и колеи при равностороннем и разностороннем ходе подвески (Рис. 12), зависящее от нагрузки способствование недостаточной поворачиваемости под действием бокового крена; благоприятное расположение центров продольного крена, уменьшающее подъем задней части кузова при торможении.

               а)                                             б)                                 

               

Рис. 12. Изменение развала при различных конструкциях подвесок в зависимости от хода колеса: а) при равностороннем ходе б) при разностороннем ходе; 1 – подвеска со связанными рычагами; 2 – зависимая подвеска; 3 - подвеска на продольных рычагах; 4 – подвеска на косых рычагах; 5 – подвеска с направляющими стойками

К недостаткам данной конструкции можно отнести:

  •  Трудность серийного применения для ведущих колес.
  •  Способствование избыточной поворачиваемости под действием боковых сил.
  •  Возникновение напряжений кручения и сдвига в поперечине.
  •  Высокая нагруженность сварных швов, ограничивающая допустимую нагрузку на заднюю ось.

  1.  Независимые подвески.

Учитывая тенденции современного автомобилестроения, из независимых подвесок задней оси переднеприводного автомобиля следует рассмотреть, пожалуй, лишь варианты с двойными поперечными рычагами и многорычажную подвеску.

Многорычажная подвеска (Рис. 12) в настоящее время является самым распространенным типом подвески, который применяется на задней оси легкового автомобиля. Многорычажная подвеска устанавливается как на переднеприводные, так и на заднеприводные автомобили. Данная подвеска используется также на передней оси автомобиля, например на некоторых моделях автомобилей Audi.

Рис. 13. Задняя многорычажная подвеска BMW 1 серии со сложной структурой максимально увеличивает маневренность, обеспечивая идеально точное положение каждого колеса. Она позволяет автомобилю BMW 1 серии сохранять свой динамичный характер, одновременно обеспечивая пассажирам безупречный комфорт.

Многорычажная подвеска является дальнейшим развитием подвески на двойных поперечных рычагах. Если каждый из поперечных рычагов разделить на две части (два отдельных рычага) получиться простейшая многорычажная подвеска.

К началу 1960-х автомобилестроители стали понимать особое значение – с точки зрения держания дороги и управляемости – именно задней подвески. Выяснилось, что для задних колес лучше всего подходит схема с двойными поперечными рычагами (ДПР), которая уже показала себя на «формульных» болидах Cooper. Вслед за успешными гоночными конструкциями появились первые «гражданские» модели с ДПР сзади: 2-местное спорт-купе Jaguar E-type в 1961 году, а годом позже –седан Mk X той же марки.

У подвески с ДПР самая совершенная кинематика. Если длина рычагов подобрана правильно (верхние короче), то при прогибе упругих элементов, при движении колес вверх-вниз их колея практически не меняется (рис. 14). То есть, пятно контакта резины не проскальзывает по ходовой поверхности поперек направления движения. Значит, сцепление покрышки с опорной поверхностью не нарушается. Между прочим, это особенно значимо при движении по скользким дорогам (гололед и тому подобное). Так что подвеска с ДПР в первую очередь нужна для российских условий эксплуатации.

Рис. 14. Колея у подвески с ДПР при прогибах не меняется; дорогого стоит

В общем, при взгляде спереди (сзади) все хорошо – во всяком случае, так казалось поначалу. Однако по мере быстрого увеличения литража и мощности двигателей, роста скоростей движения замечательная подвеска стала обнаруживать не самые приятные свойства. В первую голову их испытывали на себе неопытные водители – причем как раз в критический момент, когда они неожиданно теряли уверенность в себе. Что называется, врасплох.

Скажем, заходите вы в вираж чуть быстрее, чем нужно. А он вдобавок со скрытым коварством: спираль закручивается все острее – такая конфигурация встречается совсем не редко. Интуитивная реакция водителя-новичка сбросить «газ» – да еще и притормозить. И тут автомобиль выказывает свой норов: в ответ на торможение он вдруг забрасывает «корму», начинает «ввинчиваться» в вираж – и переходит в неконтролируемое вращение. Так и до беды недалеко.

В плане (при взгляде сверху) видно, что корень зла здесь во вроде как продвинутой конструкции задней подвески с ДПР. Дело даже не в том, что рычаги двойные, а в том, что поперечные; простенькая подвеска с качающимися полуосями (Volkswagen «жук») при торможении в виражах ведет себя примерно так же. Сказывается эластокинематика подвески: шарниры «играют», опоры и рычаги деформируются. Посмотрите (рис. 15), что происходит с подвеской на поперечных рычагах при торможении: из-за эластокинематики их слегка отгибает назад.

Рис. 15. Под тормозами поперечные рычаги слегка отгибаются назад: отрицательное схождение колес

Возникает так называемое отрицательное схождение задних колес. Тогда как необходимо поддерживать легкое положительное схождение. 1,5-2 градуса отрицательного схождения, и неопытному водителю грозят в вираже серьезные осложнения. Именно тогда, когда возникают мощные поперечные силы, которые кренят автомобиль и дополнительно нагружают внешние по отношению к повороту колеса.

Ведь что получается: на первый взгляд, задние колеса отклоняются от продольной оси симметрично. Внутреннее по отношению к повороту – внутрь, внешнее – наружу. Но нагружено-то в вираже сильнее внешнее колесо, поэтому именно оно и определяет поведение автомобиля. При торможении заднее наружное отклоняется слегка от поворота – и возникает эффект избыточной поворачиваемости. Столь опасный для неопытного водителя, – причем в самую трудную для него минуту.

Иной раз достаточно, – испугавшись, – просто сбросить «газ», и тормозной момент двигателя вызовет то самое «ввинчивание». Скажем, едете вы за рулем чудного Corvette (с 1963 спорт-модель оснащается независимой задней подвеской с ДПР), под капотом которого двигатель объемом 5,7 литров. При сбросе «газа» тормозного момента такого мотора вполне хватает, чтобы вызвать эффект избыточной поворачиваемости – даже на сухой ходовой поверхности. Не говоря уже о скользкой…Приходится мириться с податливостью подвески – и предусматривать компенсирующие средства. Схема с ДПР стала усложняться.

Первым автомобилем, в задней подвеске которого предусматривались особые контрмеры по отношению ко «ввинчиванию» на торможении, по-видимому, стал Porsche 928. У высокодинамичного GT (он появился в 1979 году) спереди стоял мощный 4,5-литровый двигатель- «восьмерка», и конструкторы заранее предвидели особенности поведения автомобиля в виражах. Чтобы исключить отрицательное схождение задних колес, к нижним поперечным рычагам присоединили направленные вперед короткие вспомогательные тяги (рис. 16); остроумное решение. Оно так и осталось в истории автомобилестроения под обозначением «мост Вайсзах» – по названию населенного пункта в ФРГ, где работали изобретательные инженеры Porsche KG.

Рис. 16. «Мост Вайсзах» с шарнирным вспомогательным рычагом

Идея вот в чем: пусть поперечные рычаги на торможении отгибаются назад – ничего не поделаешь. Но при деформации рычагов вспомогательные тяги придают колесам положительное схождение. И Porsche 928 отличался замечательным держанием дороги и управляемостью – безо всяких неожиданностей в виражах.

«Мост Вайсзах» задал направление развития, а очередной шаг сделали у Mercedes: в 1982 году появился компактный седан 190 (модель W201). Его тут же окрестили «бэби»-Benz. У него независимая задняя подвеска с ДПР, причем впервые «многорычажная». То есть, все 5 рычагов (рис. 17), взаимодействие которых надежно компенсирует неприятные выверты эластокинематики.

Рис. 17.  Сдвоенные поперечные рычаги (Mercedes 190) образуют трапецию: положительное схождение колес при торможении
1 - Верхний задний рычаг. 2 - Верхний передний рычаг.
3 - Нижний передний рычаг. 4 - Вспомогательная тяга. 5 - Нижний задний (опорный) рычаг - 6. Амортизатор.

Верхний и нижний рычаги у «бэби-Бенца» сдвоенные (уже 4) и образуют что-то вроде трапеций. В них-то и скрыта суть: когда на торможении концы рычагов подаются назад, стороны трапеций доворачивают колеса в нужном направлении. А 5-й рычаг - для полноты картины: он ориентирован косо вперед и независимо от торможения при боковом крене машины (опять же в вираже) подруливает в сторону легкой недостаточной поворачиваемости. Никаких сюрпризов; автомобиль всегда ведет себя вполне предсказуемо и послушно.

Теперь «многорычажные» подвески ставят сзади едва ли не на всех легковушках сколько-нибудь приличного класса. Обратите внимание: в основе здесь проверенная схема с ДПР со всеми ее достоинствами, – дополненная вспомогательными рычагами и тягами. Такую конфигурацию называют еще «пространственной», поскольку многочисленные рычаги задействованы в непростой 3-мерной игре. Так что 5 рычагов в задней подвеске вроде и многовато, – однако лишних нет. Задняя подвеска на двойных поперечных рычагах достигла совершенства.

Преимущества:

  •  независимые друг от друга колеса;
  •  неподрессоренная масса невелика;
  •  поперечная и продольная регулировка независимы;
  •  эластокинематика отличается хорошей недостаточной поворачиваемостью;
  •  наличие возможностей для разработки вариантов данной подвески 4х4, а также с двумя управляемыми осями;
  •  непревзойденная комфортабельность и управляемость.

Недостатки:

  •  необходима предварительная установка подрамника, чтобы установить подвеску  на автомобиль и создать изоляцию для кузова;
  •  подвеска только внешне кажется жесткой благодаря использованию множества втулок;
  •  необходимость в большом пространстве сзади, чтобы компоновать разные рычаги;
  •  сложность изготовления и дороговизна.

Исходя из рассмотрения всех вышеописанных конструкций подвесок и тенденций современного производства автомобилей, используем многорычажную заднюю подвеску для разрабатываемого автомобиля.

  1.  Методы кинематического и силового анализа независимых подвесок автомобиля.

Важную роль при разработке подвески автомобиля играет определение кинематических и силовых параметров, таких как силовое передаточное отношение, изменение угла развала, колеи, угла поперечного наклона оси поворота колеса, деформации упругого элемента в зависимости от хода колеса. Эти характеристики оказывают сильное влияние на эксплуатационные свойства автомобиля, безопасность управления и устойчивость.

Все указанные значения можно получить различными методами. Рассмотрим коротко наиболее распространенные пути расчета.

Графический метод кинематического и силового анализа заключается в представлении подвески автомобиля в виде кинематической схемы со звеньями и шарнирами. При этом все размеры полученной схемы полностью соответствуют реальной конструкции подвески. Например, на рисунке 18 изображена типовая кинематическая схема для подвески типа МакФерсон с указанием размеров.

 

Рис. 18. Размеры кинематической схемы передней подвески типа МакФерсон

при статической нагрузке на автомобиль

Благодаря несложным графическим построениям для заданного количества различных положений хода колеса довольно наглядно можно получить все вышеуказанные кинематические характеристики подвески. Силовое передаточное отношение при этом определяется из построения силовых треугольников. Таким образом, все необходимые параметры подвески могут быть найдены графически.

Вторым распространенным методом для анализа подвески является аналитический подход. Как следует из названия, в этом случае инструментом достижения цели служат аналитические выкладки, уравнения сил и моментов, действующих в элементах подвески. Следует отметить, что при ручном расчете данный метод имеет естественное ограничение применимости при усложнении конструкции подвески, увеличении числа элементов, входящих в ее состав.

Также стоит заметить, что зачастую упомянутые два метода взаимодействуют, давая более широкий простор для маневра при расчетах. Другими словами, в большинстве случаев имеет место синтез методов расчета, представляющий собой графо-аналитический подход к решению задачи. В этом случае определенная часть расчета отводится графической составляющей, а продолжение расчета ведется аналитически или наоборот.

Однако, в современном автомобилестроении конструкции подвесок настолько сложны, что все расчеты ложатся на плечи ЭВМ. Для этого существуют специализированные программные пакеты, которыми пользуются в заводских условиях. Они позволяют не только рассчитать все параметры с непревзойденной точностью, но и визуализировать многие моменты, что позволяет провести полноценную оценку разрабатываемого проекта, не тратя средств на всевозможные испытания. Одним из наиболее заметных на этом рынке продуктов является программный пакет фирмы MSC Software “Adams.Car”.  В нем достаточно удобно и несложно создать модель подвески с нуля на основе чертежей или же на основе встроенных шаблонов. После создания модели, задания условий движения и всевозможных условий движения (в том числе дорожных) программа проводит виртуальное испытание подвески с выводом необходимых результатов в виде графиков. Вдобавок имеется возможность визуализации проведенного испытания для наглядности происходящих процессов. Таким образом, при помощи данного продукта можно создать модель подвески и, изменяя условия движения в широком диапазоне, получить все необходимые конструктору оценочные параметры. Для примера приведен вид отображаемой модели (рис. 19) и график изменения плеча обкатки в зависимости от хода колеса (рис. 20) для подвески на двойных поперечных рычагах.

К сожалению, данный программный пакет слабо представлен в нашей стране и его использование сильно затруднено по ряду причин. Во-первых, отсутствие лицензионного доступа к данной программе и, во-вторых, отсутствие обучающих материалов на русском языке. Определенные затраты сил и времени были направлены на освоение данного продукта, практически полностью переведен на русский язык оригинальный фирменный обучающий курс с иллюстрациями для начинающих. Однако, ввиду нехватки времени было решено отказаться от идеи внедрения Adams.Car в расчет данного дипломного проекта. Для анализа передней и задней подвески будет использоваться графо-аналитический метод, причем для передней подвески уклон будет сделан на графический расчет, для задней – на аналитический.

Рис. 19. Вид модели подвески на двойных поперечных рычагах в программном пакете Adams.Car

Рис. 20. Вид графика изменения плеча обкатки в зависимости от хода колеса для подвески на двойных поперечных рычагах в программном пакете Adams.Car

  1.  Задание основных показателей технической характеристики автомобиля, его ходовой части и подвески
    1.  Содержание задания

Разработать подвеску легкового автомобиля малого класса II группы (С класса),  предназначенного для систематической эксплуатации по дорогам разных категорий, имеющим ремонтную  дорожную службу.

Дополнительные требования

Класс автомобиля по отечественной классификации

- малый класс второй группы

Грузовместимость – пять человек, включая водителя, и дополнительно 50 кг груза в багажнике

Особенности компоновки: колесная формула 4х2; привод на задние колеса.

Тип подвески:

- передних колес – независимая пружинная подвеска типа Макферсон с гидравлическими амортизаторами телескопического типа и стабилизатором поперечной устойчивости; 

- задних колес – независимая многорычажная пружинная подвеска с гидравлическими амортизаторами телескопического типа и стабилизатором поперечной устойчивости. 

  1.  Задание нагрузок на ходовую часть и выбор шин и размеров колес 

2.2.1. Снаряженная масса

В соответствии с заданием, для легкового автомобиля малого класса второй группы, по таблице 2.4. приложения 2 задаем значение сухой массы, Мсух = 1050 кг. Массу снаряжения принимаем 10% от сухой массы автомобиля,  Мсн =  0,1· Мсух = 0,1·1050 = 105 кг. Снаряженная масса автомобиля

Мс =  Мсух + Мсн =  1050 + 105 = 1155 кг.

2.2.2. Грузоподъемность автомобиля

Мг =  n · (Mч + Мб)+ΔМб =  5 · (70 + 10) +50 = 450 кг,

где n = 5 - число мест в кузове; Мч = 70 кг - расчетная масса одного человека;  Мб = 10 кг - масса багажа на одного человека, ΔМб =  50 кг - дополнительная масса груза в багажнике.

2.2.3. Полная масса

Полная (допустимая) масса Мg = Мс + Mг = 1155 + 450 = 1605 кг,

2.2.4. Габаритные размеры

Автомобиль данного класса  не должен превышать следующих габаритных размер(см рис. 21):

- длина La = 4,5 м, не более;

- ширина B = 1,57 м, не более;

- высота H = 1,47 м, не более (для автомобиля без груза).

Принимаем рекомендуемые размеры:

- базы L = 2,47 м;

- колеи: - передних колес Ba = 1,43 м; - задних Bb = 1,41 м.

- дорожного просвета hк ≥ 160 мм (при полной нагрузке);

- углы переднего и заднего свеса: γ1 = 25 о и  γ2 = 20 о, соответственно

2.2.5. Минимальный радиус поворота

Rmin  = 5,5 м

2.2.6. Максимальная скорость

Vmax  = 155 км/ч

Рис. 21. Габаритные размеры автомобиля

2.2.7. Тип подвески, тормозного и рулевого управления

В соответствии с заданием ходовая часть должна иметь привод на передние  колеса. Колесная формула 4х2. Передняя пружинная подвеска независимая, типа макферсон со стабилизатором поперечной устойчивости, с гидравлическими амортизаторами телескопического типа. Задняя независимая многорычажная подвеска с гидравлическими амортизаторами телескопического типа и со стабилизатором поперечной устойчивости.

Тормозное управление включает рабочую систему с раздельным двухконтурным гидравлическим приводом и стояночную тормозную систему с механическим приводом. Передние колеса снабжены дисковыми тормозными механизмами, а задние колеса барабанными. Функции запасной тормозной системы выполняет стояночная тормозная система с механическим приводом на тормозные механизмы задних колес. Усилие на органы управления по ГОСТ 22895-77 должно быть не более: - на педаль тормоза 490 Н; - на рычаг 392 Н. В гидравлическом приводе тормозного управления необходимо предусмотреть установку регулятора тормозных усилий, ограничивающего давление в рабочих цилиндрах тормозных механизмов задних колес и не допускающего их блокировку при коэффициенте сцепления φ = 0,3…0,4 и при рабочем давлении в контуре р = 4 МПа.

Рулевой механизм типа шестерня-рейка. Рулевой привод с задним расположением рулевой трапеции с расчлененной поперечной тягой.

2.2.8. Нормативный ресурс

S = 150 тыс. км.

Основные параметры, необходимые для проектирования ходовой части, сведены в таблицу 1.

Таблица 1

Основные параметры ходовой части легкового автомобиля

1.Общемашинные показатели

1.1. Число мест в кузове

5

1.2. Грузоподъемность, кг

450

1.3. Масса автомобиля, кг:

  •  снаряженная
  •  допустимая (полная) нагрузка

1155

1605

1.4. Габаритные размеры, мм:

- длина*

4200

- ширина

1570

- высота (без нагрузки)*

1470

  1.   База, мм

2470

  1.  Колея, мм:

- передних колес

1430

- задних колес

1410

  1.   Минимальный клиренс, мм*

160

  1.   Наименьший радиус поворота (по следу) наружного переднего колеса, м

5.5

  1.   Наибольшая скорость автомобиля

155

2.Ходовая часть

  1.   Колесная формула

4х2

  1.   Ведущие колеса

Передние

  1.  Подвеска (тип):

- передняя

Пружинная типа Макферсон, с гидравлическими  амортизаторами и со стабилизатором поперечной устойчивости.

- задняя

Пружинная независимая многорычажная с гидравлическими  амортизаторами со стабилизатором поперечной устойчивости.

  1.  Амортизаторы (тип)

Гидравлические, телескопического типа

3.Тормозное управление

  1.   Рабочие тормоза (тип):

- передние

Дисковые

- задние

Барабанные колодочного типа

  1.  Привод тормозов

Гидравлический

  1.  Стояночный тормоз*

(он же запасной)

Рабочие тормоза задней тележки

4.Рулевое управление

  1.  Рулевой механизм (тип)

Шестерня-рейка

  1.  Наличие усилителя руля

нет

2.2.9. Определение максимальной нагрузки на колеса и выбор шин

Так как в исходных данных не указано положение центра масс автомобиля, распределение нагрузки по осям задаем по статистическим данным. Для легкового переднеприводного автомобиля, нагрузка на колеса передней оси составляет:

kс.а  = 61% - для автомобиля без груза (в снаряженном состоянии);

k2.а  = 60% - два человека на передних сидениях;

k4.а  =55% - четыре человека (два на передних и два на задних сиденьях);

kg.а  = 49% - пять человек и багаж (полностью груженый автомобиль).

 Распределение нагрузки по осям:

  •  для передней оси:

- в снаряженном состоянии

Gс.а = kс.а · Мс· g =  0,61·1155·9,81 = 6912,0 Н.

Здесь  kс.а =  61% = 61/100 = 0,61 - коэффициент распределения массы на переднюю ось легкового переднеприводного автомобиля в снаряженном состоянии. Нагрузка на колесо

Gк.с.а = Gс.а  / 2 = 6912/2 = 3456,0 Н (352 кгс).

- два человека

G2 = k2· М2· g =  0,6·1315·9,81 = 7740,0 Н.

Здесь масса автомобиля с двумя человеками в кузове

М2 = Мс + Мг2 = 1155 + 160 = 1315 кг,

где масса груза Мг2 =  n · (Mч + Мб) =  2 · (70 + 10) = 160 кг.

Нагрузка на колесо Gк.2 = G2.а  / 2 = 7740,0/2 = 3870,0 Н (394 кгс).

- четыре человека (проектная или конструктивная масса)

G4 = k4· М4· g =  0,55·1475·9,81 = 7958,0 Н.

Здесь масса автомобиля с четырьмя человеками в кузове

М4 = Мс + Мг4 = 1155 + 320 = 1475 кг,

где масса груза Мг4 =  n · (Mч + Мб) =  4 · (70 + 10) = 320 кг.

Нагрузка на колесо Gк.4 = G4.а  / 2 = 7958,0/2 = 3979,0 Н (406 кгс).

- пять человек (полная или допустимая масса)

Gg = kg· Мg· g =  0,49·1605·9,81 = 7715,0 Н.

Нагрузка на колесо Gк.g = Gg.а  / 2 = 7715,0/2 = 3857,5 Н (332кгс).

  •  для задней оси

- в снаряженном состоянии

Gс.b = kс.b · Мс· g =  0,39·1155·9,81 = 4420 Н.

Здесь  kс.b  =  1- kс.a  = 1- 0,61 = 0,39 - коэффициент распределения массы на заднюю ось легкового переднеприводного автомобиля в снаряженном состоянии. Нагрузка на колесо

Gк.с.b = Gс.b  / 2 = 4420/2 = 2210 Н (225 кгс).

- два человека

G2.b = k2.b · М2· g =  0,4·1315·9,81 = 5160,0 Н.

Нагрузка на колесо Gк.2.b = G2.b  / 2 = 5160,0/2 = 2580,0 Н (263 кгс).

- четыре человека (проектная или конструктивная масса)

G4 = k4.b · М4· g =  0,45·1475·9,81 = 6512,0 Н.

Нагрузка на колесо Gк.4 = G4.а  / 2 = 6512,0/2 = 3256,0 Н (332 кгс).

- пять человек (полная или допустимая масса)

Gg.b = kg.b · Мg· g =  0,51·1605·9,81 = 8030,0 Н.

Нагрузка на колесо Gк.g.b = Gg.b  / 2 = 8030,0/2 = 4015 Н (409 кгс).

Расстояние от оси передних колес до центра масс:

 - для снаряженного автомобиля

 мм;

- для двух человек

 мм;

- для четырех (проектная масса)

 мм;

- для полной массы

 мм;

Высота центра масс:

 Высоту центра масс определяем как 0,39·Н, где Н – высота автомобиля в снаряженном состоянии /3/.  мм.

Выбор шин и размеров обода:

Максимальная нагрузка приходится на задние колеса.

Gк.b.max = Gк.g.b  = 4792 Н (488,5 кгс).

По ГОСТ 4754-80 (см. таблицу  приложения 8), учитывая максимальную нагрузку на колесо Gш = Gк.b.max = 485 кгс и Vmax = 180 км/ч, выбираем шину 175/70R13. Характеристика шины приведена в таблице 2.

Таблица 2

Характеристика шины

- Обозначение шины:  175/70R13

- Тип конструкции: радиальная

- Исполнение: бескамерная

- Индекс грузоподъемности: 80

- Тип рисунка протектора: дорожный

- Наружный диаметр: 580 мм

- Ширина профиля (не более): 176 мм

- Радиус: - статический: 265 мм

               - качения: 281 мм

- Максимальная нагрузка: 420 кгс (4,120 кН)

- Внутреннее давление при максимальной нагрузке: 2,1 кг/см2

- Максимальная скорость: 180 км/ч

- Профиль обода: 5J

Давление воздуха в шинах колес передней и задней оси соответственно pш.а = 2,1 кгс/см2 и  рш.в = 2,1 кгс/см2, см. приложение 8.

Шины монтируются на обод 5J  (ГОСТ 10408-74). Размеры элементов крепления колес по ГОСТ 10408-74.  Ориентировочная масса колеса в сборе с шиной mк = 15 кг. Суммарная масса вращающихся частей колеса, ступицы и тормозного механизма ≈ (1,5…1,6) · mк = 1,5·15 =  22,5 кг – для дисковых тормозных механизмов и ≈ (1,35…1,4) · mк = 1,4·15 =  21 кг – для барабанных.

  1.  Подрессоренные и неподрессоренные массы

При отсутствии данных по массе узлов ходовой части неподрессоренные массы  определяем через коэффициенты неподрессоренных масс подвески отнесенных к массе колеса ,

где m1(2) – приведенная неподрессоренная масса элементов подвески передней (1) или задней (2) оси; mк – масса колеса. Значения коэффициентов неподрессоренных масс задаем в зависимости от типа подвески с учетом наличия привода к ведущим колесам, см. таблицу 10.2 приложения 10.

Неподрессоренная масса для передней ведущей оси при наличии подвески типа Макферсон,

 m1 = mк· (k1 + 2) = 15·(3,6 + 2) = 84 кг.

Неподрессоренная масса для задней ведомой оси с независимой подвеской,

 m2 = mк· (k2 + 2) = 15·(1,8 + 2) = 57,0 кг.

Подрессоренные массы:

  •  для передней оси:

- в снаряженном состоянии

Mс.1 = Gc.a /g m1 = 6912/9,81 84 = 621 кг.

- два человека

M2.1 = G2.a /gm1 = 7740/9,81– 84 = 705 кг.

- четыре человека (проектная масса)

M4.1 = G4.a /gm1 = 7958/9,81 – 84 = 727 кг.

- полная масса

Mg.1 = Gg.a /gm1 = 7715/9,81 – 84= 702 кг.

  •  для задней оси:

- в снаряженном состоянии

Mс.2 = Gc.b /g m2 = 4420/9,81 57 = 394 кг.

- два человека

M2.2 = G2.b /gm2 = 5160/9,81 – 57= 469 кг.

- четыре человека (проектная масса)

M4.2 = G4.b /gm2 = 6512/9,81 – 57= 607кг.

- полная масса

Mg.2 = Gg.b /gm2 = 8030/9,81 – 57= 762 кг.

  •  для всего автомобиля:

- в снаряженном состоянии

Mп.с = Mс.1 + Mс.2 =621+ 394 = 1015кг.

- два человека

Mп.2 = M2.1 + M2.2 = 705 + 469 = 1174 кг.

- четыре человека (проектная масса)

Mп.4 = M4.1 + M4.2 = 727 + 607 = 1334 кг.

- полная масса

Mп.g = Mg.1 + Mg.2 = 702 + 762 = 1464 кг.

Нагрузка на подвеску

Нагрузка на подвеску, приведенная к оси колеса:

  •  для передней оси:

- в снаряженном состоянии

Рк.с.1 = (Мc.1 /2)·g =  621/2· 9,81 = 3046 Н.

- два человека

Рк.2.1 = (М2.1 /2)·g =  705/2· 9,81 = 3458 Н.

- четыре человека (проектная масса)

Рк.4.1 = (М4.1 /2)·g =  727/2· 9,81 = 3566 Н.

- полная масса

Рк.g.1 = (Мg.1 /2)·g =  702/2· 9,81 = 3443 Н.

  •  для задней оси:

- в снаряженном состоянии

Рк.с.2 = (Мc.2 /2)·g =  394/2· 9,81 = 1933 Н.

- два человека

Рк.2.2 = (М2.2 /2)·g =  469/2· 9,81 = 2300 Н.

- четыре человека (проектная масса)

Рк.4.2 = (М4.2 /2)·g =  607/2· 9,81 = 2977 Н.

- полная масса

Рк.g.2 = (Мg.2 /2)·g =  762/2· 9,81 = 3738 Н.

Полученные значения нагрузок сведены в таблицу 3.

Таблица 3

Расчетные значения нагрузок на ходовую часть легкового автомобиля

Вид нагрузки

Загрузка автомобиля

без груза,

Мг = 0

проектная нагрузка,

Мг = 320 кг

полная нагрузка,

Мг = 450 кг

Масса автомобиля M, кг

Нагрузка на ось G, Н:

- переднюю

- заднюю

Нагрузка на колеса Gк, Н:

- передней оси

- задней оси

Масса колеса mк, кг

Приведенная масса колеса, ступицы и тормоза , кг:

- передней оси

- задней оси

Неподрессоренная масса m1(2), кг:

- передней оси

- задней оси

Подрессоренная масса, кг:

- передней оси, M1

- задней оси, M2,

- всего автомобиля, Mп

Упругая сила подвески, приведенная к оси колеса Рк, Н:

- передней оси

- задней оси

1155

6912

4420

3456

2210

621

394

1015

3046

1933

1475

7958

6512

3979

3256

15

22,5

21

84

57

727

607

1334

3566

2977

1605

7715

8030

3857,5

4015

702

762

1464

3443

3738

  1.  Расчет момента инерции подрессоренной массы в продольной плоскости

Подрессоренная масса задней оси автомобиля:

nч = 4.         Mпb4 = 607 кг;

Подрессоренная масса всего автомобиля:

nч = 4.          Mп4 = 1334 кг;

Расстояния от центра подрессоренных масс до передней и задней  оси автомобиля (l1 – до передней оси; l2 – до задней)

При частичной загрузке

nч = 4.          м;

                  l24 = Ll14 = 2,47 – 1,124 = 1,346 м.

Момент инерции подрессоренной массы в продольной плоскости относительно поперечной оси, проходящей через цент подрессоренной массы автомобиля

.

Здесь ρ – коэффициент распределения подрессоренной массы для легковых автомобилей составляет 0,8…1,1 (принимаем ρ =1).

nч = 4.             кг·м2.

  1.  Определение размеров основных элементов ступиц колес

2.3.1.1. Определение размеров ступицы передних ведущих колес

Вал привода колеса рассчитывают на кручение при интенсивном разгоне с места.

  = Рf rк /(0,2 dвн3),

где Рf = Gк.а.·  = 3979 ·0,9 = 3582 Н - максимальная по сцеплению сила тяги на ведущем колесе; = 0,8...0,9 - коэффициент сцепления колеса с дорогой в продольном направлении.

Диаметр ведущего вала

 м.

Здесь [] = 500 МПа - допустимые напряжения кручения для стали 30ХГС.

По диаметру dвн выбираем прямобочные шлицы тяжелой серии с центрированием по боковым поверхностям b–102329 (ГОСТ 1139–80). Число шлицов z = 10; внутренний диаметр dвн = 23 мм; наружный диаметр dн = 29 мм.

Минимальную длину шлицов находят по допустимым напряжениям смятия:

8·Тmax

                                                  см = _____________________,   или

                                                            (dн2  dвн2) · z· lш ·

                           8 ·Рf.max ·rк                        8·3582·0,281

lш = ___________________________ = ________________________________________ ·10 3 = 49,2 мм.

                 (dн2  dвн2) · z ·[см] ·     (292  232) ·10 -6 ·10 ·70 ·106 ·0,75

 

Здесь Тmax = Рf.max ·rк - максимальное значение крутящего момента по сцеплению;

=  0,75...1,0 - коэффициент неравномерности нагружения шлицов; [см]  70 МПа - допускаемые напряжения смятия шлицов для стали 30ХГС. Принимаем lш = 50 мм.

Рис. 22. Расчетная схема ступицы ведущих колес переднеприводного легкового автомобиля

Толщину ступицы задаем из условия:

 dст = (1,3...1,4)dн = 1,3 ·29 = 37,7 мм.

По диаметру dст выбираем подшипник шариковый радиально-упорный с уплотнением. Условное обозначение подшипника 256708. Его габаритные размеры: d = 42 мм; D = 75 мм; B = 37 мм.

Принимаем наружный диаметр ступицы Dст = d = 42 мм;  внутренний диаметр ступицы равен наружному диаметру ведущего вала  dст = dн = 29 мм.

2.3.1. 2. Поверочный расчет оси ступицы

Ось ступицы проверяем по допустимым напряжениям изгиба в сечении I – I, для которого с1 = В/2 =0,0185 м (см. рис. 22).

  1.  При интенсивном разгоне.

- Максимальная сила тяги по двигателю

                                        Тд U1 Uгп        120·3,454·3,7

Рf = _____________ = __________________________ ·10 = 2,729 кН,

                                        2 rк                            2·0,281

где Тд = 120 Н м - момент двигателя; U1 = 3,454 - передаточное число КП на 1-й передаче; Uгп = 3,7 - передаточное число главной передачи.

Проверяем по максимальной силе тяги по сцеплению с дорогой:

 Рf = Gк.а.·  = 3979 ·0,9 = 3582 Н

- Коэффициент перераспределения нагрузки на передние колеса при разгоне машины с приводом на переднюю ось

где hg = 0,573 м - высота центра тяжести автомобиля; L = 2,47 м - колесная база;

Gа = 7,958 кН - нагрузка на переднюю ось.

- Нагрузка на передние колеса при разгоне

Gк = 0,5 kf Gа = 0,5 ·0,791·7,958 = 3,15 кН.

- Вертикальная нагрузка на ось колеса

Zf = Gк – mк' · g = 3,15 – 15 ·10 –3·9,81 = 3 кН.

- Момент изгиба втулки в вертикальной плоскости в сечении I-I

 Тf.в = Zf··с1 = 3·0,0185 = 0,0555 кН м.

- Момент изгиба втулки в продольной плоскости

 Тf.г = Рf ·с1 = 3,582·0,0185 = 0,0663 кН м.

- Момент кручения

 Тf.кр = Рf ·rк = 3,582·0,281 = 1,007  кН м.

- Напряжения в сечении I-I

 МПа,

где Wи.1 - момент сопротивления изгибу в сечении I-I. Считая вал полым (без учета сечения вала полуоси):

Wи.1 = 0,1 Dст3 [1 – (dст /Dст)4] = 0,1·0,0423 · [1 – (0,029/0,042)4]  = 5,725·10–6  м3.

Обозначение диаметров dст и Dст показано на рис. 2.2.

2. При торможении.

                                                      Ти.т        106,9 ·106

т = _______ = ______________ = 18,7 МПа,

                                                       Wи.1         5,725·106

где Ти.т - момент изгиба оси при торможении:

 кН м;

Zк.т - нагрузка на ось колеса при торможении:

Zк.т = 0,5 kт Gа – mк' g = 0,5 ·1,1·7,958 – 15·10 –3·9,81 = 4,23 кН.

Здесь kт = 1,1...1,2 - коэффициент увеличения нагрузки на ось при торможении, см. приложение 1;

Pт - расчетное значение тормозной силы по сцеплению:

Pт =  ·kт Gа /2 = 0,9 ·1,1·7,958/2 = 3,939 кН.

Здесь = 0,9 - коэффициент сцепления;

3. При заносе.

Расчетная схема определения усилий на ступицы наружного и внутреннего колеса при заносе показана в приложении 2.

  •  Усилие на ось наружного колеса

 кН.

Здесь = 0,9...1,0 - коэффициент бокового скольжения; hg - высота центра масс;

Ва = 1, 43 м - колея передних колес.

- Усилие на ось внутренного колеса:

 кН.

- Боковая сила на наружное колесо:

 кН.

- Боковая сила на внутреннеее колесо:

 кН.

- Эквивалентные напряжения втулки в сечении I-I для наружного колеса:

 МПа.

Здесь F1 - площадь сечения I-I:

                     (Dст 2  dст 2)       3,14·(0,0422 0,0292)

F1 = __________________ = _______________________________ = 724,6·10 -6  м3.

                                       4                            4

  •  Эквивалентные напряжения в сечении I-I оси внутреннего колеса: 

 МПа.

г) При динамическом нагружении.

                                      

                                         kд Gа с1        2,0 ·7,958·0,0185

д = __________ = _______________________   ·10-6 = 25,7 МПа,

                                        2 Wи.1                2·5,725·10–6

где kд = 1,5...2,5 - коэффициент динамичности для легковых автомобилей.

Наибольшие напряжения в режиме заноса, полученные для наружного колеса

max = з.н = 333,6 МПа, не превышают допустимого значения []. Для ступиц изготовленных из стали 30Х [] = 500...550 МПа.

Поворотный кулак литой. Минимальную толщину корпуса под подшипник принимаем к = 9 мм.

2.3.1.3.  Определение долговечности двухрядного шарикового радиально-упорного подшипника ступицы передних ведущих колес

Схема установки подшипников передних колес показана на рисунке 22. В ступицах передних колес установлены двухрядные шариковые радиально-упорные подшипники с уплотнением. Номер подшипника 256708, его параметры: d = 42 мм; D = 75 мм;     В = 37 мм; С = 38,0 кН; Сo = 35 кН; е = 0,37. 

При прямолинейном движении (90% пробега) боковая нагрузка на колесо принимается равной Рб = 0,07· Gк, где Gк = Gа / 2 – нагрузка на колесо. Для передних колес      Рб = 0,07· Gа / 2 = 0,07· 7958/ 2 = 279 Н.

Статическая нагрузка на ось ступицы передних колес при проектной нагрузке

Zк = 0,5 · G а  –  мк'  ·  g = 0,5 ·7958 -15 ·9,81 = 3832 Н.

Сила тяги, приведенная к оси ступицы колеса

Хк = Рf = f · 0,5 · Gа = 0,06 · 0,5 ·7958 = 239 Н,

где f =  fо  + i = 0,01 + 0,05 = 0,06суммарный коэффициент сопротивления качению. Здесь, fо  = 0,008…0,012 – коэффициент сопротивления качению (для дорог IIII категории); i = 0,05уклон дорог.

Шариковый радиально-упорный подшипник расположен по центру относительно вертикальной оси колеса. Радиальная нагрузка на подшипник

 кН.

Считается, что осевое усилие на подшипник Ро одинаково действует при различных направлениях боковой силы Рб.

Эквивалентные нагрузки (при  = 36 о) рассчитываем по зависимости

Рэ = (kк ·Рr + 0,63 ·Ро) kб kт, при Ро /( kк·Рr) < 0,99,

или    Рэ = (0,59· kк·Рr + 1,04· Ро) kб kт, при Ро /( kк·Рr) > 0,99,

где kк = 1 – коэффициент вращения (вращается внутреннее кольцо); kб = 2,5 – коэффициент безопасности; kт = 1 – температурный коэффициент.

Осевая нагрузка на подшипник  Рo = Рб = 279 Н.

Рис. 23. Схема установки подшипника в ступице переднеприводного

легкового автомобиля

Эквивалентная нагрузка при отношении

Ро /( kк· Рr)= 279/(1·3840,0) = 0,07 < 0,99 определяется как,

Рэ = (kк ·Рr + 0,63· Ро )· kб ·kт =  (1·3,84 + 0,63 · 0,28) · 2,5·1 = 10 кН.

 При движении на повороте (10 % пробега, причем считается, что 5% поворотов будет в одну сторону и 5% в другую).

Нагрузка на наружнее колесо

G нк = 0,5·Gв (1 + m) = 0,5 ·7958 ·(1 + 0,101) = 4381 Н,

где m = аj· hg /(g· Bв ) = 2,47·0,573/(9,81·1,430) = 0,101 – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки на колеса при повороте; аj = Vп2/Rп = 402/(3,62·50) = 2,47 м/с2 – ускорение при повороте со скоростью Vп = 40 км/ч и с радиусом Rп = 50 м;  hg = 0,573 м – высота центра масс; Bв = 1,43 м – колея передних колес.

Вертикальная нагрузка на ось наружнего колеса при повороте

Z нк = G нк  –  Мк'·  g = 4381 – 15 ·9,81 = 4234 Н.

Радиальная нагрузка с учетом силы тяги

 кН.

Боковая сила на наружнее колесо при повороте

Р нб = аj /g · G нк = 2,47/9,81·4381 = 1103 Н.

Осевая нагрузка на подшипник наружного колеса Р нo = Р нб = 1,103 кН.

Эквивалентная нагрузка на подшипник наружного колеса на повороте при отношении   

Р но /(кк· Рr)= 1103/(1·3840) = 0,29< 0,99,

Р нэ = (kк  · Р нr + 0,63 · Р но) · kб · kт =  (1·4,24 + 0,63·1,103) ·2,5·1 = 12,34 кН

Нагрузка на внутреннее колесо по отношению к радиусу поворота

G внк = 0,5·Gа (1 – m) = 0,5 ·7958 ·(1 – 0,101) = 3577 Н.

Нагрузка на ось внутреннего колеса при повороте

Z внк = G внк – Мк' · g = 3577 – 15 ·9,81 = 3430 Н.

Радиальная нагрузка с учетом силы тяги

 кН.

Боковая сила на внутреннее колесо при повороте

Р внб = аj /g·  G внк = 2,47/9,81·3577 = 901 Н.

Осевая нагрузка на подшипник внутреннего колеса Р внo = Р внб = 0,901кН.

Эквивалентная нагрузка на подшипники внутреннего колеса на повороте при отношении  Р вно /(kк ·Рr)= 901/(1·3840) = 0,23 < 0,99,

Р внэ = (kк · Р внr + Y ·Р вно )· kб · kт = (1·3,44 + 0,63·0,901) ·2,5·1 = 10 кН.

Расчетная суммарная нагрузка на подшипник для всего пробега

 кН.

Долговечность подшипника в часах:

 час.

Здесь nср =2,65·Vср /rк = 2,65 · 109/0,281 = 1028мин –1 – среднее значение частоты вращения колес; Vср = 0,7· Vмах = 0,7 · 155 = 109 км/ч – средняя скорость движения.

Долговечность подшипника в километрах пробега:

 тыс. км.

Расчетная долговечность S = 92,9 тыс. км 

2.3.2.1.  Определение размеров ступицы задних ведомых колес

Схема установки подшипников задних колес показана на рисунке 24.

В ступицах задних колес установлены роликовые конические подшипники. Внутренний подшипник №  7506A ГОСТ 333–79, его параметры: d1 = 30 мм; D1 = 62 мм;   

Т1 = 17 мм; С1 = 47,3 кН; Сo1 = 37 кН; е1 = 0,31; Y1 = 1,9; Yo1 = 1,0;

1 = 10...18 o.

Для обеспечения удобства сборки ступицы, размер оси под наружный подшипник обычно выбирают на один типоразмер меньше.

Наружный подшипник № 7205A ГОСТ 333–79 имеет следующие характеристики: d2 = 25 мм; D2 = 52 мм; Т2 = 13 мм; С2 = 29,2 кН; Сo2 = 21 кН;             е2 = 0,37; Y2 = 1,6; Yo2 = 0,9; 2 = 10...18 o). 

- а1 = 29 мм - расстояние от вертикальной оси колеса до внешнего кольца наружного подшипника;

- в1 = 20 мм - расстояние от вертикальной оси колеса до внешнего кольца внутреннего подшипника.

Рис. 24. Схема установки  подшипников ступицы колес задней ведомой оси

Для точной регулировки зазора служат гайка со шплинтом и шайба. Наружное уплотнение осуществляет колпачок. Проникновение грязи с другой стороны предотвращает манжета и брызговик, охватывающий шейку ступицы. Эти элементы предотвращают просачивание воды при стоянке на рабочую поверхность уплотнения, что могло бы повредить ее. Тормозной диск надет на ступицу снаружи и закрывается от грязи тем же брызговиком, который крепится к цапфе болтом.

2.3.2.2. Поверочный расчет оси ступицы задних ведомых колес

С учетом посадки подшипников задаем размеры шеек цапфы: d1 = 24,975…24,991 мм; d2 = 29,975…29,991мм.

- расчетная схема оси показана на рисунке 24;

- масса колеса с тормозным барабаном и ступицей  mк' = 21 кг;

- опасное сечение I-I находится на расстоянии с1 = 41,25 мм от вертикальной оси колеса. Диаметр оси в опасном сечении I-I,  d2 = 30 мм.

Рис. 25. Расчетная схема ступицы 

а) Режим торможения

Вертикальная нагрузка на колесо при торможении

Gк.т = kт · Gк.b   = 1,3· 4015 = 5,219 кН,

где  - коэффициент перераспределения нагрузки при торможении. Здесь, а = 7 м/с 2 – нормативное замедление при торможении для грузовых автомобилей; hg =0,573 м – высота центра масс груженого автомобиля;  м – расстояние от центра масс груженого автомобиля до задней оси.

Вертикальная нагрузка на ось (цапфу) колеса при торможении

Zт = Gк.т – mк' ·g = 5,219 –21· 9,81·10 –3 = 5,01 кН.

Момент изгиба в вертикальной плоскости при торможении

Тв.т = Zт ·с1 =5,01 · 0,04125 = 0,207 кН м.

Тормозная сила Рт = γ ·Gк.т = 0,5 ·5,219 = 2,63 кН, где γ = 0,5 - относительное нормативное замедление для грузовых автомобилей.

Момент изгиба в горизонтальной плоскости при торможении

Тг.т = Рт ·с1 = 2,63· 0,04125 = 0,108 кН м.

Момент сопротивления изгибу в сечении I-I

Wи.1 = 0,1· dI3 = 0,1· 0,03 3 = 2,7·10 –6 м3,

где dI = 0,03 м - диаметр оси в опасном сечении I-I.

Напряжения изгиба при торможении

 МПа.

б) Режим заноса

- Вертикальная нагрузка на наружное колесо при заносе

 кН,        

где ' = 0,9 - коэффициент сцепления при боковом скольжении колес.

- Вертикальная нагрузка на внутреннее колесо при заносе

 кН.        

Вертикальная нагрузка на ось наружного колеса при заносе

Zн = Gк.н – mк' ·g = 6,95 – 21 ·9,81·10–3 = 6,74 кН.

Боковая сила при заносе для наружного колеса

 Рб.н = '·Gк.н = 0,9·6,95 = 6,26 кН.

Момент изгиба в вертикальной плоскости при заносе для оси наружного колеса  Тз.н = Рб.н ·rк – Zн ·cI = 6,26·0,281 –6,74·0,04125 = 1,48 кН м.

Вертикальная нагрузка на ось внутреннего колеса при заносе

Zвн = Gк.вн – mк' ·g = 1,08 – 21 ·9,81·10–3 = 0,87 кН.

Боковая сила при заносе для внутреннего колеса

 Рб.вн = '·Gк.вн = 0,9·1,08 = 0,97 кН.

Момент изгиба в вертикальной плоскости при заносе для оси внутреннего колеса Тз.вн = Рб.вн ·rк + Zвн ·cI = 0,97·0,281 + 0,87·0,04125 = 0,308 кН м.

Наиболее нагружена ось наружного колеса.

Напряжения изгиба при заносе

 МПа.

Напряжения растяжения от боковой силы при заносе

р.з = Рб.н /FI =6,26·10 3/(706,5·10 –6) ·10 –6 = 8,86 МПа,

где FI =  dI  2 /4 = 3,14·0,032 /4 = 706,5·10 –6 м 2 - площадь сечения I-I.

Суммарные напряжения при заносе в оси наружного колеса

s.з = и.з + р.з = 548,1 + 8,86 = 556,96 МПа

 в) При динамическом нагружении

Напряжения изгиба оси при ее динамическом нагружении

 МПа.

Здесь kд = 4 - коэффициент динамичности. Для легковых автомобилей рекомендуют задавать kд = 3…5.

Наибольшее значение напряжений получено в режиме заноса для наружного колеса max =556,96 МПа. В выполненных конструкциях напряжения в оси ступицы колеса составляют до 800 МПа. Прочность оси соответствуют допустимым значениям.

2.3.2.3.  Определение долговечности конических роликовых подшипников ступицы заднего ведомого колеса

Определяем расстояния от вертикальной оси колеса до точек приложения радиальных нагрузок от подшипников на ось ступицы (см. рис. 24):

- расстояние от вертикальной оси колеса до точки приложения радиальной нагрузки для 1-го (наружного) роликового конического подшипника

а = а1 + а' = 29 + 11,25 = 40,25 мм.

а' = Т1 / 2 + (d1 + D1) · е1 /6 = 13/ 2 + (25 + 52) ·0,37/6 = 11,25 мм,

где Т1 = 13мм – ширина наружного подшипника; d1 = 25 мм и D1 = 52 мм – соответственно его внутренний и наружный диаметры; е1 = 0,37 – параметр осевого нагружения наружного подшипника;

- расстояние от вертикальной оси колеса до точки приложения радиальной нагрузки для 2-го (внутреннего) роликового конического подшипника

в = в1 + в' = 20 + 13,25 = 33,25 мм,

где в1 = 20 мм - расстояние от вертикальной оси колеса до внешнего кольца внутреннего подшипника, см рис. 3.1;

в' = Т2 / 2 + (d2+ D2) · е2 /6 = 17/2 + (30 + 62) · 0,31/6 = 13,25 мм.

Здесь Т2 = 17 мм – ширина второго (внутреннего) подшипника; d2 = 30 мм и      D2 = 62 мм – соответственно его внутренний и наружный диаметры; е2 = 0,31 – параметр осевого нагружения внутреннего подшипника.

Расстояние между точками приложения радиальных усилий подшипников

а + в = 31,25 + 33,25 = 73,5мм.

Эквивалентная нагрузка на подшипники рассчитывается по зависимости

Рэ = (kк ·X ·Рr + Y· Ро) · kб · kт ,

где kк = 1,2 коэффициент вращения (вращается наружное кольцо); X = 0,4; Y = 1,7 (при = 10...18 о и Ро /( kк ·Рr ) > е); kб = 2,5 – коэффициент безопасности; kт = 1 – температурный коэффициент. В случае Ро / (kк·Рr ) < е       Рэ = kк·Рr· kб· kт.

 При прямолинейном движении (90 % пробега) вертикальная нагрузка на ступицу колеса задней оси

Zк.в = 0,5· Gв – mк' · g = 0,5·8030 – 15· 9,81 = 3868 Н.

Боковая нагрузка на колеса при прямолинейном движении принимается равной      Рб = 0,07· Gк, где Gк – нагрузка на колесо при прямолинейном движении Gк= Gв /2. Для задних колес  Рб = 0,07· Gв  / 2 = 0,07·8030 / 2 = 281,0 Н;

 1 – боковая нагрузка (+Рб ) направлена на колесо снаружи.

Радиальная нагрузка на 1-й подшипник при положительной боковой силе (+Рб )

 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки для 1-го подшипника:

S+1 = 0,83 · e1· Р+r.1 = 0,83· 0,37·675 = 207 Н.

Радиальная нагрузка на 2-й подшипник при положительной боковой силе (+Рб ):

 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки для внутреннего подшипника:

S+2 = 0,83· e2· Р+r.2 = 0,83· 0,31·3192 = 821 Н.

При условии нагружения S+1 = 207 кН < S+2 = 821 Н и Рб > 0 осевые нагрузки на подшипники определяются следующим образом:

- для 1-го подшипника

Р+о.1 = S+2 - Рб = 821 - 281 = 540 Н;

- для 2-го внутреннего подшипника Р+о.2 = S+2 = 821 Н.

 Эквивалентная нагрузка на 1-й подшипник при прямолинейном движении и при положительной боковой силе:

Р+о.1 /( kк · Р+r.1 )= 540/1,2 / 675 =0,67 > е = 0,37, тогда

Р +э.1 = (kк ·X ·P+r.1 + Y· Р +о.1 ) · kб · kт =

= (1,2 ·0,4· 675 + 1,7 ·540) ·2,5·1 = 2970 Н.

 Эквивалентная нагрузка на 2-й подшипник при прямолинейном движении и при положительной боковой силе:

Р+о.2 /( kк · Р+r.2 )= 821/1,2/3192 = 0,214 < е = 0,31, тогда

Р+э.2 = kк ·Р+r.2· kб · kт = 1,2 ·3192 ·2,5·1 = 9576 Н.

 2 – боковая нагрузка (-Рб ) направлена на колесо изнутри.

Радиальная нагрузка на 1-й подшипник при отрицательной боковой силе       (-Рб ):

 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки для 1-го подшипника:

S -1 = 0,83· e1· Р -r.1 = 0,83·0,37·2824 = 867 Н.

Радиальная нагрузка на 2-й подшипник при отрицательной боковой силе

(-Рб ):

 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки для 2-го подшипника:

S -2 = 0,83· e2 · Р -r.2 = 0,83·0,31·1044 = 321 Н.

При условии нагружения подшипников S -2 = 321 Н < S -1 = 867 Н и    

Рб = - 281 < (S 1  –  S 2 ) = (867 – 321) =546 Н осевые нагрузки на подшипники определяются следующим образом:

- для 1-го подшипника     Р -о.1 = S -1 = 867 Н;

- для 2-го      Р -о.2 = S -1 + Рб = 867 - 281 = 586 Н.

 Эквивалентная нагрузка на 1-й подшипник при прямолинейном движении и при отрцательной боковой силе:

Р -о.1 /( kк ·Р -r.1 )= 867/1,2/2824 = 0,26 < е = 0,37, тогда

Р -э.1 = kк  ·Р -r.1· kб · kт =  1,2 ·2824·2,5·1 = 8472 Н.

 Эквивалентная нагрузка на 2-й подшипник при прямолинейном движении и при отрицательной боковой силе:

Р -о.2 /( kк  ·Р -r.2 )= 586/1,2/1044 = 0,47 > е = 0,31, тогда

 Р -э.2 = (kк ·X ·Р -r.2 + Y· Р -о.2 ) · kб · kт =

= (1,2 ·0,4· 1044 + 1,7 ·586) ·2,5·1 = 3743 Н.

 При движении на повороте (10 % пробега, причем считается, что 5 % поворотов совершается в одну сторону и 5 % в другую). Во время поворота автомобиля на его наружном (по отношению к радиусу поворота) колесе увеличивается радиальная нагрузка, а на внутреннем – уменьшается. Боковое усилие на наружное колесо действует снаружи (+ Р нб), а для внутреннего колеса имеет противоположное направление (- Р внб).

1 – нагрузки на подшипники наружноно колеса.

- вертикальное усилие на наружное колесо задней оси

G нк = 0,5·Gв (1 + m) = 0,5 ·8030 ·(1 + 0,102) = 4425 Н,

где m = аj· hg /(g· Bв ) = 2,47·0,573/(9,81·1,410) = 0,102 – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки на колеса при повороте; аj = Vп2/Rп = 402/(3,62·50) = 2,47 м/с2 – ускорение при повороте со скоростью Vп = 40 км/ч и с радиусом Rп = 50 м;              hg = 0,573 м – высота центра масс; Bв = 1,41 м – колея задних колес.

Нагрузка на ось наружнего колеса при повороте

Z нк = G нк – Мк' · g = 4425 – 15 ·9,81 = 4278 Н.

Боковая сила на наружнее колесо при повороте

Р нб = аj /g· G нк = 2,47/9,81·4425 = 1114 Н.

Радиальная нагрузка при повороте на 1-й подшипник колеса с наружной стороны

 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки для 1-го подшипника:

 S н1 = 0,83 e1 Р нr.1 = 0,83·0,37·232 = 71 Н.

Радиальная нагрузка при повороте на 2-й подшипник колеса с наружной стороны

 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки для 2-го подшипника:

S н2 = 0,83· e2 ·Р нr.2 = 0,83·0,31·6601 = 1698 Н.

При условии, что S н1 < S н2 и Рб ≥ S2S1, осевые нагрузки на подшипники определяются следующим образом:

  •  для 1-го подшипника Р но.1 = S н2 – Р нб = 1698 – 1114 = 584 Н; 
  •  для второго Р но.2 = S н2 = 1698 Н.

 Эквивалентная нагрузка на 1-й подшипник наружного колеса при повороте:

Рно.1 / (kк ·Рнr.1 )= 584/1,2 /232 = 2,1 > е = 0,37, тогда

Р нэ.1 = (kк ·X ·Р нr.1 + Y· Р но.1 ) · kб · kт = 1

= (1,2 ·0,4· 232+ 1,7 ·584) ·2,5·1 = 2760 Н.

Эквивалентная нагрузка на 2-й подшипник наружного колеса при повороте:

Рно.2 / (kк ·Рнr.2 )= 1698/1,2 /6601 = 0,214  < е = 0,31, тогда

Рнэ.2 = kк · Рнr.2· kб · kт = 1,2 ·6601 ·2,5·1 = 19803 Н.

2 – нагрузки на подшипники внутренего колеса.

- Усилие на внутреннее колесо задней оси при повороте

G внк = 0,5 ·Gв (1 –  m) = 0,5·8030· (1 – 0,102) = 3605 Н,

Нагрузка на ось внутреннего колеса при повороте

Z внк = G внк – Мк' · g = 3605 – 15·9,81 = 3458 Н.

Боковая сила на внутреннее колесо при повороте

Р внб = аj / g ·G внк.в = 2,47/9,81·3458 = 874 Н.

Радиальная нагрузка на 1-й подшипник колеса с внутренней стороны

 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки для 1-го подшипника:

S вн1 = 0,83 e Р внr.1 = 0,83·0,37·4905 = 1506 Н.

Радиальная нагрузка на 2-й подшипник

 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки для 2-го подшипника:

S вн2 = 0,83· e·Р внr.2 = 0,83·0,31·1290  =  373 Н.

При условии, что S вн1 > S вн2 и Р внб < (S вн1 – S вн2) осевые нагрузки на подшипники определяются следующим образом:

  •  для 1-го подшипника  Р вно.1 = S вн1 = 1506 Н;

–   для 2-го             Р вно.2 = S вн1 + Р внб = 1506 – 874 = 632 Н.

 Эквивалентная нагрузка на 1-й подшипник внутреннего колеса при повороте:  

Р вно.1 / (kк  ·Р внr.1 )= 1506 /1,2 / 4748 = 0,255  < е = 0,37, тогда

Р внэ.1 = kк · Р внr.1 · kб · kт = 1,2 ·4905 · 2,5·1 = 14715 Н.

Эквивалентная нагрузка на 2-й подшипник внутреннего колеса при повороте:

Р вно.2 / (kк  ·Р внr.2 )= 632 /1,2 / 1448 = 0,363  > е = 0,31, тогда

Р внэ.2 = (kк ·X ·Р -r.2 + Y· Р -о.2 ) · kб · kт =

= (1,2 ·0,4· 1448 + 1,7 ·632) ·2,5·1 = 4424 Н.

Расчетная суммарная нагрузка на 1-й подшипник для всего пробега:

 кН.

Расчетная суммарная нагрузка на 2-й подшипник для всего пробега:

 кН.

Долговечность 1-го подшипника в часах:

 час.

Здесь nср =2,65·Vср /rк = 2,65 · 109/0,281 = 1028мин –1 – среднее значение частоты вращения колес; Vср = 0,7· Vмах = 0,7 · 155 = 109 км/ч – средняя скорость движения.

Долговечность 1-го подшипника в километрах пробега:

 тыс. км.

Долговечность 2-го подшипника в часах:

 час.

Долговечность 2-го подшипника в километрах пробега:

 тыс. км.

Наименьшая расчетная долговечность S1 = 154,27 тыс. км получена для наружного подшипника, однако это примерно в три раза выше нормы для гарантийного пробега легковых автомобилей [125...150 тыс. км]. Долговечность подшипников задних колес удовлетворительная.

  1.  Выбор размеров колесных тормозных механизмов

Схема тормозного управления показана на рисунке 26. Тормозные механизмы передних колес дисковые, задних колес – барабанные колодочного типа. Гидравлический двухконтурный привод диагонального  типа  включает следующие основные элементы:  педальный привод,  главный цилиндр, с двумя независимыми полостями, вакуумный усилитель, бачек, трубопроводы и шланги, регулятор тормозных усилий, рабочие цилиндры тормозных механизмов.  Стояночная  тормозная  система  с  механическим тросовым приводом к тормозным механизмам задних колес. Стояночная тормозная система служит также запасной.

Рис. 26. Схема тормозного управления:

1 – дисковые тормозные механизмы передних колес; 2 – главный цилиндр; 3 – бачек; 4 – вакуумный усилитель; 5 – педальный привод; 6 – регулятор тормозных усилий; 7 – барабанные тормозные механизмы задних колес

  1.  Распределение тормозных  сил и моментов для передних и задних колес

В процессе выбора размеров тормозных механизмов, при наличии регуляторов тормозных усилий для колес задней оси, стремятся обеспечить, прежде всего, максимальную эффективность тормозного управления на дорогах с коэффициентом сцепления φ = 0,4…0,55. При этом давление в гидравлическом приводе тормозного управления обычно составляет р = 3…4 МПа (30…40 кг/см2). В то же время необходимо выполнить требования по  нормативным показателям для установившееся замедление на ровной поверхности с φ = 0,8. Установившееся замедление Jн для автотранспортных средств категории М1 должно быть не менее  7 м/с2  (ГОСТ 22895-77).

- Необходимая тормозная сила для всего автомобиля

Тормозная сила по сцеплению при φ = 0,4

Р т(0,4)  =  φ · М д · g  = 0,4·1605*9,81·10 -3  = 6,3 кН.

Тормозная сила по сцеплению при φ = 0,8

Р т(0,8)  =  φ · М д · g  = 0,8·1605*9,81·10 -3  = 12,6 кН.

Ускорение замедления при φ = 0,8

 м/с 2.  ( м/с 2).

Ускорение замедления при φ = 0,4

 м/с 2.

  •  Распределение тормозных усилий по осям 

Для передней при φ = 0,4

 кН.

При φ = 0,8

 кН,

где b = L - a = 2,47 – 1,26 = 1,21 м - расстояние от центра тяжести груженого автомобиля до оси задних  колес; hg  = 0,573 м - высота центра тяжести; L = 2,47 м - база автомобиля.

Для задней оси при φ = 0,4,  

 кН.

Отношение

При φ = 0,8

 кН.

Отношение

    - Расчетные тормозные моменты

Для передних колес

при φ = 0,4,    кН м;

при φ = 0,8,    кН м.

Для задних колес

при φ = 0,4,    кН м;

при φ = 0,8,   кН м.

  1.  Дисковый тормозной механизм передних колес

    - Задаем наружный диаметр тормозного диска

Наружный диаметр тормозного диска   Dн  задаем конструктивно, исходя посадочного диаметра обода  5  J :  dо = 13’ · 25,4 = 330 мм (0,330 м), а также глубины ручья  ho = 19 мм. При этом обязательно наличие зазора между ободом и диском, необходимого для охлаждения тормозного механизма. Принимаем значение Dн = 0,250 м (250 мм).

  - Внутренний радиус тормозного диска d = 180 мм задан конструктивно с учетом наружного диаметра ступицы колеса и поворотного кулака, схемы размещения нажимного устройства и возможности разборки механизма (см. рис. 27).

   

Рис. 27. Расчетная схема дискового тормозного механизма

-  Средний радиус тормозного диска

rср  = (Dн + d)/4 = (0,250 + 0,180)/4 = 0,1075 м.

- Необходимую  площадь накладок дисковых тормозных механизмов определяем по значению условного допустимого удельного давления  , где G – нагрузка на ось; - суммарная площадь накладок тормозных механизмов колес данной оси. Допустимое удельное давление для дисковых тормозных механизмов [pн.у ] = 0,04...0,05  кН/см2 .

Суммарная площадь накладок

 см 2 .

 Площадь одной  накладки        см 2,

где zа  = 4 - число колодок в тормозных механизмах всех колес передней оси.

   - Угол охвата колодки

.

    -  Длина колодки по среднему радиусу

 см.

   - Конструктивно принимаем толщину диска  σд = 10 мм (допускаемая толщина диска при износе  σд.min = 8 мм);  толщину накладок  σн = 11 мм (допустимая толщина при износе  σн.min = 1 мм).

    - Необходимое усилие сжатия накладок при φ = 0,4

 кН,

где  μ = 0,35  - коэффициент трения между диском и накладками.

    - Необходимое усилие сжатия накладок при φ = 0,8

 кН.

    - Задаем  число  рабочих цилиндров дискового тормоза nц  = 1.

Диаметр рабочего цилиндра определяем при давлении в гидроприводе р = 5 МПа.

 м.

Принимаем  мм.

Уточняем необходимое давление для достижения тормозного момента при

φ = 0,4

 МПа (48,5 кг/см2).

Максимальное давление при экстренном торможении

 МПа (112,6 кг/см2).

Коэффициент пропорциональности для передних тормозов

.

Расчет оценочных параметров дискового тормозного механизма передних колес

- Удельная работа трения

,

где  кДж – работа трения тормозного механизма; V = 80 км/ч – начальная скорость при определении тормозного пути для АТС категории М1 по ГОСТ 22895-77.

- Нагрев тормозного механизма за одно торможение

= 25,03 о.

Здесь Gк.а  = 3979 Н - нагрузка на переднее колесо;  g = 9,81 - ускорение свободного падения;  mд  = 8 кг - ориентировочная масса деталей тормозного механизма;  C = 500 кДж/(кг·К)  - удельная теплоемкость для стали и чугуна (материал диска чугун).

  1.  Барабанный тормозной механизм колодочного типа задних колес

Внутренний диаметр барабана тормозного механизма Dб  задаем конструктивно, исходя посадочного диаметра обода  5  J :  dо = 13’ · 25,4 = 330 мм (0,330 м), а также глубины ручья  ho = 19 мм. При этом обязательно наличие зазора между ободом и диском, необходимого для охлаждения тормозного механизма. Примерная толщина барабана σб = 0,01 м . Конструктивно принимаем значение внутреннего диаметра Dб = 0,21 м (210 мм).

  •  Задаемся  типом тормозного механизма: - механизм с равными приводными силами и односторонним расположением опор(см.  рис. 29).

   Рис. 28. Расчетная схема барабанного тормозного механизма с равными

приводными силами и с односторонним расположением опор

Конструктивно для выбранного типа тормозного механизма принимаем:

  •  значения углов охвата колодок  β1 =  β2  = 108o;
  •  расстояние  от  оси  вращения  барабана до центров нижних опор колодок тормозного механизма, а = 75 мм;     
  •  расстояние  от  оси  разжимного устройства (рабочего цилиндра) до оси нижних опор колодок h = 150 мм;     
  •  внутренний радиус барабана rб  = 0,5 ·Dб  = 105 мм;
  •  значение поправочного коэффициента при  β = 108o,  ko  = 0,9. (см. рисунок П.4.1 Приложения 4.3)

- Необходимую площадь накладок тормозных колодок определяем по значению удельного давления,  которое для барабанных  тормозных механизмов  легковых  автомобилей  составляет  [pн.у ] = 0,01...0,03 кН/см2 .

Из выражения  определяем необходимую  суммарную площадь накладок для тормозных механизмов колес задней оси

см2.

Площадь одной колодки  см2,

где  zb  = 4 - число колодок в тормозных механизмах колес задней оси.

    - Длина накладки

 см.

    - Ширина накладки  см.  Принимаем b = 40 мм.

    - Необходимое усилие сжатия накладок в барабанном тормозном механизме с равными приводными силами и односторонним расположением опор для реализации тормозного момента при коэффициенте сцепления  φ = 0,4

 кН.

    - Необходимое усилие сжатия накладок для реализации тормозного момента при коэффициенте сцепления  φ = 0,8

 кН,

где  μ =  0,35 - коэффициент трения между накладками и барабаном.

    - Диаметр рабочего цилиндра определяем из условия получения необходимого тормозного момента при φ = 0,4 и при давлении в рабочих тормозных механизмах задних колес  р2 = р1 = 5 МПа 

 м.

Здесь nц  = 1 – число разжимных устройств. Принимаем dрц.b  = 20 мм.

Давление в цилиндре при экстренном торможении

 МПа.

    Коэффициент пропорциональности для задних тормозов

.

Расчет оценочных параметров барабанного тормозного механизма задних колес

- Удельная работа трения

,

где  кДж – работа трения тормозного механизма; V = 80 км/ч – начальная скорость при определении тормозного пути для АТС категории М1 по ГОСТ 22895-77.

    - Нагрев тормозного механизма за одно торможение

= 19,2 о.

Здесь Gк.b  =4015 Н - нагрузка на заднее колесо;  g = 9,81 - ускорение свободного падения;  mд  = 6 кг - ориентировочная масса деталей тормозного механизма;  C = 880 кДж/(кг·К)  - удельная теплоемкость для силумина (материал барабана силумин с чугунной вставкой). Нагрев тормозных механизмов за одно торможение не превышает допустимого значения Δt = 20 o.

  1.   Расчет рулевого управления

На рисунке 29 показана схема установки управляемых колес.

Рис. 29. Схема установки управляемых колес

Для полностью  груженого автомобиля задано значение угла развала управляемых колес  . Для автомобилей с передним приводом принимают  отрицательное  схождение  колес,  в данном случае назначаем расхождение В - А = - (1...3) мм. Регулировка расхождения осуществляется  за  счет изменения длины поперечных тяг "с"  рулевой трапеции.

После размещения  тормозных механизмов и шарниров равных угловых скоростей привода передних  колес  определено  положение наружного  шарнира "а" нижнего рычага подвески. Приняв значение плеча обкатки   мм,  находим положение оси "шкворня"  а-b. Угол наклона оси шкворня при полной нагрузке задаем . Регулировка угла наклона шкворня обычно осуществляется эксцентриковыми болтами  крепления амортизаторной стойки к поворотному кулаку. На рис.6.5 это место регулировки  "d" показано стрелкой. Расстояние от вертикальной оси колеса до оси "шкворня"  bш = 66 мм. Расстояние между шкворнями

М = Ва2 · bш  = 1430 – 2 · 66 = 1298 мм.

Угол наклона шкворня в продольной плоскости  γ в выполненных конструкциях легковых автомобилей с передним приводом находится в пределах

.  В данной схеме установки управляемых колес принято значение .

При полной загрузке автомобиля имеем: ; ; ;  мм.

Выбор размеров рулевой трапеции

     - Принимаем значение  ,  где LТ -  расстояние от оси передних колес до точки пересечения  продолжения  боковых рычагов  рулевой  трапеции  на  продольной  оси автомобиля; L – база автомобиля (см. рис.30).

- Угол наклона рычагов рулевой трапеции

.

     - Расстояние  между  шарнирами  рычагов  рулевой  трапеции

(длина поперечной тяги)

 м,

где отношение длины боковых рычагов рулевой трапеции к длине ее поперечной  тяги в выполненных  конструкциях составляет m/n = 0,12...0,16. Принимаем m/n = 0,14.

     - Длина боковых рычагов рулевой трапеции

m = 0,14 · n = 0,14 · 1,1816 = 0,165 м.

Рис. 30. Схема построения рулевой трапеции двухосного автомобиля

(с задним расположением рулевой трапеции)

     - Максимальный угол поворота наружного колеса.

При L' = L, см. рис. 6.7,   

Здесь  м -  расстояние  от вертикальной оси колеса до оси шкворня; R min = 5,5 м – минимальный радиус поворота автомобиля.

Максимальный угол  поворота  внутреннего колеса находят из выражения .

  

             Откуда .

Рис. 31. Схема определения углов поворота управляемых колес

По полученным данным строим кинематическую схему  рулевого  привода. Поперечная тяга рулевой трапеции при независимой подвеске передних  колес  делается разрезной.  

Задав положение  рычага рулевой трапеции по высоте, и расстояние от оси передних колес до шарниров на рейке вдоль продольной оси автомобиля X = 154 мм, определяем  длину поперечной тяги  мм.  Задаем расстояние между шарнирами крепления поперечных тяг на рейке рулевого

Расчет зависимости проводим по формуле  в табличной форме (см. таблицу 4).

Таблица 4

 Теоретическая зависимость изменения углов поворота управляемых колес

(т)

0

0

0

90

0

5

0,087

11,43

11,96

85,219

4,7813

10

0,176

5,671

6,197

80,833

9,167

15

0,268

3,732

4,258

76,782

13,218

20

0,364

2,747

3,273

73,01

16,99

25

0,466

2,145

2,67

69,468

20,532

30

0,577

1,732

2,258

66,109

23,891

35

0,7

1,428

1,954

62,894

27,106

Здесь ctg Qвн  = 1/tg Qвн ;               Q'н  = arctg(M/L+ ctg Qвн);

         Qн = 90 - Q'н .        

         (т) - теоретический; (гр) - графический.

Рис. 32. Зависимость углов поворота управляемых колес

   

 Передаточные отношения

    - Передаточное отношение рулевого привода

 мм/ o.

     - Принимаем  значение максимального угла поворота рулевого колеса  α max =  ± 1,5 оборота (± 540 о). В выполненных  конструкциях для разных типов АТС  α max =  ± 1,5...3 оборота (± 540...1080 o ).

Угловое передаточное отношение рулевого управления

 р.у  = 2 · α max / ( Qвн.мах  +  Qн.мах ) = 2 · 540 /(34,8 + 27) = 17,5.

     - Передаточное отношение рулевого механизма

            р.м = U р.у / U р.п = 17,5 / 2,05 = 8,54  o /мм.

Определение основных размеров рулевого механизма

Перемещение рейки рулевого механизма в зависимости от угла поворота рулевого колеса   αmax = 0,5 · fр.max · Uр.м  =    2  · π  ·  r  / 360 о . Отсюда находят радиус шестерни рулевого механизма

r = 360 о /(2  · π  · Uр.м ) = 360 / 2 / 3,14 / 8,54 = 6,71 мм.

Принимаем: mн  = 2 - нормальный модуль зубьев;  z = 7 - число зубьев шестерни;  β = 34o  - угол наклона зубьев.

Окружной (торцевой) модуль

mt = mн /Cos β = 2 / Cos 34 = 2,4 мм.

Диаметр начальной окружности шестерни

н = m t · z = 2,4·7 = 16,9 мм.

Конструктивный радиус шестерни 

rнdн /2 =  8,45 мм.

    Уточняем:

- передаточное отношение рулевого механизма

Uр.м  = 180 / π / rн = 180 / 3,14 / 8,45 = 6,784;

- максимальное перемещение рейки  рулевого  механизма

fр.max  = 2  αmax / U р.м  = 2· 540/6,784 = 159,2 мм;

- передаточное отношение рулевого управления

р.у  = U р.м  · U р.п  = 6,784 · 2,05 = 13,91.

  1.  Построение исходных характеристик подвески передней и задней оси

Задаем частоту собственных колебаний подрессоренной массы автомобиля при проектной нагрузке (Мг = 320 кг):

- для задней оси nb = 67 мин-1;

- для передней оси nа = kn ·nb = 1,05·67 = 70 мин -1, где коэффициент kn учитывает отношение собственных частот колебаний подвески передней и задней оси. Для подвески переднеприводных легковых автомобилей отношение частот  kn = nа /nb= 1,05...1,06.

2.6.1. Построение характеристики подвески колес передней оси

- Статическое усилие на переднюю подвеску при полной нагрузке

Рк.а.д =0,5(Ма.gm1g = 0,5(786 – 84)·9,81·10-3 = 3,443 кН.

- Статическое усилие на переднюю подвеску при проектной нагрузке

Рк.а.о = 0,5(Ма4m1g = 0,5(811 – 84)·9,81·10-3 = 3,566 кН.;

- Статический прогиб передней подвески при проектной нагрузке:

fа.ст = (300/nа)2 = (300/70)2 = 18,4 см.

- Учитывая, что автомобиль предназначен для эксплуатации преимущественно по дорогам 1 и 2 категории принимаем для передних колес значение хода сжатия  относительно проектной нагрузки fа.с = 7,5 см.

- Полный прогиб подвески

fа.п = fа.ст + fа.с = 18,4 + 7,5 = 25,9 см.

- Приведенная жесткость передней подвески

Ск.а = Рк.а.о /fа.ст = 3,566/0,184 = 19,38 кН/м.

- Ход отбоя принимаем равным ходу сжатия fа.о = fа.с = 7,5 см.

- Ход сжатия от проектной нагрузки до включения буфера

 см,

где Рк.а.д = 3,443 кН - упругая сила на передние колеса при полной загрузке автомобиля.

- Принимаем значение коэффициента динамичности kд = 2,0, тогда максимальное усилие подвески при наличии дополнительного буфера сжатия будет равно

Рк.а.max = kд Рк.а.о = 2,0·3,443 = 6,9 кН.

- Ход буфера сжатия

fа.б.сж = fа.с – fа.с.б = 7,5 – 2,4 = 5,1 см.

- Необходимая жесткость буфера сжатия

кН/м.

- Жесткость подвески на участке буфера сжатия

Са.max = Ск.а + Са.б = 19,38 + 36,9 = 56,28 кН/м.

Принимаем величину сжатия буфера отбоя fа.б.от = 1,5 см.

Жесткость буфера отбоя

кН/м.

Рис.33. Характеристика подвески колес передней оси легкового автомобиля

2.6.2. Построение характеристики подвески колес задней оси

- Статическое усилие на заднюю подвеску при полной нагрузке

Рк.b = 0,5(Мbgm2g = 0,5(819 – 57)·9,81·10-3 = 3,74 кН.

- Статическое усилие на заднюю подвеску при проектной нагрузке

Рк.b= 0,5(Мb3m2g = 0,5(664– 57)·9,81·10-3 = 2,98 кН.

- Статический прогиб задней подвески при проектной нагрузке:

fb.ст = (300/nb)2 = (300/67)2 = 20 см.

- Приведенная жесткость задней подвески

Ск.b = Рк.b/fb.ст = 2,98/0,2 = 14,9 кН,

где Рк.b = 2,98 кН – упругая сила для задних колес соответствующая проектной загрузке автомобиля.

- Ход сжатия подвески задней оси при изменении нагрузки от проектной до полной

f = (Рк.b – Рк.b)/ Ск.b = (3,74 – 2,98)/(14,9·10-2) = 5,1 см.

Так как ход сжатия подвески при полной нагрузке на ось должен быть не менее 55 мм принимаем его значение от проектной нагрузки fb = 11 см.

- Полный прогиб подвески

fb.п = fb.ст + fb = 20 + 11 = 31 см.

- Ход сжатия от проектной нагрузки до включения буфера

 см,

где Рк.b = 3,74 кН – упругая сила на задние колеса при полной загрузке автомобиля.

- Принимаем значение коэффициента динамичности kд = 2,0, тогда максимальная упругая сила подвески при наличии дополнительного буфера сжатия

Рк.b.max = kд Рк.b = 2,0·2,98 = 5,96 кН.

- Ход буфера сжатия

fb.б.сж = fb fb.с.б = 11– 7,1 = 3,9 см.

- Необходимая жесткость буфера сжатия

кН/м.

- Жесткость подвески на участке буфера сжатия

Сb.max = Ск.b + Сb = 14,9 + 34,4 = 49,3 кН/м.

- Ход отбоя принимаем равным fb = 7,5 см.

- Принимаем величину сжатия буфера отбоя fb.б.от = 1,5 см. Жесткость буфера отбоя

кН/м.

Рис.34. Характеристика подвески колес задней оси легкового автомобиля

  1.  Кинематические характеристики передней подвески

При отсутствии экспериментальных характеристик подвески определяем их расчетным методом с использованием размеров, взятых непосредственно из чертежей.

Исходные данные для расчета и построения характеристики подвески:

  •  пружина

- диаметр проволоки, d = 16 мм;

- наружный диаметр проволоки, Dн = 190 мм;

- полное число витков, Zп =7;

- модуль упругости  II –го рода, GII = 7,65 · 104 МПа (44-51,5 HRCэ, после обработки дробью).

Жесткость пружины

.

Здесь  – индекс пружины;

Z = Zп – 1,5 = 7–1,5 = 5,5 – рабочее число витков пружины.

  •  верхняя резиновая опора стойки. Жесткость верхней резиновой опоры стойки берем по сведениям прототипов

  •  эквивалентная жесткость пружины и резиновой опоры.

При последовательной установке упругих элементов эквивалентная жесткость пружины и  резиновой опоры

  •  кинематическая схема подвески. По кинематической схеме подвески графически определяется высота пружины Lp и значения векторов сил, действующих на амортизаторную стойку. После построения силовых треугольников вычисляется силовое передаточное отношение      ,

где Рк – упругая сила, приведенная к колесу;  Рр – усилие на пружину. Кинематическая схема подвески в статическом положении, при нагрузке на автомобиль 320 кг, показана на рисунке 35.

Рис. 35. Размеры кинематической схемы передней подвески

при статической нагрузке на автомобиль 320 кг

Для ее построения по чертежу подвески определяем следующие размеры:

 rк = 281 мм – радиус колеса;

ас = 122  мм - расстояние от вертикальной оси колеса по горизонтали до оси стойки (амортизатора);

φо = 98О 51’- угол наклона стойки;

ао = 39,8 мм - расстояние от вертикальной оси колеса до наружного шарнира нижнего рычага по горизонтали;

lo = 97,3 мм – расстояние от оси вращения колеса до наружного шарнира нижнего рычага по вертикали;

rн = 400 мм – длина нижнего рычага;

Zст.4 = 70,4мм – расстояние по вертикали от внутреннего шарнира нижнего рычага до оси колеса (для проектной нагрузки 4 человека);

Z1 = 574,5 мм – расстояние по вертикали от внутреннего шарнира нижнего рычага до верхней опоры;

Y1 = 238,25 мм – расстояние по горизонтали от внутреннего шарнира нижнего рычага до верхней опоры;

Задавая различные положения колеса (в пределах его полного хода      fп = fо  + fс), перестраиваем кинематическую схему подвески. Далее замеряем высоту пружины Lр и определяем направления сил на поворотный кулак и пружину. Строим силовые треугольники, с помощью которых находим силовое передаточное отношение для пружины  и для амортизатора . Здесь  – вектор упругой силы, приведенной к колесу (произвольной величины);  – вектор силы, действующей на стойку со стороны пружины;  – вектор демпфирующей силы, приведенной к колесу (произвольной величины);  – вектор силы, действующей на стойку со стороны штока амортизатора.

Деформацию пружины относительно статического положения определяем как , где Lp.o – высота пружины в исходном статическом положении.

Полученные при построении кинематических схем значения высот пружины Lp и длин векторов  от перемещения колеса fк помещаем в таблицу 5. По данным графической части таблицы 5 построены характеристики изменения передаточного отношения Up, деформации пружины hp ,изменения угла развала колеса, изменения колеи и угла поперечного наклона оси поворота от хода колеса fк.

Таблица 5

Расчет упругой характеристики подвески

Графическая часть

Расчетная часть

fк, см

Lp, мм

, мм

hр, мм

Uр, -

Рр, кН

Рк.c, кН

-7,5

320,7

111,7

-69,5

0,895255

2,347118

2,101269

-5

297,7

110,6

-46,5

0,904159

2,842538

2,570107

-2,5

274,6

109,3

-23,4

0,914913

3,340112

3,055912

0,0

251,2

107,8

0

0,927644

3,844148

3,566

2,5

227,5

106,1

23,7

0,942507

4,354646

4,104285

5

203,6

104,2

47,6

0,959693

4,869452

4,673179

7,5

179,4

102,2

71,8

0,978474

5,39072

5,274677

Расчет упругой характеристики проводим в следующей последовательности (продолжаем таблицу 5):

- суммарная деформация пружины и верхней резиновой опоры , где Lр.о – длина стойки в статическом положении при конструктивной массе автомобиля с нагрузкой 320 кг;

- передаточное отношение . Здесь  мм - принятое значение вектора упругой силы, приведенной к колесу;

- усилие на пружину (амортизаторную стойку)

,

где  кН – статическая нагрузка на пружину для конструктивной массы автомобиля при нагрузке 320 кг; Рко = 3,566 кН -  упругая сила подвески, приведенная к оси колеса для конструктивной массы; Upо = 0,927644 - передаточное отношение подвески в статическом положении для конструктивной массы.

 

           - упругая сила пружины и резиновой опоры, приведенная к оси колеса

.

  1.  Расчет амортизатора передней подвески

Выбор демпфирующих характеристик

Зададимся коэффициентом относительного затухания (апериодичности): =0.6.

Среднее значение коэффициента сопротивления амортизатора:

,

где a - собственная частота колебаний подрессоренных масс передней подвески, рад/с; Mпа – подрессоренная масса, приходящаяся на переднюю ось автомобиля, кг.

Собственную частоту колебаний подрессоренных масс передней оси можно определить по формуле:

.

Таким образом, подставив, значения в формулу получаем коэффициент сопротивления амортизатора передней оси:

.

Коэффициент сопротивления амортизатора на ходе сжатия определяется по формуле:

,

где j=4 – коэффициент, показывающий во сколько раз коэффициент сопротивления на ходе отбоя больше коэффициента сопротивления на ходе сжатия (выбираем по рекомендациям).

Коэффициент сопротивления амортизатора на ходе отбоя:

.

Усилие открытия разгрузочных клапанов на ходе отбоя и сжатия:

( из прототипа)

.

Коэффициент сопротивления амортизатора на клапанном участке:

,

.

Для построения демпфирующей характеристики определим сопротивление амортизатора при скорости поршня 0.52м/с.

,

.

Построенные характеристики амортизатора передней подвески показаны на рисунке 36

Рис. 36. Характеристики амортизатора передней подвески

В амортизаторе подвески установлен пружинно-гидравлический буфер отбоя. Его характеристика зависит от скорости штока. Ход штока после включения буфера составляет примерно 15 мм. Так как вид характеристики буфера отбоя мало влияет на показатели плавности хода, принимаем для нее линейную зависимость , где   кН/м.

Здесь Рбо.мах = Рк.2 = 2,404 кН -  усилие подвески при включении буфера отбоя; fбо.мах = f2 f1 = 0,015  м ход буфера отбоя.

Буфер сжатия включается после перемещения корпуса амортизатора вверх относительно штока на 24 мм. Высота буфера сжатия Нбс = 82,5 мм. Полный ход сжатия буфера fбс = fc.4 – 24 = 75 – 24 =51 мм, где fc.4 = 75 мм – ход сжатия подвески для проектной нагрузки. Буфер сжатия выполняется из полимерных материалов, имеющих прогрессивную харакетристику.

 

Рис.37. Буфера сжатия амортизатора передней подвески

  1.  Поверочный расчет амортизаторов передней подвески.

Тепловой расчёт амортизатора

Мощность поглощаемая амортизатором при движении:

.

Мощность, рассеиваемая амортизатором:

, где - коэффициент теплоотдачи, Вт/м2К; - площадь наружной поверхности амортизатора, м2; -допустимый перепад температур материала уплотнений и воздуха.

Коэффициент теплоотдачи:

, где -средняя скорость воздуха при движении автомобиля.

Площадь наружной поверхности амортизатора:

Тогда:

.

 

Поверочный расчет стенки рабочей полости амортизаторов передней подвески.

Поверочный расчет амортизаторов заключается в проверке толщины стенки рабочей полости.

Толщина стенки s=2,5 мм, тогда отношение =0,083<0,1, где

D=0,03 м – внутренний диаметр рабочей полости.

Тогда

;

- максимальное усилие на ходе отбоя;

- площадь поршня;

Тогда

При этом допустимые напряжения

- коэффициент вида сварки;

– коэффициент запаса;

- предел текучести для стали 20Х.

Тогда

Таким образом условие прочности стенки выполняется, так как  с запасом прочности

  1.  Расчет упругой пружины передней подвески.

Исходными данными для расчета цилиндрической винтовой пружины являются:

F1=3844 Н – сила пружины при предварительной деформации, то есть в статическом положении;

F2=5532 Н – сила пружины при рабочей деформации, то есть в положении максимального сжатия;

H=75 мм – рабочий ход пружины.

Отсюда очевидно, что будет использоваться класс пружин II с числом циклов отработки NF≥105 , разряд пружины 4, HRC=44-51,5, допустимые напряжения кручения [τ]=800МПа.

Сила пружины при максимальной деформации:

,

где  - относительный инерционный зазор пружины.

Тогда   

Исходя из конструктивных соображений, выбираем в данном диапазоне значений виток по ГОСТ 13773-86 со следующими характеристикам:  F3=6300 H, диаметр прутка d=16 мм, наружный диаметр пружины D1=190 мм, жесткость одного витка c1=121,8 Н/мм, наибольший прогиб одного витка .

Жесткость пружины:

Число рабочих витков пружины:

При поджатых на ¾  опорных витках (то есть полутора нерабочих витках) полное число витков:

Средний диаметр пружины:

Внутренний диаметр

Деформация при статическом положении:

Деформация при максимальной сжатии:

Деформация при максимальной нагрузке:

Длина пружины при максимальной деформации:

,

где n3=1,5 – число обработанных витков

Длина пружины в свободном состоянии:

Длина пружины в статическом положении (при предварительной деформации):

Длина пружины в положении максимального сжатия ( при рабочей деформации):

Шаг пружины:

  1.  Поверочный расчет пружины передней подвески.

Цилиндрическую винтовую пружину проверяем по условиям устойчивости и прочности.

Условие устойчивости выполняется:

Теперь найдем максимальное напряжение, возникающее в пружине при максимальной деформации:

При этом допустимым является напряжение   при изготовлении из стали 60С2А по ГОСТ 14959-79 из заготовки по ГОСТ 2590-88 (сталь горячекатаная круглая).

  1.  Расчет стабилизатора передней подвески.

Высоту центра крена определяем графически. На рисунке 38 приведена кинематическая схема передней подвески для статического положения при конструктивной массе (4 человека), где  показана последовательность определения высоты центра крена hL. Здесь же замеряются необходимые размеры (b, d, a) для вычисления угловой жесткости, приведенной к оси колеса. Для статического положения hL =114 мм.

Угловая жесткость передней подвески, приведенная к колесу

 

Здесь коэффициент угловой жесткости  

До включения упоров угловая жесткость в зависимости от хода колеса и изменения нагрузки практически остается постоянной.

Рис. 38. Схема для определения высоты центра крена hL и параметров для вычисления угловой жесткости подвески (b, d, a)

Зададим расчетную схему стабилизатора

Рис. 39. Расчетная схема стабилизатора

Жесткость стабилизатора при кручении

.

Здесь Jо – полярный момент инерции. Для круглого стержня м4;

-модуль упругости второго рода;

 lст = 560 мм – расстояние между опорами стабилизатора на кузове, принимаем конструктивно.

С другой стороны

Угловая жесткость стабилизатора

 – плечо крена для передней подвески;

- допустимый угол крена для легковых автомобилей;

Тогда

Таким образом

Остальные размеры назначаем конструктивно, исходя из данных по прототипам, а также с учетом габаритных характеристик разрабатываемого автомобиля.

bст=1040 мм - расстояние между опорами стабилизатора на рычагах подвески;

l2=(bст-lст)/2=240 мм - расстояние между опорами стабилизатора на рычаге подвески и кузове на виде сверху;

l0=330 мм - расстояние между опорами стабилизатора на рычаге подвески и кузове на виде сбоку;

 - длина наклонной ветви стабилизатора;

a=243 мм – расстояние между опорой стабилизатора на рычаге и внутренним шарниром рычага.

  1.  Поверочный расчет стабилизатора передней подвески.

Стабилизатор поперечной устойчивости проверяется по условию прочности в опасном сечении I-I, обозначенном на рисунке. В данном сечении действуют как напряжения изгиба, так и напряжения кручения. Найдем эти напряжения и сравним с допустимыми.

Изгибающий момент:

– изгибающая сила;

– линейная жесткость соответствующих частей стабилизатора;

- перемещение конца стабилизатора, к которому приложена изгибающая сила.

Тогда

Крутящий момент:

Момент сопротивления изгибу:

Момент сопротивления кручению:

Напряжения изгиба:

Напряжения кручения:

Эквивалентное напряжение в опасном сечении:

Для производства стабилизаторов используется сталь 60С2Г, у которой .

Соответственно, условие прочности явно не выполняется, поэтому придется пойти на увеличение диаметра стабилизатора.

Возьмем dст=28мм

Тогда

Момент сопротивления изгибу:

Момент сопротивления кручению:

Напряжения изгиба:

Напряжения кручения:

Эквивалентное напряжение в опасном сечении:

При диаметре стабилизатора dст=28мм условие прочности выполняется, при этом существует запас прочности , что можно считать достаточным.

  1.  Кинематические характеристики задней подвески

При отсутствии экспериментальных характеристик подвески определяем их расчетным методом с использованием размеров, взятых непосредственно из чертежей.

Исходные данные для расчета и построения характеристики подвески:

  •  пружина

- диаметр проволоки, d = 16 мм;

- наружный диаметр проволоки, Dн = 180 мм;

- полное число витков, Zп =8;

- модуль упругости  II –го рода, GII = 7,65 · 104 МПа (44-51,5 HRCэ, после обработки дробью).

Жесткость пружины

.

Здесь  – индекс пружины;

Z = Zп – 1,5 = 8–1,5 = 6,5 – рабочее число витков пружины.

  •  верхняя резиновая опора стойки . Жесткость верхней резиновой опоры стойки берем по сведениям прототипов

  •  эквивалентная жесткость пружины и резиновой опоры.

При последовательной установке упругих элементов эквивалентная жесткость пружины и  резиновой опоры

  •  кинематическая схема подвески. По кинематической схеме подвески графически определяется высота пружины Lp и направления векторов сил, действующих на амортизаторную стойку. После построения кинематических схем для трех положений на ходе сжатия и ходе отбоя вычисляется силовое передаточное отношение      ,

где Рк – упругая сила, приведенная к колесу;  Рр – усилие на пружину. Кинематическая схема подвески в статическом положении, при нагрузке на автомобиль 320 кг, показана на рисунке 40.

Рис. 40. Размеры кинематической схемы задней подвески

при статической нагрузке на автомобиль 320 кг

Для расчета передаточного отношения по чертежу определяем следующие размеры:

l1=270 мм – плечо действия силы Rв относительно внешнего шарнира нижнего рычага;

l2=135 мм - плечо действия силы Pк относительно внешнего шарнира нижнего рычага;

l3=36,8 мм - плечо действия силы Рр относительно внешнего шарнира нижнего рычага;

γв=34' – угол действия силы Rв;

γн= 2°57' - угол действия силы Rн;

γр=61°47' - угол действия силы Рр.

Для расчета передаточного отношения составим уравнения сил, действующих по осям Z и Y, а также уравнение моментов относительно внешнего шарнира нижнего рычага. Получим:

-для статического положения и хода отбоя:

Z:  

Y:  

M:  

Решая систему уравнений, получим выражение для передаточного отношения:

Для хода сжатия в силу того, что рычаги меняют наклон, выражение примет следующий вид:

Задавая различные положения колеса (в пределах его полного хода      fп = fо  + fс), перестраиваем кинематическую схему подвески.  Для каждого построенного положения определяем указанные плечи и углы действия сил. Подставляя в формулу численные значения, получаем аналитическим путем силовое передаточное отношение.

Также замеряем высоту стойки Lр , изменение угла развала и колеи. Деформацию пружины относительно статического положения определяем как , где Lp.o – высота пружины в исходном статическом положении.

Полученные таким образом данные помещаем в таблицы 6 и 7. По данным таблиц 6 и 7 и графической части построения кинематических схем построены характеристики изменения передаточного отношения Up, деформации пружины hp ,изменения угла развала колеса, изменения колеи и от хода колеса fк.

Таблица 6

Расчет силового передаточного отношения задней подвески

fк, см

°

-7,5

12,3

13,81667

66,43333

0,238816

0,916595

0,977046

0,971065

-5

8,35

10,16667

64,85

0,176512

0,905198

0,989399

0,984298

-2,5

4,45

6,533333

63,3

0,113781

0,893371

0,996985

0,993506

0

0,56667

2,95

61,78333

0,05146

0,88117

0,99995

0,99867

3,5

4,866667

2,066667

59,71667

0,036062

0,863542

0,996395

0,99935

7

10,35

7,1

57,7

0,123601

0,845262

0,983729

0,992332

11

16,73333

12,93333

55,45

0,223817

0,823632

0,957655

0,974631

Таблица 6

Расчет силового передаточного отношения задней подвески (продолжение)

fк, см

l1,мм

l2,мм

l3,мм

U

-7,5

0,399816

0,26437

0,135705

0,03433

0,238816

0,803487

-5

0,42499

0,26742

0,13551

0,03522

0,176512

0,8115

-2,5

0,449319

0,26928

0,13529

0,03605

0,113781

0,821905

0

0,47281

0,27

0,135

0,0368

0,05146

0,833774

3,5

0,504276

0,26916

0,13462

0,03782

0,036062

0,853993

7

0,534352

0,26621

0,13413

0,03872

0,123601

0,878229

11

0,567125

0,26023

0,13344

0,03964

0,223817

0,91172

Таблица 7

Кинематические характеристики задней подвески

fк, см

Lp,мм

hр,мм

Pp, H

Pk,H

ΔB, мм

Δα,°

-7,5

562,3

-62,3

2,284

1,835

-2,55

0,55

-5

541,9

-41,9

2,706

2,196

-1,81

0,4

-2,5

521,1

-21,1

3,137

2,578

-0,96

0,2

0

500

0

3,574

2,98

0

0

3,5

469,8

30,2

4,199

3,586

1,555

-0,33

7

438,7

61,3

4,844

4,254

3,39

-0,73

11

401,7

98,3

5,61

5,115

5,92

-1,28

Расчет упругой характеристики проводим в следующей последовательности (продолжаем таблицу 7):

- суммарная деформация пружины и верхней резиновой опоры , где Lр.о – длина стойки в статическом положении при конструктивной массе автомобиля с нагрузкой 320 кг;

- усилие на пружину (амортизаторную стойку)

,

где  кН – статическая нагрузка на пружину для конструктивной массы автомобиля при нагрузке 320 кг; Рко = 2,98 кН -  упругая сила подвески, приведенная к оси колеса для конструктивной массы; Upо = 0,833774 - передаточное отношение подвески в статическом положении для конструктивной массы.

 

           - упругая сила пружины и резиновой опоры, приведенная к оси колеса

.

  1.  Расчет амортизатора задней подвески

Выбор демпфирующих характеристик

Зададимся коэффициентом относительного затухания (апериодичности): =0.6.

Среднее значение коэффициента сопротивления амортизатора:

,

где a - собственная частота колебаний подрессоренных масс задней подвески, рад/с; Mпа – подрессоренная масса, приходящаяся на заднюю ось автомобиля, кг.

Собственную частоту колебаний подрессоренных масс задней оси можно определить по формуле:

.

Таким образом, подставив, значения в формулу получаем коэффициент сопротивления амортизатора задней оси:

.

Коэффициент сопротивления амортизатора на ходе сжатия определяется по формуле:

,

где j=3 – коэффициент, показывающий во сколько раз коэффициент сопротивления на ходе отбоя больше коэффициента сопротивления на ходе сжатия (выбираем по рекомендациям).

Коэффициент сопротивления амортизатора на ходе отбоя:

.

Усилие открытия разгрузочных клапанов на ходе отбоя и сжатия:

 

.

Коэффициент сопротивления амортизатора на клапанном участке:

,

.

Для построения демпфирующей характеристики определим сопротивление амортизатора при скорости поршня 0.52м/с.

,

.

Построенные характеристики амортизатора задней подвески показаны на рисунке 40

Рис. 41. Характеристики амортизатора задней подвески

В амортизаторе подвески установлен пружинно-гидравлический буфер отбоя. Его характеристика зависит от скорости штока. Ход штока после включения буфера составляет примерно 15 мм. Так как вид характеристики буфера отбоя мало влияет на показатели плавности хода, принимаем для нее линейную зависимость , где   кН/м.

Здесь Рбо.мах = Рк.2 = 2,09 кН -  усилие подвески при включении буфера отбоя; fбо.мах = f2 f1 = 0,015  м ход буфера отбоя.

Буфер сжатия включается после перемещения корпуса амортизатора вверх относительно штока на 71 мм. Высота буфера сжатия Нбс = 58 мм. Полный ход сжатия буфера fбс = fc.4 – 71 = 110 – 71 =39 мм, где fc.4 = 110 мм – ход сжатия подвески для проектной нагрузки. Буфер сжатия выполняется из полимерных материалов, имеющих прогрессивную характеристику.

Рис.42. Буфера сжатия амортизатора задней подвески

  1.  Поверочный расчет амортизаторов задней подвески.

Тепловой расчёт амортизатора

Мощность поглощаемая амортизатором при движении:

.

Мощность, рассеиваемая амортизатором:

, где - коэффициент теплоотдачи, Вт/м2К; - площадь наружной поверхности амортизатора, м2; -допустимый перепад температур материала уплотнений и воздуха.

Коэффициент теплоотдачи:

, где -средняя скорость воздуха при движении автомобиля.

Площадь наружной поверхности амортизатора:

Тогда:

.

 

Поверочный расчет стенки рабочей полости амортизаторов передней подвески.

Толщина стенки s=2,5 мм, тогда отношение =0,083<0,1, где

D=0,03 м – внутренний диаметр рабочей полости.

Тогда

;

- максимальное усилие на ходе отбоя;

- площадь поршня;

Тогда

При этом допустимые напряжения

- коэффициент вида сварки;

– коэффициент запаса;

- предел текучести для стали 20Х.

Тогда

Таким образом условие прочности стенки выполняется, так как  с запасом прочности

  1.  Расчет упругой пружины задней подвески.

Исходными данными для расчета цилиндрической винтовой пружины являются:

F1=3574Н – сила пружины при предварительной деформации, то есть в статическом положении;

F2=5949 Н – сила пружины при рабочей деформации, то есть в положении максимального сжатия;

H=110 мм – рабочий ход пружины.

Отсюда очевидно, что будет использоваться класс пружин II с числом циклов отработки NF≥105 , разряд пружины 4, HRC=44-51,5, допустимые напряжения кручения [τ]=800МПа.

Сила пружины при максимальной деформации:

,

где  - относительный инерционный зазор пружины.

Тогда   

Исходя из конструктивных соображений, выбираем в данном диапазоне значений виток по ГОСТ 13773-86 со следующими характеристикам:  F3=6700 H, диаметр прутка d=16 мм, наружный диаметр пружины D1=180 мм, жесткость одного витка c1=145,8 Н/мм, наибольший прогиб одного витка .

Жесткость пружины:

Число рабочих витков пружины:

При поджатых на ¾  опорных витках (то есть полутора нерабочих витках) полное число витков:

Средний диаметр пружины:

Внутренний диаметр

Деформация при статическом положении:

Деформация при максимальной сжатии:

Деформация при максимальной нагрузке:

Длина пружины при максимальной деформации:

,

где n3=1,5 – число обработанных витков

Длина пружины в свободном состоянии:

Длина пружины в статическом положении (при предварительной деформации):

Длина пружины в положении максимального сжатия ( при рабочей деформации):

Шаг пружины:

  1.  Поверочный расчет пружины задней подвески.

Цилиндрическую винтовую пружину проверяем по условиям устойчивости и прочности.

Условие устойчивости выполняется:

Теперь найдем максимальное напряжение, возникающее в пружине при максимальной деформации:

При этом допустимым является напряжение   при изготовлении из стали 60С2А по ГОСТ 14959-79 из заготовки по ГОСТ 2590-88 (сталь горячекатаная круглая).

  1.  Расчет стабилизатора задней подвески.

Высоту центра крена определяем графически, аналогично тому, как это показано для передней подвески и для статического положения при конструктивной массе (4 человека). Здесь же замеряются необходимые размеры (b, d, a) для вычисления угловой жесткости, приведенной к оси колеса. Для статического положения hL.b = 56 мм.

Угловая жесткость передней подвески, приведенная к колесу

 

Здесь коэффициент угловой жесткости  

До включения упоров угловая жесткость в зависимости от хода колеса и изменения нагрузки практически остается постоянной.

Зададим расчетную схему стабилизатора

Рис. 43. Расчетная схема стабилизатора

Жесткость стабилизатора при кручении

.

Здесь Jо – полярный момент инерции. Для круглого стержня м4;

-модуль упругости второго рода;

 lст = 474 мм – расстояние между опорами стабилизатора на кузове, принимаем конструктивно.

С другой стороны

Угловая жесткость стабилизатора

 – плечо крена для задней подвески;

- допустимый угол крена для легковых автомобилей;

Тогда

Таким образом

Остальные размеры назначаем конструктивно, исходя из данных по прототипам, а также с учетом габаритных характеристик разрабатываемого автомобиля.

bст=880 мм - расстояние между опорами стабилизатора на рычагах подвески;

l2=(bст-lст)/2=203 мм - расстояние между опорами стабилизатора на рычаге подвески и кузове на виде сверху;

l0=101 мм - расстояние между опорами стабилизатора на рычаге подвески и кузове на виде сбоку;

 - длина наклонной ветви стабилизатора;

a=249 мм – расстояние между опорой стабилизатора на рычаге и внутренним шарниром рычага;

r=369 мм – длина верхнего рычага.

  1.  Поверочный расчет стабилизатора задней подвески.

Стабилизатор поперечной устойчивости проверяется по условию прочности в опасном сечении I-I, обозначенном на рисунке. В данном сечении действуют как напряжения изгиба, так и напряжения кручения. Найдем эти напряжения и сравним с допустимыми.

Изгибающий момент:

– изгибающая сила;

– линейная жесткость соответствующих частей стабилизатора;

- перемещение конца стабилизатора, к которому приложена изгибающая сила.

Тогда

Крутящий момент:

Момент сопротивления изгибу:

Момент сопротивления кручению:

Напряжения изгиба:

Напряжения кручения:

Эквивалентное напряжение в опасном сечении:

Для производства стабилизаторов используется сталь 60С2Г, у которой .

Соответственно, условие прочности выполняется, , при этом существует запас прочности , что можно считать достаточным.


Список используемых источников

  1.  Методические указания к практическим занятиям для студентов специальностей 150100 и 151400. / Сост.: В.Е. Ролле. СПб., 2003.
  2.  http://vsegost.com


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

40475. Волшебная сказка: Проблематика, главные конфликты и группы героев 20.5 KB
  Сказочный герой – тип в буквальном смысле слова Новиков. Сказочный герой символичен а не психологичен. 7 основных функций: герой отправитель даритель помощник вредитель ложный герой искомый персонаж Волшебная сказка – только такое произведение которое подчиняется семиперсонажной схеме.
40476. Время и пространство волшебных сказок 23 KB
  Время и пространство волшебных сказок. Время Время важно не только для точных наук есть и психологическая сторона времени. Мы знаем: время растяжимо Но всё зависит от того Какого рода содержимым Вы заполняете его. Время в литературе может растягиваться и сжиматься прошло 30 лет.
40477. Генезис волшебной сказки 22 KB
  Источники: самые различные мифологические представления в которых главную роль играл обряд инициации. Обряд инициации дал сюжет сказкам. Обряд инициации – обряд посвящение обозначающий переход ребёнка во взрослую жизнь. Обряд инициации Обряд посвящения во взрослую жизнь т.
40478. Декабристы и фольклор 22.5 KB
  Декабристы и фольклор. Исторические условия в которых формировались взгляды декабристов на фольклорное творчество: война 1812 года – усилила проблему крепостного права. Причины обращения к фольклору оставались политическими. Но декабристы не находят в фольклоре подтверждения своей догадки = весь фольклор который они имели на тот момент – ненастоящий фольклор.
40479. Загадки 45 KB
  Детский фольклор область народной культуры своеобразный инструмент социализации ребёнка. его сюжетнотематической основе роли и функциях в жизни ребёнка системе поэтических средств. посвоему способствует сохранению душевного и физического здоровья ребёнка развитию его личности установлению её многообразных отношений в сообществе взрослых и детей. Колыбельные песни произведения назначение которых успокоить и усыпить ребёнка.
40480. Заговор 20.5 KB
  Заговор. Заговоры примыкают к обрядовой поэзии. Заговор – словесная формула пользующаяся репутацией неотразимого средства для достижения определенных результатов. Заговор – проявление мифологического сознания.
40481. Историческая школа в русской фольклористике 20 KB
  Принципы В основе фольклора – история. Теория аристократического происхождения фольклора деревенские танцы Недостатки Что же тогда лежит в основе волшебных сказок.
40482. Календарная обрядовая поэзия 22 KB
  Перемены происходят так медленно что за время жизни одного человека они практически незаметны. Святки – месяц перед крещением 6 декабря – 6 января – время отдыха и праздника у крестьян. Веселое и страшное время: самое тёмное время разрядка после тяжелого года бога надо любить и бояться Бог на радостях что сын родился открыл двери ада и выпустил нечисть погулять Рождество Христово – мистическое пришествие Христа в наш мир. Жанры: колядки – песни которые пели во время колядования.