Визначення основних масових параметрів автомобіля

Розміри перерізу карданного вала (зовнішній  та внутрішній діаметри) за ГОСТ 5005-82

D_вн = 71 мм; D_з = 75.2 мм

Допустима довжина карданного вала L_{КВ max}:

 

Міцність вала на кручення:

Кут закручування вала:

 

де G – модуль зсуву матеріалу (для  сталі = 85 ГПа)

J_р - полярний момент інерції перерізу

Для порожнистого вала:

Кути встановлення карданних валів  впливають на напруженість роботи карданної  передачі та строки її служби. Приймаємо  – 3.5°.

Типорозмір карданних шарнірів: I.

 

 

 

 

Головна передача.

Головна передача і диференціал  змонтовані в окремому картері редуктора, який вільно вставляється в отвір  картера моста і кріпиться  болтами; він може бути знятим з автомобіля без від'єднання моста.

Головна передача одинарна, гіпоїдна.

Кількість зубів шестерень визначаємо, виходячи з передаточного числа знайденого в тяговому розрахунку, прийнятої кінематичної схеми та мінімальної кількості зубів ведучої шестірні .

 

Приймаємо z₁=8, тоді , звідси z₂=48

Модуль зубів шестерень з більшим радіусом розраховуємо як:

 

Приймаємо  m_п=9 мм.

де  – розрахунковий момент на ведучій шестерні

= 30...45° - кут нахилу спіралі зуба ведучої шестірні;

y =0,101 - коефіцієнт форми зуба( див. табл. 12) знаходять, виходячи з приведеної кількості зубів:

 

де  - половина кута при вершині первісного конуса ведучої шестірні для пари конічних шестерень

z₁, z₂ - кількість зубів відповідно ведучої та веденої шестерень);

L = 90...150мм - довжина твірної конуса;

 

b - довжина зуба ( найчастіше приймають );

- напруги згинання зуби; приймають  що   = 420…550 МПа (значення при консольному закріпленні вала ведучої шестерні).

Довговічність зубів шестерень  оцінюють за контактними напругами:

 

 

 

де  Р – умовне колове зусилля, що діє на середньому радіусі шестерні:

 

 

Е – модуль повздовжньої пружності матеріалу (для сталі Е = 210 ГПа);

 – довжина лінії контакту зубів;

середні радіуси первісних  конусів відповідно ведучої та веденої  шестерень (у площині дії колового зусилля Р);

 

 

- радіуси первісних конусів відповідних шестерень;

b₁, b₂ - ширина відповідних шестерень;

= 20° - кут зачеплення;

- радіуси еквівалентних  циліндричних шестерень, що відповідають ведучій, веденій шестерням

 

 

 

 

 

У гіпоїдній головній передачі кут нахилу спіралі зубів ведучої шестірні приймають у межах 45...50° ; веденої шестірні - 20...25° - для легкових і вантажних автомобілів особливо малої та малої вантажопідйомності. Для вантажних автомобілів середньої, великої та особливо великої вантажопідйомності приймають, що 30...35⁰.

 

 

Диференціал заднього моста

Оскільки проектований автомобіль повноприводний, то на ньому встановлюють міжосьовий та міжколісний диференціали.При  цьому диференціал міжосьовий конічний симетричний, а міжколісний з  підвищенним тертям.

Кінематична схема диференціала конічного малого тертя

 

Встановлюємо максимальне значення коефіцієнту розподілу моменту  між ведучими колесами автомобіля:

 

де U - внутрішнє передаточне число диференціала;

k_б – коефіцієнт блокування ( = 0...0,2 - для диференціалів з малим внутрішнім тертям; k_б = 0,2.. .0,6 - для самоблоківних диференціалів,).

 

 

 

 

Привод ведучих коліс заднього моста

Оскільки на автомобілі застосовані розвантажені півосі, то їх діаметр визначаємо за умовами міцності при крученні:

 

де  = 500…700 МПа – допустимі напруги кручення.

Обчислений діаметр перевіряємо  на закручування півосі. 

Кут закручування півосі знаходимо  як:

 

де  – розрахункове значення крутного моменту, що передається піввіссю, Нм,

 

де  – коефіцієнт запасу зчеплення;

– передаточні числа першої передачі коробки передач та головної передачі;

 – коефіцієнт розподілу моменту між ведучими колесами;

l – довжина півосі (відстань від фланця до половини довжини шліців), м; 

G – модуль зсуву матеріалу (для сталі G= 85 ГПа);

  - полярний момент інерції, м⁴;

d – діаметр півосі, м.

 

Ходова система

Кістяк автомобіля

Рама автомобіля складається із двох паралельно розташованих лонжеронів, з’єднаних між собою 6 силовими поперечинами; поперечини з’єднані з лонжеронами заклепками діаметром 10 мм.

Лонжерони виготовлені методом  холодної штамповки із листової сталі 25 (ГОСТ 1050-60) товщиною 6 мм, мають переріз  швелера змінної висоти по довжині  рами.

В передній і задній частинах рами до лонжеронів приклепані кронштейни передніх і задніх ресор і додаткових буферів передніх ресор. Ззаду передньої  поперечини до внутрішніх колець лонжеронів кріпляться штамповані кронштейни підвіски двигуна. В середній і задній частинах рами до вертикальних колець лонжеронів приєднані заклепками десять кронштейнів кріплення платформи.

Мости

Картер заднього моста типу «банджо» прямокутного перерізу складається  із двох штампованих половин, зварених по горизонтальній осі моста.

Підвіска

Підвіска переднього і заднього мостів автомобіля здійснена на поздовжніх напівеліптичних ресорах, що працюють разом із гідравлічними амортизаторами.

Передні і задні ресори однакові складаються із 9 листів, стягнутих  центровим болтом і чотирма хомутами, що запобігають боковому зміщенню листів. Хомути прикріплені заклепками до нижнього скріплюю чого листа і стягнуті болтами, на які одягнені розмірні трубки, що перешкоджають затисканню листів ресори.

Кожна ресора прикріплена до балки  моста двома стрем’янками, які  охоплюють ресору і встановлену  на ній накладку, проходять через  отвори підкладки. Стрем’янки затягнуті гайками.

Розрахунок передньої ресори

Приймаємо довжину ресори

де  – це база автомобіля.

Потім встановлюють коефіцієнти асиметрії ресори

 

де  - розміри кінців ресори

Оскільки ресора симетрична, то , а коефіцієнти асиметрії ресори рівні

Визначаємо сумарний момент інерції поперечного перерізу:

 

де  - коефіцієнт форми листів ресори;  – модуль поздовжньої пружності; – статичне навантаження на передню підвіску при повністю завантаженому автомобілі,

Зважаючи на те, що:

 

де  та - відповідно ширина й товщина листа; - кількість листів у ресорі, та взявши , знаходять , а потім .

 

 

Довжину верхнього листа ресори приймають такою, що дорівнює . Відстань між стрем’янками кріплення ресор беруть з урахуванням розмірів перерізу балки моста. Довжини решти листів визначають графоаналітичним методом, накресливши схему ресори в масштабі 1:5 або 1:10. При цьому прагнуть надати ресорі форму балки рівного опору.

 

                                           а                                                                               б

Характеристика пружних властивостей підвісок з комбінованими пружними елементами: а - з основним металевим  та додатковим гумовим пружними елементами; б - з металевими основним та додатковим пружними елементами; та - відповідно статичне та динамічне навантаження на підвіску при повністю завантаженому автомобілі; - статичне навантаження на підвіску при незавантаженому автомобілі; - навантаження, при якому вступає в дію додатковий пружний елемент; , - відповідно статичний та динамічний прогини підвіски; прогин при одночасній дії металевого та гумового пружних елементів; - статичний |прогин при незавантаженому автомобілі; - умовний статичний прогин.

а:

.

А()    

В()

 

С(0,6перетин з АВ)

 

б:

.

А()    

В()

 

С(перетин з АВ; z’) 

D через

 

 

 

 

 

 

 

 

Рульове керування

Передаточні числа рульового  керування

Визначають кінематичне  та силове передаточні числа рульового керування.

 

де  та – максимальний кут повороту рульового та керованого коліс,   та

 

де  – радіус рульового колеса;

Силове передаточне число рульового  керування  знаходиться в межах 100…300.

 

Рульовий механізм

Якщо зусилля , яке прикладає водій до рульового колеса, під час повороту керованих коліс нерухомого автомобіля перевищує 400 Н, у рульовому керуванні слід застосувати підсилювач, Н:

 

де  – ККД рульового механізму, – ККД рульового привода.

У разі повороту керованих коліс  при нерухомому автомобілі сумарний момент опору, Н∙м:

 

де  – сила тяжіння, що припадає на керовані колеса, Н; - коефіцієнт опору коченню, ; - коефіцієнт зчеплення шини з полотном дороги; – радіус кочення колеса

- радіус ковзання, м.

 

Рульовий привод

 

Обираємо рульовий привід з заднім розташуванням трапеції.

Для визначення відстані задаються довжиною поворотної цапфи . При тороїдних шинах , - ширина профілю шини.

 

Довжина поперечної тяги

 

де  . Приймаємо .

/

Кут знаходять за виразом

 

де при задньому розташуванню трапеції.

Потім перевіряють, наскільки точно виконується при визначених розмірах трапеції залежність між кутами повороту керованих коліс:

 

де , - кути повороту зовнішнього та внутрішнього коліс.

Для цього в масштабі не менше  ніж 1:10 креслять схему рульової трапеції. Графічно повертаючи внутрішнє колесо у межах можливого кута повороту через кожні  визначають кут повороту зовнішнього колеса. Результати вимірювань заносять у табл. У цю ж таблицю заносять значення , обчислені за формулою.

 

кути повороту колеса	αвн	5	10	15	20	25	30	35	40
	αзовн	4,8	9,4	13,9	17,8	23,7	25,4	29	32,5
		4,51	9,3	13,55	18,4	21,58	25,36	28,6	31,55

 

Розміри рульової трапеції вважаються задовільними, якщо при кутах повороту внутрішнього колеса до графічна та теоретична залежності збігаються, а потім їх розходження не перевищує .

 

 

                               

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Залежність між кутами

повороту керованих колісДо визначення залежності між

кутами повороту керованих коліс

 

 

 

 

 

 

 

Гальмівна система

Гальма на автомобілі встановлені  барабанного типу на всіх колесах. На передніх гальмах встановлені окремі колісні циліндри на кожну колодку.

На гальмах задніх колес обидві колодки приводяться в дію від одного циліндра.

Гальмівні механізми

Номінальне значення моменту  тертя М_тр в гальмівному механізмі повинно відповідати значенню гальмівного моменту на колесі автомобіля М_τ  тобто   

М_τ  =  М_тр.

Граничне значення М_τ  визначається умовами взаємодії колеса з полотном дороги:

 

 

де  − розрахункове значення коефіцієнта зчеплення;

 

де  − коефіцієнт розподілу гальмівних сил та між колесами відповідно передньої та задньої осей;      .

Приймаємо: = 0,9 - для вантажних автомобілів при а > b.

а=1,9 м, b=1,4 м, м − координати центра мас;

− вертикальна реакція  полотна дороги на колесо, що гальмується. Величини цих реакцій на колеса передньої - і задньої - осей автомобіля знаходимо як:

 

 

У разі гальмування автомобіля стоянковим гальмом, що діє частіше всього на задні колеса, гальмівний момент розраховуємо як:

 

де   ≈ 9,1° (ухил 16%) - кут ухилу дорога, на якій повинен бути загальмований автомобіль.

Момент тертя М_тр , який має бути створений в гальмівному механізмі, визначають залежно від типу і конструкції цього механізму.

 

 

 

Після вибору типу гальмівних механізмів встановлюють їх основні геометричні  розміри.

Радіус гальмівного барабана   R_б визначають з можливості розміщення гальмівного механізму всередині колеса;

а, в, h - геометричні розміри гальмівного барабана (а = в = 0,8 R_б=0.8∙0.190=0.152 мм). Для розрахунків гальмівного моменту коефіцієнт тертя приймають у межах: = 0,30...0,35.

- кути охоплення накладок гальмівних колодок приймають у межах: = 80...140°.

 

Гальмівний привід.

На автомобілі встановлено  двоконтурний гідравлічний гальмівний привід

Передаточне число гальмівного привода U_Р визначаємо, виходячи з рівності тисків, які виникають від зусилля P_пед яким водій діє на гальмівну педаль (при гідравлічному приводі) або від сили тиску повітря в магістралі (при пневматичному приводі) і від сил, що розтискають колодки гальмівного механізму.