Автор работы: Пользователь скрыл имя, 10 Января 2013 в 21:23, курсовая работа
Данный курсовой проект является анализом рабочих процессов агрегатов (сцепления, подвески автомобиля), систем управления автомобиля (рулевого и тормозного управлений) и кинематическим и прочностным расчетом механизмов и деталей автомобиля на примере автомобиля Москвич-2140.
Введение……………………………………………………………………………..3
1. Сцепление…………………………………………………………………………4
1.1 Определение усилия на педали сцепления…………………………………….4
1.2 Определение показателей износостойкости сцепления……………………..5
1.3 Расчет коэффициента запаса сцепления при износе накладки на 1мм…….7
1.4 Прочностной расчет ступицы ведомого диска………………………………9
2. Рулевое управление……………………………………………………………...10
2.1 Кинематический расчет рулевого привода…………………………………...10
2.2Определение усилия на рулевом колесе при повороте колес на месте……13
2.3 Прочностной расчет рулевого механизма и рулевого привода…………….14
2.4 Расчет гидроусилителя, определение производительности и необходимой мощности на привод насоса гидроусилителя…………………………………..20
3. Тормозная система……………………………………………………………..23
3.1 Определение усилия на педали тормоза……………………………………..23
3.2 Определение показателей износостойкости тормозного механизма……..28
3.3 Расчет тормозного привода………………………………………………….31
3.4 График оптимального распределения тормозных сил по осям……………..33
4. Подвеска…………………………………………………………………………34
4.1Определение показателей плавности хода автомобиля…………………….34
4.2 Расчет упругих элементов……………………………………………………..35
4.3 Расчет направляющих элементов……………………………………………41
4.4 Расчет демпфирующих элементов……………………………………………43
Выводы……………………………………………………………………………..48
Список литературы…………………………………………………………………49
Приложение…………………………………………………………………………50
где: - база автомобиля;
- расстояние между шкворнями;
и - углы поворота соответственно наружного и внутреннего колес.
Принимаем: = 2400мм
=1009мм
Максимальный угол поворота наружного колеса определяется по формуле:
Рисунок 1. Схема рулевой трапеции и схема поворота автомобиля
Принимаем =5,25м.
Определим максимальный угол поворота наружного колеса:
Из формулы (2.1) выводим формулу зависимости угла поворота внутреннего колеса от угла поворота наружного колеса:
Рисунок 2. Определение зависимости углов поворота колес графическим методом.
Рис 2.1 Зависимость между углами поворота наружного и внутреннего колес автомобиля
Результаты определения зависимости угла поворота внутреннего колеса от угла поворота наружного колеса теоретическим и графическим методами сносим в общую таблицу 2.1
Пример вычисления:
При aн=3 град:
;
Таблица 2.1- результаты вычислений
|
5 |
10 |
15 |
20 |
25 |
30 |
35 |
|
4,5 |
9,3 |
13,4 |
17,3 |
21 |
24,3 |
28 |
|
4,4 |
9 |
12,9 |
16,5 |
19,7 |
22,7 |
25,6 |
На рисунке 2.1 изображена теоретическая и графическая зависимости между углами поворота внутреннего и внешнего управляемого колес автомобиля.
Кинематическое передаточное число рулевого управления определяется по формуле:
где - угловые передаточные числа соответственно рулевого механизма и рулевого привода.
Принимаем: =16,12; =1
Подставив данные значения в формулу (2.3) получим:
(общие технические сведения);
Момент сопротивления повороту управляемых колес складывается из момента сопротивления, связанного с плечом обкатки, трением в пятне контакта, поперечным наклоном шкворня:
Значения и определяются по формулам:
где: - вес, приходящийся на переднюю ось;
f - коэффициент сопротивления качению;
a- плечо обкатки;
j - коэффициент сцепления шины с полотном дороги;
rj - эквивалентный радиус сил трения.
Принимаем: .
=6678Н
f =0,015;
a=0,025м;
j =0,85.
Подставив значения в формулы (2.4)-(2.6) получим:
Усилие, прикладываемое водителем к рулевому колесу, определяется по формуле:
где: - КПД рулевого механизма
- КПД рулевого привода
- радиус рулевого колеса
Принимаем: =0,85
=0,90
=0,2м
После подстановки данных в формулу (2.7) получим:
2.3 Прочностной расчет рулевого механизма и рулевого привода
В автомобиле Москвич 2140 в качестве рулевого механизма применяют глобоидную пару «червяк-ролик».
Осевое усилие на винте определяется по формуле:
;
где: - начальный радиус винтовой линии червяка по наименьшему сечению;
- угол наклона винтовой линии;
- усилие, прикладываемое водителем на рулевом колесе;
- радиус рулевого колеса.
Принимаем: =0,03м
=400Н
=0,2м
Подставив данные в формулу (2.8) получим:
Н
Контактная площадь определяется по формуле:
Принимаем: =1,099рад
=0,994рад
=0,0727 м
=0,02м
Рисунок 4 - Схема зацепления червяк-ролик.
Подставив данные значения в формулу (2.9) получим:
Контактное напряжение в зацеплении червяк-ролик определяется по формуле:
;
где: n – число гребней ролика
Принимаем n=2.
Подставив значения в формулу (2.10) получим:
;
Расчет вала рулевой сошки рассчитывается на кручение по формуле:
где: - передаточное отношение рулевого механизма;
- диаметр вала сошки в опасном сечении.
Принимаем: =16.12
=0,0267м
Подставив данные в формулу (2.11) получим
МПа
Рисунок 5 - Схемы к расчету рулевого привода
Усилие на шаровом пальце сошки определяется по формуле:
;
где: С – плечо поворота управляемых колес.
МРМ – момент на выходе рулевого механизма
Принимаем: С=152мм=0,152м
Значение МРМ определим по формуле:
;
Принимаем: 0,85
Подставив значения в уравнения (2.12) и (2.13) получим:
;
;
На рисунке 5 изображена схема к расчету рулевого привода. Максимальное напряжение изгиба будет в точке «а», а максимальное напряжение кручения – в точке «b».
Эквивалентное напряжение растяжения в точке «а» определяется по формуле:
где:
Принимаем: q=0.12м;
p=0.04м;
Подставив данные значения в формулу (2.14) получим:
Напряжение кручения определяется по формуле:
Подставив значения получим:
Расчет шарового пальца на смятие и изгиб производим по формулам:
где: - диаметр шаровой головки пальца;
- диаметр шарового пальца в опасном сечении.
Принимаем: ;
Подставив значения в формулы (2.16) и (2.17) получим:
;
;
Поперечная тяга проверяется на сжатие и продольную устойчивость. Напряжение сжатия определяется по формуле:
;
где: F - сечение поперечной тяги.
Принимаем:
Подставив значения в уравнение (2.19) получим:
;
Критическое напряжение при продольном изгибе определяется по формуле:
;
где: L - длина тяги по центрам шарниров;
E – модуль упругости первого рода
- экваториальный момент инерции сечения тяги.
Принимаем: L=498,5мм;E= 200 ГПа.
Значение эквивалентного момента инерции определяется по формуле:
;
Принимаем: м; м.
Подставив значения, получим:
;
Подставив значения в формулу (2.20) получим:
;
Запас устойчивости определяется по формуле:
где .
Подставив значения, получим:
.
2.4 Расчет
гидроусилителя, определение
Расчет гидроусилителя рулевого управления начинается с определения момента сопротивления повороту управляемых колес на сухом асфальте при полностью нагруженном автомобиле и сводится к последующему определению: размеров исполнительного цилиндра, распределителя, диаметра трубопроводов, производительности гидронасоса и мощности, затрачиваемой на его привод.
Величину усилия , прикладываемого водителем к ободу рулевого колеса, выбирают из условия, чтобы усилие не превышало 60Н для легковых автомобилей.
Рабочий объем силового цилиндра определяется исходя из работы, совершаемой усилителем.
Рисунок 6 – Расчетная схема гидроусилителя
Усилие сопротивления на поршне определяется по формуле:
,
где - радиус сектора;
- момент на валу сошки, определяемый по формуле:
,
где - момент сопротивления на колесе;
- КПД рулевого привода.
.
Подставляя найденное значение в формулу (2.22), получим:
.
Рабочая площадь поршня определяется по формуле:
,
где - минимальное усилие на рулевом колесе;
- угол наклона винтовой линии;
- радиус винта.
Так как усилитель интегрированный, то объем цилиндра определяется по формуле:
,
где =50 мм - ход поршня, равный ходу гайки по винту.
Диаметр цилиндра определяем исходя из того, что поршень выполнен заодно с гайкой и его перемещение происходит по винту. Используем формулу:
,