Проектирование автомобиля ГАЗ

 

ВВЕДЕНИЕ

     Автомобильная  промышленность – одна из ведущих  отраслей машиностроения. Основная  ее задача совершенствование  и развитие автомобильного транспорта. Автомобильный транспорт играет существенную роль в транспортном комплексе страны, регулярно обслуживая множество предприятий. Основу автомобильной промышленности составляют заводы, выпускающие легковые и грузовые автомобили, автобусы, троллейбусы, военную автомобильную технику.

 

 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ВЫПОЛНЕНИЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТА.

 

 

Полная масса автомобиля.

m_а = 1750 кг.

На переднюю ось 835 кг.

На заднюю ось 915 кг.

4. Максимальная мощность  двигателя.

N_max = 100 л.с., при 4000 об/мин.

5. Максимальный крутящий момент двигателя.

M_emax = 186Нм, при 2500-3000 об/мин.

6. Радиус качения колеса.

r = 0,38 м.

 

   

 

2. ТРАНСМИССИЯ  АВТОМОБИЛЯ.

 

2.1. Сцепление.

     Конструкция  сцепления должна обеспечивать  следующие требования: полное включение и выключение; минимальный момент инерции ведомой части сцепления; нормальный тепловой режим работы; постоянство момента трения сцепления.

     Для проектируемого автомобиля выбираем: сухое, однодисковое, с периферийным   расположением пружин, тип привода гидравлический. Однодисковое сцепление применяют тогда, когда передаваемы крутящий момент не выше 0, 7...0, 8 кН м. Данный вид сцепления получил широкое распространение вследствие своей простоты, надежности, долговечности.

    

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 2. Сцепление.

1- маховик, 2 - корпус, 3 – ведомый  диск, 4 – нажимной диск, 5 – отжимной  рычаг, 6 –люк, 7 – регулировочная гайка, 8 – муфта выключения сцепления, 9 – ведомы вал сцепления, 10 – кожух, 11 – нажимная пружина.

     С учётом имеющегося максимального крутящего момента двигателя подбираем основные параметры фрикционных накладок по ГОСТ 12238 – 76.

Наружный диаметр D = 350 мм,

Внутренний диаметр d = 200  мм,

Толщина δ = 4,5 мм.

Средний радиус трения:

R_ср = = = 150 мм.        (2.1) 

Суммарная сила нажатия на фрикционные элементы:

P_н = β*M_emax/μ*R_ср*z_пт = 1, 5*530/0, 25*150*2 = 8, 3 кН.     (2.2)

β – коэффициент запаса сцепления.

μ – коэффициент трения.

z_пт – количество пар трения.

 Дальнейший расчёт сцепления выполняется с учётом конструкции нажимного устройства. При многопружинном нажимном устройстве определяют силу упругости одной пружины:

P_пр = Р_н /n_пр = 8, 3/ 12 = 0, 6 кН.         (2.3)

n_пр – количество пружин.

С учётом возрастания силы упругости пружины, а также неравномерности  нагружения пружин величину P_пр корректируют:

 P_{пр. р} = (1, 30...1, 45)* P_пр = (1, 30...1, 45)* 0, 6 = 0, 78...0, 87 = 0, 8 кН.

Общее передаточное число  привода от педали до нажимного диска:

U = U_p*U_п*U_пр.г = 5*2*1, 4 = 14.         (2.4)

U_{пр. г} = D_u²/D_г² = 25²/22² = 1, 4.

D_u – диаметр исполнительного цилиндра, мм;

D_г – диаметр главного цилиндра, мм.

U_p – передаточное число отжимных рычагов,

U_п – передаточное число рычагов педали,

U_{пр. г} – передаточное число гидравлической части привода.

Величина максимального усилия на педали:

Р_пед = Р_н/U*η + P_от/U_от*η_от = 8, 3/14 *0,8 + 0, 5/1*0,8 = 0, 4 кН.     (2.5)

P_от = (0, 05...0, 08)*Р_н = (0, 05...0, 08)*8, 3 = 0, 322...0, 664 = 0, 3 кН.

η – КПД привода,

U_от – передаточное число части привода от оттяжной пружины с усилием P_от до педали,

η_от – КПД части привода от оттяжной пружины до педали.

Полный ход педали сцепления:

L_пед = k_δ*L_н*U = 1, 3*2, 5*14 = 45, 5 мм.        (2.6)

L_н – ход нажимного диска, мм;

k_δ – коэффициент, учитывающий зазоры в приводе.

Величина полного хода педали сцепления не должна превышать 140...160 мм.

 

2.2. Коробка передач.

     Коробка передач  автомобиля трёхвальная с прямой  передачей, продольным расположением  валов, с пятью передачами переднего  хода оборудованы инерционными  синхронизаторами. Управление переключением  передач ручное. Детали коробки  передач расположены в корпусе,  отлитом из алюминиевого сплава  и прикреплённом болтами к  корпусу сцепления. Смазывание коробки передач осуществляется путём разбрызгивания из общей ванны.     

     Данный вид коробки передач широко применяется в современных автомобилях. При движении на прямой передачи зубчатые колёса и подшипники коробки разгружены, вследствие чего снижается износ потери мощности и шум. На других передачах переднего хода в трёх вальной коробке передач силовой поток проходит через два зубчатых зацепления. Это позволяет получить достаточно большое передаточное число первой передачи.

 

 

 

 

 

Рис. 3. Коробка передач.

Межосевое расстояние вальной коробки передач:

a_w = k_a = 9 * = 97 мм.       (2.7)

M_вых = М_{е max}*U₁ = 530*2, 37 = 1256 Нм.

M_вых – крутящий момент на выходном валу при включенной первой передачи,

k_a – эмпирический коэффициент (для соостных коробок передач).

Расчётная величина a_w корректируется по рекомендуемому ряду размеров межосевых расстояний, принимаем a_w = 98 мм.

Осевой размер по картеру  L определяется шириной b венцов зубчатых колёс, шириной B подшипников и осевыми размерами Н зубчатых муфт и синхронизаторов.

b = (0, 19...0, 23)* a_w = (0, 19...0, 23)* 98 = 18, 62…22, 54 = 20 мм,

B = (0, 20...0, 28)*98 = 19, 6...27, 44 = 25 мм,

Н = (0, 40...0, 70)*98 = 39,2...68, 6 = 50 мм,

L = (3...3, 8)*98 = 294...372, 4 = 320 мм.

Диаметр ведущего вала коробки передач в шлицевой части:

d_в = k_d = 4,2 = 34 мм;        (2.8)

k_d – эмпирический коэффициент.

Диаметр промежуточного вала коробки передач:

d_п = (0, 45...0, 50)* a_w = (0, 45...0, 50)* 98 = 44, 1...49 = 46 мм.     (2.9)

Диаметр ведомого вала коробки передач:

d_вед = (0, 16...0, 21)* L = (0, 16...0, 21)* 320 = 51, 2...67, 2 = 54 мм.   (2.10)

В коробках передач автомобилей  применяются, как правило, однорядные радиальные шарико и роликоподшипники легкой и средней серий.

Нормальный модуль:

Выбирается из размерного ряда по ГОСТ 37.001.222 – 80. Для легковых автомобилей среднего класса m_н = 3.

Угол наклона зубьев β = 25⁰.

Суммарное число зубьев зацепления:

z_{∑ пр} = 2 a_w*cosβ / m_н = 2*98*cos25/3 = 59.       (2.11)

Величину z_{∑ пр} округляют до целого значения и находят уточненное значение угла наклона зубьев:

β = arcos(0, 5m_н* z_{∑ пр}/a_w) = arcos(0, 5*3* 59/98) = 25⁰.

Для нахождения чисел зубьев ведущего и ведомого зубчатых колёс  пары используют систему двух уравнений:

(2.12)

 

Таблица 1.

Передача	1	2	3	4	5
z1	42	37	33	30	48
z2	17	22	26	30	11

 

U_p – передаточное число от ведущей шестерни к ведомому зубчатому колесу.

Передаточные числа отдельных  пар: первой передачи:

U_p1 = (z_∑-z_1вщ)/z_1вщ = (59-17)/17 = 2, 47;       (2.13)

Пара привода промежуточного вала коробки:

U_п = U₁/ U_p1 = 2, 37/2, 47 = 0, 95;        (2.14)

Остальные пары переднего  хода, кроме высшей:

U_p2 = U₂/U_п = 1, 77/0, 95 = 1, 86;

U_p3 = U₃/U_п = 1, 33/0, 95 = 1, 4.

Передачи переднего хода трёхвальной коробки передач:

U_k1 = U_п * U_p1 = 0, 95*2, 47 = 2, 34;

U_k2 = U_п * U_p2 = 0, 95*1, 86 = 1, 76;

U_k3 = U_п * U_p3 = 0, 95*1, 4= 1, 33;

U_k4 = 1.

Диаметры зубчатых колёс  по делительной окружности:

d_wi = m_н*z_i/cosβ ;          (2.15)

d_w1 = m_н*z₁/cosβ = 3*42/cos 25 = 137, 9 мм;

d_w2 = m_н*z₂/cosβ = 3*17/cos 25 = 55, 8 мм;

d_w3 = m_н*z₃/cosβ = 3*37/cos 25 = 88, 6 мм;

d_w4 = m_н*z₄/cosβ = 3*22/cos 25 = 72, 2 мм;

d_w5 = m_н*z₅/cosβ = 3*33/cos 25 = 108, 3 мм;

d_w6 = m_н*z₆/cosβ = 3*26/cos 25 = 85, 3 мм;

d_w7 = m_н*z₇/cosβ = 3*30/cos 25 = 99, 3 мм;

d_w8 = m_н*z₈/cosβ = 3*30/cos 25 = 99, 3 мм;

d_w9 = m_н*z₉/cosβ = 3*48/cos 25 = 158, 8 мм;

d_w10 = m_н*z₁₀/cosβ = 3*11/cos 25 = 36, 4 мм.

Проверяем возможность сборки зубчатых пар на валах с ранее вычисленной величиной межосевого расстояния:

a_w = 0, 5(d_w1+ d_w2) = 0, 5(d_w3+ d_w4)= ...........       (2.16)

a_w = 0, 5(137, 9+ 55, 8) = 0, 5(88, 6+ 72, 2) = 0, 5(108, 3+ 85, 3) = 0, 5(99, 3+ 99, 3)=             0, 5(158, 8+ 36, 4).

Исходя из полученного  выражения видно, что условие  сборки  зубчатых пар выполняется.

 

2.3. Карданная передача.

     У проектируемого автомобиля подвеска ведущих колёс зависимая, поэтому устанавливаем карданную передачу с шарнирами неравных угловых скоростей с промежуточной опорой. Промежуточная опора с одним радиальным шарикоподшипником (закрытого типа с одноразовой смазкой), внутренняя обойма которого установлена на карданном валу, а внешняя в резиновой втулке. Втулка с помощью кронштейна крепится к раме автомобиля. В трансмиссиях современных автомобилей преобладают полные карданные шарниры, осевая компенсация в которых обеспечивается установкой на шлицах карданного вала скользящей вилки. Смазывание игольчатых подшипников осуществляется одноразовой смазкой, например № 158.

    

 

 

 

 

Рис. 4. Карданная передача.

Используя компоновочную  схему автомобиля, предварительно принимаем  длину карданного вала 1, 55 м.

Критическая частота вращения карданного вала:

n_кр = (1, 185 * 10^7)/L_к² = (1, 185 * 10^7)/155² = 5166 об/мин.  (2.17)

D – наружный диаметр карданного вала, см;

d – внутренний диаметр карданного вала, см;

L_к – длина карданного вала, см.

Максимальная частота  вращения карданного вала при максимальной скорости движения:

n_{k max} = 2, 65V_max*U₀ /r_k = 2, 65*140*4, 58/0, 354 = 4800 об/мин.   (2.18)

U₀ – передаточное число от карданного вала к ведущим колёсам,

r_k – радиус качения ведущих колес, м.

Расчётный крутящий момент на карданном валу при включенной низшей ступени:

M_p = M_{e max} * U_k1 * η_k = 530 * 2, 43*0, 78 = 1240, 2 Нм.     (2.19)

U_k1 – передаточное число коробки передач при включенной первой передаче,

η_k – КПД коробки передач.

По ГОСТ 5005-82 выбираем размеры  наружного и внутреннего диаметров  трубы карданного вала по величине M_p.

D = 77 мм,

d = 71 мм,

δ = 3 мм.

     Углы установки валов из условия обеспечения наивысших значений КПД, достижении наибольшей долговечности, рекомендуется выбирать в пределах не более 4⁰.

В качестве определяющего  размера карданного шарнира принимают  размер между торцами крестовин, который должен быть равен или  больше меньшей из величин:

Н = 1, 57 = 1, 57 = 16, 8 мм,

Н = 1, 57 = 1, 57 / 4, 58 =

= 74, 8 мм.           (2.20)

m_сц – масса, приходящаяся на мост, кг;

     Принимаем размер карданного шарнира равным 60 мм, что будет обеспечивать достаточную жесткость и надежность крестовины.

 

 

 

2.4. Главная передача.

     Главная передача  одинарная, гипоидная. Данная  передача получила широкое распространение,  потому что она имеет ряд  преимуществ по сравнению с  конической: повышенной несущей способностью по контактным напряжениям, большей плавностью работы, при одинаковой прочности обладают меньшими габаритными размерами и уровнем шума, позволяют уменьшить высоту тоннеля для карданного вала. К недостаткам гипоидных передач относятся большие потери мощности вследствие продольного скольжения профилей зубьев и необходимость применения специальных смазочных материалов с антизадирными присадками. Смазка главной передачи осуществляется путем разбрызгивания.

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 5. Главная передача.

 

1- шестерня; 2 - колесо; 3 – дифференциал; 4 – полуось;

5 – регулировочная втулка; 6 – прокладки; Е -  гипоидное смещение.

 

Число зубьев определяют исходя из величины передаточного числа и кинематической схемы передачи.

Принимаем:

U_o = 4, 58;

Z₁ = 12;

Z₂ = Z₁ * U₀ = 12*4, 58 = 55;

Гипоидное смещение = 35 мм.

 

 

Модуль шестерен конической пары по большому радиусу:

m_н = = = 6.     (2.21)

М_р – расчётный крутящий момент на ведущей шестерне, Нм;

β – угол наклона спирали  зуба;

Y – коэффициент формы зуба;

L – длина образующей конуса;

b – длина зуба;

σ – напряжение изгиба зуба, МПа.

Диаметры оснований делительных  конусов:

Шестерня:

d_e1 = m_н*Z₁ = 6*12 = 72 мм;

Колесо:

d_e2 = m_н*Z₁*U_ок = 6*12 *4, 58= 330 мм;

Внешнее конусное расстояние:

R_e = 0, 5d_e2 = 0, 5*330   = 168 мм.     (2.22)

Углы делительных конусов:

δ_е1 = arctg U_ок= arctg 4, 58 = 77⁰;

δ_е2 = 90⁰- δ_е1= 90-77= 13⁰.

 

 

 

 

 

 

 

 

2.5. Дифференциал.

     Дифференциал – механизм  трансмиссии автомобиля, распределяющий  крутящий момент между выходными  валами и обеспечивающий их  вращение с разными угловыми  скоростями. Требования к дифференциалам: пропорциональное распределение крутящих моментов между колёсами, малые габариты, размеры и масса.

 

 

 

 

Рис. 6. Дифференциал.

     Для проектируемого автомобиля выбираем симметричный, шестеренчатый неблокируемый дифференциал. Недостаток такого дифференциала колесо, стоящее на дороге с малым сцеплением, буксует, а колесо, стоящее на дороге с большим сцеплением, неподвижно. Способы устранения отрицательного влияния дифференциала на проходимость: применение дифференциалов с повышенным внутренним трением, принудительная блокировка дифференциала.

Коэффициент блокировки дифференциала.

К_δ = 1.

КПД передачи:

η_n = 1- К_δ *B/2R = 1-1*1, 7/2*3, 8 = 0, 09.       (2.23)

В – колея ведущих колёс, м;

R – радиус поворота центра ведущей оси автомобиля, м.

Для определения числа  сателлитов (числа зубьев) воспользуемся существующими конструкциями дифференциалов и выбираем оптимальные значения.

Принимаем:

число сателлитов 4;

число зубьев сателлитов 10;

внутреннее передаточное число 1, 5.

 

 

 

2.6. Привод к ведущим колёсам.

  Для автомобилей с небольшим полным весом (легковые и грузовые малой грузоподъемности) обычно применяются полуразгруженные полуоси, так как эта конструкция в данном случае позволяет облегчить и удешевить ведущий мост . Полуразгруженной полуосью называют полуось, которая передает крутящий момент и воспринимает значительную часть изгибающих усилий. Полуось вращается в шариковом подшипнике, установленном внутри ее кожуха. На наружном конце полуоси имеется фланец, выполняющий роль ступицы колеса. Противоположный конец полуоси шлицами соединен с шестерней полуоси.

  Обычно выполняют  эвольвентные шлицы. Материал  полуосей сталь 30ХГС, 40ХМА и  40Х   

3. ХОДОВАЯ ЧАСТЬ  АВТОМОБИЛЯ.

 

3.1. Несущая система.

     В качестве  несущей системы (остова) проектируемого автомобиля выбираем кузов. Он воспринимает все нагрузки, возникающие при движении автомобиля. Несущий кузов состоит из отдельных металлических деталей, сваренных друг с другом для создания кузова и общей структуры автомобиля, т.е. без отдельной рамы.

Двигатель, трансмиссия и  детали подвесок укреплены на дополнительных подрамниках и/или усилительных элементах в нижней части кузова. Эти подрамники и усилительные элементы придают дополнительную прочность  кузову, исключая необходимость отдельной  рамы и облегчают автомобиль.

 

3.2. Подвеска.

     Подвеска соединяет  раму или кузов с агрегатами  ходовой части, воспринимает динамические  нагрузки со стороны дороги, обеспечивает  плавность хода автомобиля. К  подвескам предъявляются следующие  требования: обеспечение оптимальных  частоты колебаний кузова и  амплитуды затухания колебаний; противодействие крену автомобиля при повороте, разгоне и торможении; простота устройства технического обслуживания, надёжность.

 

 

 

 

 

 

Передняя подвеска.

 

 

Передняя подвеска автомобиля ГАЗ-3110 - независимая, шкворневая, пружинная, рычажная (с поперечным расположением рычагов), с двумя телескопическими амортизаторами двухстороннего действия, смонтирована на съемной поперечине и представляет собой самостоятельный узел.

Для поглощения и уменьшения дорожных вибраций рычаги подвески соединены с осями, закрепленными на поперечине рамы, через резиновые втулки 6 и 9, не требующие смазки. В резиновые втулки запрессованы распорные втулки, которые зажимаются на верхних осях гайками 3, а в нижних -пальцами 8 с самотормозящей резьбой. Качание рычагов происходит только за счет деформации резиновых втулок без проскальзывания между резиной и металлом, а также без поворота металлических распорных втулок на осн, для чего гайки 3 и пальцы 8 должны быть затянуты моментом 12-20 даН'м (12-20 кгсм). При слабой затяжке и проворачивании распорных втулок или при проскальзывании резиновых втулок шарнирное соединение ра- ботает неправильно и быстро изнашивается.

Наружные  концы рычагов соединены с  головками стойки через резьбовые шарниры. Наружная резьбовая втулка 2 (рис. 331) запрессована в головку 4 стойки, а внутренняя распорная 3 зажата между головками рычагов, стянутых пальцем 7 с гайкой 6. Между торцами резьбовой втулки и торцами верхних н нижних рычагов имеются зазоры А и В, которые необходимы для вращения резьбовой втулки по распорной прн качании подвески. Зазоры А и В должны быть одинаковыми, разница в размерах А и В не более 0,8 мм. От попадания грязи через этот зазор втулки защищены резиновыми кольцами 5 круглого сечения.

Резьбовая распорная втулка 4 имеет мелкую торцовую насечку (60 зубьев) Такая же насечка имеется на одной из

головок рычагов. При затяжке гаек пальцев  шлицы насечки входят друг в друга  и втулку нельзя провернуть даже с  очень большим усилием. На втором рычаге шлиц нет и в процессе затяжки  шлицы втулки частично внедряются в  гладкий торец головки рычага, увеличивая тем самым надежность стопорения резьбовой втулки от проворачивания.

Следует обратить внимание на подтяжку гаек 6 (см. рис. 331) пальцев, особенно во время обкатки  при первых 5000 км пробега. Головки  рычагов стягиваются гайкой до упора в резьбовую распорную втулку. При этом распорная резьбовая втулка, по отношению к пальцу, остается неподвижной. Однако, в процессе эксплуатации автомобиля затяжка пальцев может ослабнуть по разным причинам. В результате ослабления затяжки внутренняя резьбовая втулка вывертывается из наружной до тех пор, пока наружная резьбовая втулка не упрется своим торцом в головку рычага (см. рис. 331 справа). Подвеску может заклинить и Она становится жесткой. Начинается износ торцов головок рычагов, втулок и резьбовых пальцев. Этот износ может сопровождаться скрипом.

На противоположном конце открывается  пространство и мимо защитного кольца, а также между втулкой и пальцем, в резьбовое соединение начинают проникать грязь и вода. Вода быстро вымывает смазку, детали коррозируют, резко увеличивается момент трения в резьбовом соединении (вплоть до заклинивания) и резьбовая втулка начинает проворачиваться и работать по пальцу. Такая ненормальная работа приводит не только к быстрому износу рычагов, пальцев и втулок, но и к поломкам головок стоек и рычагов. В том случае, когда произошло все же ослабление крепления, а резьбовые втулки "перегнало" к торцам головок, необходимо восстановить зазоры.

В колесно-ступичный  узел входит дисковый тормоз с вентилируемым  диском 2, тормозная скоба 3 плавающего типа, основание которой привернуто к кронштейну 23 с запрессованной в него цапфой, выполненный раздельно от цапфы кулак 4, ступица 1 с резьбовыми отверстиями для крепления тормозного диска 2 и диска колеса болтами. Поворотный рычаг 19 съемный и крепится через гладкие отверстия в рычаге и кулаке к кронштейну 23 болтом (передняя точка крепления) н специальным болтом 18 с удлиненной головкой, являющимся также ограничителем поворота колес автомобиля. Между кулаком н кронштейном зажат щит тормоза 20. Подшипники ступицы 24 и 25 имеют плавную бесступенчатую регулировку.

Для уменьшения усилия, необходимого для поворота передних колес, поворотный кулак и стойка соединяются друг с другом с помощью шкворня 15 через игольчатые подшипники 9, установленные в ушках стойки и защищенные от попадания грязн кольцевыми уплотнителями 10.

Шкворень  в поворотном кулаке закреплен и  ограничен от осевых перемещений штифтом 6, входящим в полукруглую лыску 13 на верхнем конце шкворня. Между верхними ушками стойки и кулака установлен упорный шариковый подшипник 12, защищенный от попадания грязи специальным уплотнителем 11.

Ступица 1 переднего колеса вращается на двух раднально-упорных конических роликовых подшипниках 24 и 25, установленных на цапфе кронштейна 23 поворотного кулака 4. Наружные кольца подшип-

ников запрессованы в ступицу, а внутренние ставятся на цапфу с небольшим зазором. Сделано это для того, чтобы кольца постепенно проворачивались и не работали одной стороной, а также для того, чтобы можно было обеспечить нормальную затяжку подшипников прн регулировке. Туго посаженные кольца работают одной стороной и быстрее выходят из строя, поэтому не допускается стопорить кольца на цапфе.

Амортизаторы установлены внутри пружин подвески. В нижний конец  амортизатора запрессован резиновый шарнир, ось которого прикреплена двумя болтами к опорной чашке пружины. Верхний конец штока амортизатора крепится через резиновые подушки к верхней штампованной головке поперечины № 2, на которой закреплена ось верхних рычагов. Амортизаторы снимаются с автомобиля без нарушения углов установки передних колес.

Верхний конец пружины подвески опирается  на штампованную головку поперечины № 2 через резиновую шайбу с отбортовкой, предназначенную для уменьшения передачи на кузов шума и вибраций.

Для уменьшения крена автомобиля на поворотах установлен стабилизатор поперечной устойчивости (рис. 334). Штанга 5 стабилизатора изготовлена из пружинной стали и выполнена в виде стержня с загнутыми концами. Средняя часть штангн стабилизатора прикреплена клонжеронам рамы с помощью резиновых втулок 2 и обойм 1. Концы штанги стабилизатора соединены с опорными чашками пружины через стойки 10 и резиновые подушки 6 и 11.

Для повышения жесткости крепления  передней подвески служит растяжка 18, установленная между поперечиной рамы и балкой передней подвески

 

 

 

 

 

Задняя подвеска.

Задняя подвеска состоит  из двух рессор (основная и дополнительная рессоры объединены в один пакет). Крепление рессор аналогично как  в передней подвеске.

Длина рессоры:

L_p = (0, 35...0,45)*L = (0, 35...0,45)*2, 9 = 1...1, 3 = 1, 2 м.

 L – база автомобиля, м.

 

Коэффициенты асимметрии рессоры:

К₁ = l₁/L_p = 1/1, 2 = 0, 83;

К₂ = l₂/L_p = 1, 3/1, 2 = 1, 08 .

l₁, l₂ – величины короткого и длинного концов рессоры.

Прогиб полуэллиптической рессоры на двух опорах:

f_ст = δ*Z_{к ст}* l₁²* l₂²/3E*J*L_p*n_л = 1, 4*990*0, 83²*1, 08²/3*205*0, 0034*0, 9*6 = 0, 2 м.

J = bt³/12 = 0, 8*0, 08³/12 = 0, 0034м⁴.

δ – коэффициент формы  рессоры;

Z_{к ст} – статическая нагрузка на колесо, Н;

E – модуль упругости для рессорных сталей, ГПа;

J – момент инерции сечения листа рессоры, м⁴;

n_л – число листов рессоры.

Длина нижнего листа рессоры:

L_рн = [a(n_л-3)+L_p]/( n_л-1) = [0, 2(6-3)+1, 2]/( 6-1) = 0, 92 м.

a – расстояние между стремянками, м.

Длина верхнего листа рессоры  определяется исходя из величин l₁ и  l₂.

 L_рв = 1, 2 м.

Приведенный коэффициент сопротивления амортизатора:

k_п = 2Ψ2 * 0, 25 700 Н*с/м.

C_п = Р * S = 9711, 9 * 0, 2 = 1942, 3 Н/м;

P = m * g = 990 * 9, 81 = 9711, 9 Н.

 

3.3. Колёса и шины.

  Шины:  

     На проектируемый автомобиль устанавливаем пневматическую, радиальную, камерную с постоянным давлением шину обычного профиля 175 R15, т.к. автомобиль будет эксплуатироваться в городе, то рисунок протектора подбираем для усовершенствованного (асфальтного) покрытия дороги. Радиальное расположение нитей способствует улучшению условий работы в каркасе, так как каждый слой в отличии от диагональной шины работает самостоятельно. В результате этого снижаются напряжения в нитях, что позволяет уменьшать число слоев каркаса. Радиальная шина по сравнению с диагональной имеет меньшую нормальную, тангенциальную и боковую жесткость, более низкий коэффициент сопротивления качению, меньшую на 10-15 % массу, большую ходимость.

Колёса:

     При проектировании необходимо обеспечить: прочность колеса, позволяющую эксплуатировать автомобиль на всех режимах движения, размеры и жесткость обода, конструкцию крепления, обеспечивающую быструю и точную установку колеса и дисбаланс после установки колеса. На проектируемый автомобиль устанавливаем дисковые колеса с неразборным (цельным) ободом (51/2jx15H2) т.к. разборные для грузовых автомобилей в связи с невозможностью их сборки через закраины обода из-за высокой жесткости бортов и боковин.

     Соединение колеса со ступицей должно обеспечивать передачу крутящего момента и центрирование колеса на ступице. Дисковые колёса крепят к ступице болтами или шпильками. При установки сдвоенных колёс предусмотрено раздельное крепление внутреннего и наружного дисков.

 

     

 

 

 

 

 

 

4. РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ.

4.1. Рулевой привод.

В рулевой привод входят все детали, передающие от рулевого механизма к управляемым колёсам.

Кинематический расчёт рулевого управления:

Для автомобилей, у которых схема поворота 4x2 наружный θ_н и внутренний θ_в углы поворота колёс связаны зависимостью:

ctg θ_н – ctg θ_в = l₀ / L.          (4.1)

L – база автомобиля, м;

l₀ – расстояние между центрами поворота управляемых колёс, м.

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 11. Кинематика поворота жестких колес.

Максимальный угол поворота внутреннего колеса:

θ_{в max} = arctg{L/[ – l₀]} = arctg {2, 9/[

 – 1, 2] } = 42⁰.          (4.2)

r – радиус обкатки колеса вокруг шкворня, м.

Угол θ_{н max} находят по формуле (4.1) после подстановки в нее значения θ_{в max}.

ctg θ_н – 42⁰ = l₀ / L;

θ_{н max} = arctg (0, 413 + 1, 11) = 31⁰.

При заднем расположении поперечной тяги:

a = (0, 8...1)*L = (0, 7...0, 8)* 2, 9 = 2, 03...2, 32 = 2, 2 м.

 

Угол наклона боковых  рычагов:

θ = arctg {(sin θ_{в max} - sin θ_{н max}) / [2 – (cos θ_{н max} - cos θ_{в max})]} = arctg {(sin 42 - sin 31) / [2 – (cos 31 - cos 42)]} = arctg {(0, 731 – 0, 587) / [2 – (0, 809 – 0, 681)]} = 68⁰.  

(4.3)

      Длину бокового рычага трапеции выбирают, возможно, большей по условиям компоновки. В существующих конструкциях отношение длины бокового рычага к длине поперечной тяги находится в пределах m/n = 0, 12...0,16. После выбора величины m

(0, 15) определяем n, м.

 

n = l₀/(1+2m/n*cos θ) = 1, 2 / (1+ 2*0, 15*cos 68) = 1, 16 м;    (4.4)

m / 1, 16 = 0, 15;

m = 1, 16 * 0, 15 = 0, 17 м.

Передаточное число привода  выбираем:

U _р.п. = 1.

Угловое передаточное число  рулевого управления:

U_р.у. = α_max / (θ_{в max} + θ_{н max}) = 1260 / (42+31) = 17.      (4.5)

 

4.2. Рулевой механизм.

4.2.1.Силовой расчёт рулевого управления.