Определим конструктивные параметры исполнительных элементов тормозной системы. Исполнительными элементами тормозной системы проектируемого автомобиля являются дисковые тормозные механизмы. Для тормозных механизмов необходимо определить следующие параметры: эквивалентный радиус трения; высоту накладки; угол сектора накладки; толщину тормозного диска.

Рассмотрим передний тормозной механизм.

- требуемый тормозной момент (=1839 Н*м);

- наружный радиус диска (=240·10^-3 м );

- внутренний радиус диска (=150·10^-3 м );

- число поверхностей трения (= 2);

- коэффициент трения, (=0,35).

Определим эквивалентный радиус трения:

м. (2.7)

Определим требуемое усилие прижатия накладок:

Н. (2.8)

Используя полученный результат можно определить диаметр исполнительных гидроцилиндров:

м. (2.9)

где - давление в приводе (МПа). Основные конструктивные параметры определим исходя из удовлетворения требований к показателям энергоемкости тормозных механизмов и удельному давлению на накладку.

Площадь накладок определим как:

(2.10)

где - угол сектора накладки, град.

Удельная работа трения вычисляется по формуле:

где [A_уд]=1300Дж/см² - допустимая удельная работа трения

Приращение температуры диска за одно торможение можно определить по формуле:

(2.11)

где m - масса всех тормозных дисков, кг; C - теплоемкость материала диска, примем 535 Дж/кг⁰С.

Удельное давление на накладку определим по зависимости:

(2.12)

Параметры дисковых тормозных механизмов определённые по вышеизложенной методике приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1- Результаты определения конструктивных параметров тормозной системы

Таблица 2.2 - Показатели нагруженности тормозных механизмов

2.5 Определение параметров тормозного привода

Определим параметры главного тормозного цилиндра, вакуумного усилителя тормозного привода и регулятора тормозных усилий.

Диаметры колесных тормозных цилиндров находятся по формуле:

(2.13)

где - максимальное давление в тормозном приводе.

Задавшись передаточным числом педального привода находим площадь главного тормозного цилиндра Аг:

, (2.14)

где k_у =3,5- коэффициент усиления усилителя;

F_п=325 Н - усилие на педали тормоза;

-кпд педального привода,

откуда:

.

Для данного автомобиля выбираем усилитель тормозов гидровакуумного типа. Далее приведена методика определения основных параметров и построения статической характеристики гидровакуумного усилителя тормозного привода.

Рисунок 2.5 - расчетная схема гировакуумного усилителя тормозов

1- исполнительное устройство;

2- мембрана;

3, 4, 5- пружины;

6- атмосферный клапан;

7- вакуумный клапан;

8- резиновая мембрана;

9- поршень следящего устройства;

10- поршень гидроцилиндра;

11- ГТЦ;

12-шток;

13- следящее устройство.

Из конструкторских соображений задаемся значениями:

- площадь поршня гидроцилиндра A₅=4.7e-4 м²;

-сила пружины 3 F_пр3=30Н;

-сила пружины 5 F_пр5=70Н.

Далее находится активная площадь A₄ мембраны 2 из формулы:

(2.15)

где - приращение давлений p₁ и p₂.

Площади поршня следящего устройства 9 А₂ и резиновой мембраны 2 A₃ выбираются т. о., чтобы обеспечивать необходимый коэффициент усиления k_у.

В режиме без усилителя статическая характеристика строится по формуле (линия а рисунок 2.6):

. (2.16)

В режиме следящего действия (линия б рисунок 2.7):

. (2.17)

В режиме постоянного усиления (линия б рисунок 2.7):

. (2.18)

Рисунок 2.7 - Статическая характеристика усилителя тормозов

РТМ, применяемый в данном автомобиле, выполнен в виде дифференциального клапана.

Рисунок 2.8 - Расчетная схема дифференциального клапана

Определению подлежат следующие параметры:

1) диаметр штока d₁ и диаметр поршня d₂;

2) усилие пружины поршня F_пр;

3) передаточное число привода РТМ ;

4) усилие упругого элемента РТМ F_у;

5) жесткость упругого элемента РТМ с_у.

Строится характеристика оптимального соотношения давлений в контурах тормозного привода и апроксимируется отрезками Обв и Оаг(рисунок 2.9). Из рисунка 2.9 находятся давления в контурах включения РТМ в работу(координаты точек а и б) и угол б.

Для построения графика зависимости деформации упругого элемента задней подвески при аварийном торможении от давления р1 в переднем контуре(рисунок 2.10), воспользуемся формулой:

(2.19)

где Ga - вес авто;

q2=1864Н - вес неподрессоренной массы;

a - расстояние от ЦМ до переднего моста автомобиля;

hc -высота ЦМ;

L=2,85м - база авто;

-суммарная жесткость задней подвески;

k1, k2 - коэффициент пропорциональности между давлением в тормозном приводе и моментом трения тормозного механизма переднего и заднего соответственно.

Формула (3.19) вычисляется отдельно для полной массы и снаряженной массы.

Рисунок 2.9 - Характеристика оптимально соотношения давлений

Рисунок 2.10 - график зависимости ?=f(p₁)

Задавшись d₁=30мм и u_пр=4, находим с_у:

(2.20)

Находится преднатяг пружины РТМ. В первом приближении можно считать, что F_пра ? F_прб :

(2.21)

Диаметр поршня РТМ d₂ находят решая систему уравнений:

(2.22)

Таблица 2.3 - параметры тормозного привода

3. Проектирование рулевого управления

3.1 Разработка технических требований к рулевому управления

Рулевое управление - это совокупность устройств, обеспечивающих поворот управляемых колес автомобиля при воздействии водителя на рулевое колесо.

Оно состоит из рулевого механизма и рулевого привода. Для облегчения поворота колес в рулевой механизм устанавливается усилитель. Рулевой механизм предназначен для передачи усилия от водителя к рулевому приводу и для увеличения крутящего момента, приложенного к рулевому колесу. Он состоит из рулевого колеса, вала и редуктора. Рулевой привод служит для передачи усилия от рулевого механизма к управляемым колесам автомобиля и для обеспечения необходимого соотношения между углами их поворота.

Конструкция рулевого управления должна обеспечивать:

1) легкость управления, оцениваемую усилием на рулевом колесе. Для легковых автомобилей без усилителя при движении это усилие составляет 50...100 Н, а с усилителем- 10...20 Н. Для грузовых автомобилей усилие на рулевом колесе регламентируется ГОСТ 21398--75 и при переходе от прямолинейного движения к движению по окружности радиусом 12 м при скорости 10 км/ч на горизонтальном участке с сухим твердым покрытием не должно превышать: 250 Н - для рулевого управления без усилителя на пути не более 17 м; 120 Н - для рулевого управления с усилителем на пути не более 11 м; 500 Н - в случае прекращения действия усилителя на пути не более 17 м;

качение управляемых колес с минимальными боковым уводом и скольжением при повороте автомобиля. Несоблюдение этого требования приводит к ускорению изнашивания шин и снижению устойчивости автомобиля при движении;

стабилизацию повернутых управляемых колес, обеспечивающую их возвращение в положение, соответствующее прямолинейному движению, при отпущенном рулевом колесе;

предотвращение передачи ударов на рулевое колесо при наезде управляемых колес на препятствия;

минимальные зазоры в соединениях. Оцениваются углом свободного поворота рулевого колеса автомобиля, стоящего на сухой, твердой и ровной поверхности в положении, соответствующем прямолинейному движению. По ГОСТ 21398 - 75 этот зазор не должен превышать 15° при наличии;

отсутствие автоколебаний управляемых колес при работе автомобиля в любых условиях и на любых режимах движения.

Данный автомобиль предназначен для эксплуатации в условиях дорог общего пользования, как с усовершенствованным покрытием, так и без такового. Характеристики дорожного покрытия представлены в таблице 3.1. Эксплуатация осуществляется в зоне умеренного климата с рабочим диапазоном температур -30…+30.

Таблице 3.1- Характеристики дорожного покрытия

Таблица 3.2 - Требования к рулевому управлению автомобиля.

3.2 Основные параметры и функциональные характеристики рулевого управления

Далее определим функциональные параметры и характеристики рулевого управления автомобиля. Основными параметрами рулевого управления являются максимальные углы поворота управляемых колес и передаточное число рулевого управления. В данном разделе приведем указанные параметры и характеристики, используя материалы выполнения курсовой работы по дисциплине «Теория движения автомобиля».

Максимальные значения углов поворота управляемых колес найдём по следующим зависимостям:

(3.1)

(3.2)

где Qemax, Qimax - соответственно наружный и внутренний углы поворота управляемых колес;

L=2,85м - база автомобиля;

J - шкворневая колея автомобиля, определяемая по формуле:

где B=1,85м - передняя колея автомобиля;

r_f =0,05м - радиус обкатки колеса.

Далее определим среднее передаточное число рулевого управления:

(3.4)

где nр - число оборотов рулевого колеса, необходимое для поворота управляемых колес из одного крайнего положения в другое, принимаем nр=3,5.

Используя данные зависимости можно построить теоретическую характеристику поворота управляемых колес представленную на рисунке 3.1

Рисунок 3.1- График зависимости угла поворота внешнего колеса от внутреннего.

3.3 Разработка принципиальной схемы рулевого управления

Проектируемый автомобиль имеет зависимую подвеску. Установим рулевую трапецию выполненную в виде четырехзвенного шарнирного механизма с неразрезной поперечной тягой. В процессе анализа существующих конструкций систем управления современных грузовых автомобилей в качестве системы рулевого управления для проектируемого автомобиля были выбраны:

- способ поворота автомобиля - поворотом управляемых колес переднего моста;

- тип рулевого привода - механический;

- схема рулевого привода - рулевая трапеция в виде четырехзвенного шарнирного механизма с неразрезной поперечной тягой, установленной спереди балки моста;

- конструкция рулевого механизма -реечный;

- усилитель рулевого управления - гидравлический, с механической обратной связью;

- схема компоновки усилителя - встроенная;

- распределительное устройство - тип В, без реактивных элементов с роторным золотником.

Принципиальная схема рулевого управления приведена на рисунке 3.2.

Рисунок 3.2 - Принципиальная схема рулевого управления

3.4 Определение параметров рулевого привода

Определению подлежат следующие параметры и характеристики рулевого привода:

- длина боковых рычагов r;

- длина поперечной тяги u;

- угол наклона боковых рычагов ;

Расчетная схема для определения параметров рулевого привода представлена на рисунке 3.3.

Рисунок3.3 - Расчетная схема рулевого привода

Параметры рулевой трапеции , u, r выбираем такими, чтобы обеспечивалась реализация теоретической характеристики поворота управляемых колес с заданной точностью. В качестве критерия точности аппроксимации используем условие:

_i=_imiф<3⁰, (3.5)

где _im=(_e) теоретическая характеристика поворота управляемых колес;

_iф=(_e) - фактическая характеристика поворота колес, реализуемая трапецией при выбранных параметрах.

Угол наклона боковых рычагов находят из условия пересечения их осей на расстоянии чl. Из геометрических соотношений рисунка 3.3 можно записать:

(3.6)

Приняв :

(3.7)

Далее из последнего рисунке запишем зависимость:

(3.8)

Задаемся отношением r/u=0,16 и, выразив из уравнения (3.8) длину продольной тяги u, получим:

Используя отношение r/u=0,16 определим длину боковых рычагов:

(3.10)

Для построения фактической характеристики поворота колес _iф=(_e) воспользуемся расчетной схемой, представленной на рисунке 3.4.

Рисунок 3.4 - расчетная схема для построения фактической характеристики поворота колес

Для определения зависимости рассчитаем следующие формулы:

(3.11)

(3.12)

(3.13)

(3.14)

Варьируя значением угла поворота внутреннего колеса строим фактическую зависимость и сравниваем её с теоретической.

Рисунок 3.5 - Фактическая характеристика поворота управляемых колес

3.4 Определение параметров рулевого механизма

Главными параметрами гидроцилиндра рулевого усилителя являются:

1) диаметр поршня d_п;

2) ход поршня h;

3) диаметр штока d_ш;

4) давление в гидросистеме p_ном.

Из кинематического анализа можно принять ход поршня h=100мм. Исходя из конструкторских соображений выбирается диаметр штока, d_ш=0,029м. p_ном назначается из стандартного ряда давлений, принимается равным 6,3МПа.

Используя формулу Таборека вычисляется момент сопротивления повороту управляемых колес:

(3.15)

Диаметр поршня определяется по следующей формуле:

, (3.16)

где - передаточное число участка привода от поршня к шкворню левого колеса.

Одним из основных параметров насосной установки является подача насоса Q_н. Она должна быть такой, чтобы гидроцилиндр обеспечивал поворот колес с большей скоростью, чем это в состоянии сделать водитель. Иначе при быстрых поворотах усилитель будет создавать дополнительное сопротивление. Для выполнения этого условия необходимо, чтобы подача насоса была бы боль наибольшего расход жидкости Q_max, потребляемой исполнительным механизмом: Q_н ? Q_max. Значение Q_max вычисляется по формуле:

(3.17)

где -максимальная скорость поворота рулевого колеса;

- объемный кпд гидроцилиндра;

- объемный кпд гидрораспределителя;

- передаточное число участка привода от рулевого колеса к поршню гидроцилиндра.

В данной курсовой работе, рассчитывая параметры распределителя, необходимо только вычислить диаметр золотника d_з:

(3.18)

где - плотность рабочей жидкости;

- коэффициент расхода жидкости;

- потери давления при дросселировании жидкости в распределителе при среднем положении золотника.

Центрирующие устройства в распределителях с роторным золотником - торсионы, основными параметрами которого являются его длина l_т(без опорных шеек) и диаметр d_т.

Длину торсиона назначают из компоновочных соображений(l_т=25мм), а диаметр находят из условия:

(3.19)

где - усилие на рулевом колесе, при котором усилитель включается в работу; - радиус рулевого колеса;

G = 8,5е+4МПа - модуль упругости второго рода материала торсиона;

- угол закрутки торсиона, соответсвующий началу включения усилителя в работу.

Выбранные параметры должны удовлетворять условию прочности торсиона при максимальном угле закрутки:

, (3.20)

где - допускаемое касательное напряжение материала торсиона. Для построения нагрузочной характеристики рулевого управления(рисунок 3.6) без усилителя используется уравнение:

, (3.21)

а при наличии усилителя - уравнение:

. (3.22)

Уравнение (3.22) используют для определения усилия на рулевом колесе при 0 ? М_с ? М_сmax. В случае, когда М_с ? давление в гидросистеме достигает номинального значения и больше расти не будет. Поэтому усилие, развиваемое гидроцилиндром усилителя, остается постоянным и возрастающее сопротивление колес вызовет резкий рост усилия на рулевом колесе. При М_с ? усилие на рулевом колесе определяют по уравнению:

(3.23)

График зависимости (рисунок 3.7) строят по уравнению:

. (3.24)

Рисунок 3.6 - Нагрузочная характеристика рулевого управления

Рисунок 3.7- График зависимости

Заключение

В процессе выполнения курсового проекта была спроектирована система управления легкового автомобиля Е-класса габаритной длиной 4,8м с полной массой 2210 кг.

На первом этапе были разработаны технические требования к системе управления на основе существующих стандартов. Были выбраны схемы рулевого привода и тормозной системы, а также типы и конструкции основных элементов системы управления.

На этапе функционального проектирования были определены функциональные характеристики системы управления и проведена оценка их эффективности.

Целью конструкторского проектирования было определение конструктивных параметров исполнительных, силовых, и регулирующих элементов рулевого управления и тормозной системы, а также разработка компоновки основных элементов системы управления.

Спроектированная система управления отвечает современным требованиям к автомобилям данного класса.

Список использованных источников

1Армейские автомобили. Конструкция и расчет Ч.2, Ходовая часть и органы управления/ Под ред. А.С. Антонова. Воениздат, 1973. 480 с.

2Автомобили. Конструкция, конструирование и расчет. Системы управления и ходовая часть./ Под ред. А.И. Гришкевича Мн.: Вышэйшая школа, 1987. 200 с.

3Горбатенко Н.Н. Функциональное проектирование рулевого управления автомобилей. Методические указания для курсового и дипломного проектирования.- Могилев: ММИ, 1997. - 29 с.

4Шасси автомобиля. Атлас конструкций. М.: Машиностроение, 1977. 108 с.

5Раймпель Й. Шасси автомобиля: Рулевое управление./ Пер. с нем. М.: Машиностроение, 1987. 232 с.

Размещено на Allbest.ru