Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Автомобильный транспорт в России имеет большой удельный вес в общей транспортной системе, на его долю приходится более 2/3 грузопассажирских перевозок.

Основными тенденциями развития автомобильной промышленности являются следующие:

- увеличение производства легковых автомобилей с дизельными двигателями и повышение экономичности бензиновых;

- расширение производства автомобилей работающих на сжатом газе;

- снижение удельного расхода топлива за счёт совершенствования конструкции двигателя, применение электронных систем, улучшение аэродинамики автомобиля;

- снижение удельной металлоёмкости, увеличение ресурса работы и уменьшение трудоёмкости ТО автомобиля;

- повышение активной и пассивной безопасности автомобиля, за счёт применения различных автоматических систем и оптимизации конструкции кузова.

Рулевое управление является одной из важнейших составляющих автомобиля. Она также постоянно совершенствуется и модернизируется с учетом роста требований потребителя. От грамотности расчета, качества производства рулевого управления зависит удобство управления, управляемость, устойчивость на дороге, безопасность водителя и пассажиров, долговечность всего автомобиля. Поэтому рулевое управление постоянно модернизируется, для того чтобы сделать автомобиль не только динамичным, но и более надежным и эргономичным - такая тенденция наблюдается сейчас в развитии рулевого управления.

1. Состояние вопроса

1.1 Назначение рулевого управления

Рулевое управление предназначено для изменения направления движения автомобиля поворотом управляемых колес.

1.2 Требования, предъявляемые к механизмам рулевого управления

Так как от рулевого управления в значительной степени зависит безопасность движения, оно должно удовлетворять следующим требованиям:

- быть легким в управлении

- обеспечивать хорошую маневренность автомобиля с минимальным радиусом поворота

- иметь минимальное боковое скольжение колес при повороте

- исключать возможности возникновения автоколебаний управляемых колес

- иметь минимальную передачу толчков на рулевое колесо

- в то же время на рулевом колесе должно обеспечивать “чувство дороги”

- быть очень надежным, так как выход его из строя приводит к аварии

Кроме того, рулевое управление должно исключать самопроизвольный поворот управляемых колес.

1.3 Классификация рулевого управления

Основные типы рулевых механизмов: червячного типа, типа “винт-гайка-шарнир”, реечного типа.

В зависимости от того, какие колоса являются управляемыми, рулевое управление бывает передних, задних колес и всех четырех сразу.

Некоторые системы рулевого управления оснащены усилителем, которым может быть электрическим, гидравлическим, пневматическим.

1.4 Обзор конструкций рулевых механизмов

1.4.1 Рулевой механизм червячного типа

Рис. 1 Рулевой механизм червячного типа состоит

Рулевой механизм червячного типа состоит из:

- рулевого колеса с валом,

- картера червячной пары,

- пары «червяк-ролик»,

- рулевой сошки.

В картере рулевого механизма в постоянном зацеплении находится пара «червяк-ролик». Червяк есть не что иное, как нижний конец рулевого вала, а ролик, в свою очередь, находится на валу рулевой сошки. При вращении рулевого колеса ролик начинает перемещаться по винтовой нарезке червяка, что приводит к повороту вала рулевой сошки. Червячная пара, как и любое другое зубчатое соединение, требует смазки, и поэтому в картер рулевого механизма заливается масло, марка которого указана в инструкции к автомобилю. Результатом взаимодействия пары «червяк-ролик» является преобразование вращения рулевого колеса в поворот рулевой сошки в ту или другую сторону. А далее усилие передается на рулевой привод и от него уже на управляемые (передние) колеса.

Рулевой привод, применяемый с механизмом червячного типа, включает в себя:

- правую и левую боковые тяги,

- среднюю тягу,

- маятниковый рычаг,

- правый и левый поворотные рычаги колес.

Каждая рулевая тяга на своих концах имеет шарниры, для того чтобы подвижные детали рулевого привода могли свободно поворачиваться относительно друг друга и кузова в разных плоскостях.

К достоинствам механизма «червяк-ролик» относятся:

- низкая склонность к передаче ударов от дорожных неровностей

- большие углы поворота колес

- возможность передачи больших усилий

Недостатками являются:

- большое количество тяг и шарнирных сочленений с вечно накапливающимися люфтами

- «тяжелый» и малоинформативный руль

- сложности в технологии изготовления

1.4.2 Рулевой механизм типа “винт-гайка-сектор”

Рис. 2 Рулевой механизм типа "винт -- шариковая гайка -- рейка -- сектор"

1 -- распределитель;

2 -- винт;

3 -- шарики с трубкой рециркуляции;

4 -- поршень-рейка;

5 -- зубчатый сектор;

6 -- вал сошки;

7 -- ограничительный клапан

Полное название - "винт-шариковая гайка-рейка-сектор". Винт 2, которым оканчивается рулевой вал, через циркулирующие по резьбе шарики 3 толкает вдоль своей оси поршень-рейку 4. А тот в свою очередь поворачивает зубчатый сектор 5 рулевой сошки. Из-за возможности передавать большие моменты, устанавливается на грузовиках, пикапах и больших внедорожниках, работающих в экстремальных условиях.

Преимущества рулевого механизма “винт-шариковая гайка-рейка-сектор”:

Возможность конструкции с высоким передаточным числом

Недостатки рулевого механизма “винт-шариковая гайка-рейка-сектор”:

- Нетехнологичен

- Дорогой

- большие габариты

- тяжелый

1.4.3 Рулевой механизм реечного типа

В рулевом механизме «шестерня- рейка» усилие к колесам передается с помощью прямозубой или косозубой шестерни, установленной в подшипниках, и зубчатой рейки, перемещающейся в направляющих втулках. Для обеспечения беззазорного зацепления рейка прижимается к шестерне пружинами. Шестерня рулевого механизма соединяется валом с рулевым колесом, а рейка -- с двумя поперечными тягами, которые могут крепиться в середине или по концам рейки. Полный поворот управляемых колес из одного крайнего положения в другое осуществляется за 1,75...2,5 оборота рулевого колеса. Передаточные отношения механизма определяются отношением числа оборотов зубчатого колеса, равное числу оборотов рулевого колеса, к расстоянию перемещения рейки.

Реечный механизм рулевого управления состоит из картера, отлитого из алюминиевого сплава. В полости картера на шариковом и роликовом подшипниках установлено приводное зубчатое колесо. На картере и на пыльнике выполнены метки для правильной сборки механизма рулевого управления. Зубчатое колесо находится в зацеплении с зубчатой рейкой, которая поджимается к зубчатому колесу пружиной через металлокерамический упор. Пружина поджимается гайкой со стопорным кольцом, создавая сопротивление отворачиванию гайки. Подпружиненным упором облегчается беззазорное зацепление зубчатого колеса с зубчатой рейкой по всей величине хода. Рейка одним концом опирается на упор, а другим -- на разрезную пластмассовую втулку. Ход рейки ограничивается в одну сторону кольцом, напрессованным на рейку, а в другую сторону -- втулкой резино-металлического шарнира левой рулевой тяги. Полость картера механизма рулевого управления защищена от загрязнения гофрированным чехлом.

Вал рулевого управления соединяется с приводным зубчатым колесом эластичной муфтой. Верхняя часть вала опирается на шариковый радиальный подшипник, запрессованный в трубу кронштейна. На верхнем конце вала на шлицах через демпфирующий элемент крепится гайкой рулевое колесо.

Рулевой механизм с переменным отношением

Около нулевого положения рулевого колеса, когда едешь по прямой на высокой скорости, излишняя острота рулевого управления нежелательна, заставляет водителя напрягаться. А при парковке или развороте, наоборот, хотелось бы иметь передаточное отношение поменьше -- чтобы поворачивать руль на как можно меньший угол. Для этого существует несколько схем реечных рулевых механизмов.



Так работает реечный рулевой механизм ZF с переменным передаточным отношением. Здесь изменяются профиль зубьев рейки и плечо зацепления

Реечный рулевой механизм Honda VGR (Variable Gear Ratio -- переменное передаточное отношение) использовался на автомобилях Honda NSX

Фирма ZF использует зубья рейки с переменным профилем: в околонулевой зоне зубья треугольные, а ближе к краям -- трапецеидальной формы. Шестерня входит с ними в зацепление с разным плечом, что и помогает немного изменить передаточное отношение. А другой, более сложный, вариант использовала Honda на своем суперкаре NSX. Здесь зубья рейки и шестерни сделаны с переменными шагом, профилем и кривизной. Правда, шестерню приходится двигать вверх-вниз, но зато варьировать передаточное отношение можно в гораздо более широких пределах.

Рулевой привод состоит из двух горизонтальных тяг и поворотных рычагов телескопических стоек передней подвески. Тяги соединяются с поворотными рычагами при помощи шаровых шарниров. Поворотные рычаги приварены к стойкам передней подвески. Тяги передают усилие на поворотные рычаги телескопических стоек подвески колес и соответственно поворачивают их вправо или влево.

К преимуществам реечного рулевого механизма относится:

- малая масса

- компактность

- невысокая цена

- минимальное количество тяг и шарниров

- простота соединения рулевого механизма с управляемыми колесами

- прямая передача усилия

- высокая жесткость и КПД

- легкость в оснащении гидроусилителем

Недостатки:

- из-за простоты конструкции любой толчок от колес передается на руль

- трудности в изготовлении механизма с высоким передаточным числом, поэтому для тяжелых машин такой механизм не подходит.

1.5 Выбор и обоснование выбранной конструкции

По своим технологическим, ценовым, конструктивным качествам рулевой механизм «шестерня-рейка» наиболее подходит для переднеприводной компоновки и подвески McPherson, обеспечивая большую легкость и точность рулевого управления.

При проектировании автомобиля ВАЗ-2123, старались взять как можно больше узлов из модели ВАЗ-2121, поэтому на автомобиле ставили механизм типа “червяк-ролик”. Однако Chevrolet Niva не является мощным внедорожником, что бы на него целесообразно было ставить этот механизм. Он дороже, технологически сложен, тяжелее. Возможности, которые дает автомобилю червячный механизм, не используются в полной мере. При использовании рейкм, исключается концентрация напряжения от рулевого механизма на лонжероне, нет необходимости усиливать его в месте крепления механизма.

По всем этим причинам я считаю необходимым заменить механизм типа “червяк-ролик” на более дешевый, легкий, технологичный реечный механизм, который в необходимой мере обеспечивает легкость и точность рулевого управления.

В связи с тем, что будет заменен тип механизма, необходимо внести ряд изменений в конструкцию других узлов и агрегатов:

- так как за осью передних колес расположить реечный механизм не представляется возможным, то ставим его перед осью;

- для того чтобы освободить место между поддоном двигателя и дифференциалом для рейки, смещаем межколесный дифференциал на то же расстояние (20,5мм) назад, что не изменяет сбалансированность всего узла;

- так как рейка располагается перед осью, то тормозной суппорт колеса необходимо расположить сзади.

2. Конструкторская часть

2.1 Тягово-динамический расчет

Исходные данные:

Колёсная формула	44
Длина, мм	4048
Ширина, мм	1770
Высота, мм	1652
Снаряжённая масса mо, кг	1400
Шины	195/75R15
Коэффициент сопротивления качению fo	0,014
Коэффициент аэродинамического сопротивления Cx	0,48
Максимальная частота вращения колен вала we max, рад/с (6000 об/мин)	628
Максимальная скорость Vmax, м/с	38,9
Коэффициент уклона i	0.3
Количество мест n	5

2.1.1 Подготовка исходных данных для тягового расчёта

Полная масса автомобиля.

(2.1)

где mo-cнаряжённая масса автомобиля (кг),

mч=75 кг -масса человека,

n- число пассажиров, включая водителя,

mб- вес багажа по 10 кг на 1 пассажира.

Подбор шин.

Для данного автомобиля подходят шины 195/75R15

Зная размер шин, определяем статический радиус колеса:

 (2.2)

где d- посадочный диаметр шины,

z=0,85 - коэффициент вертикальной деформации для тороидных шин,

H- высота профиля шины

B- ширина профиля шины

rcт=0,51525,4+0,85146,25=314,8(мм)=0.3148(м)

На дорогах с твёрдым покрытием радиус качения колеса rкrст.

Параметры обтекаемости автомобиля.

Коэффициент обтекаемости

k=Cx/2, (2.3)

где =1,293 - плотность воздуха в нормальных условиях.

k=0,481,293/2=0,3103

Лобовая площадь

F=0.8BгHг (2.4)

где Bг- габаритная ширина автомобиля,

Hг- габаритная высота автомобиля

F=2.34 (м2)

2.1.2 Определение передаточного числа главной передачи

, (2.5)

где wmax- максимальная угловая скорость колен вала двигателя,

uк- передаточное число высшей передачи в коробке передач, на которой

обеспечивается максимальная скорость автомобиля,

Uр- передаточное число раздаточной коробки на высшей передаче

2.1.3 Расчёт ВСХ двигателя

Мощность двигателя при Vmax.

, (2.6)

где v- коэффициент сопротивления дороги при Vmax,

Ga=mag- полный вес автомобиля.

v=f= (2.7)

v=f=

Ga=18259,81=17903.25 (H)

Максимальная мощность двигателя.

(2.8)

где a,b,c- эмпирические коэффициенты (a=b=c=1 для бензинового двигателя),

=wmax/wN=1,2

кВт

Расчитываем ВСХ двигателя по формуле:

, (2.9)

где we- текущие значения угловой скорости колен вала (рад/с),

Ne- текущее значение эффективной мощности двигателя (кВт).

Для построения кривой эффективного момента Ме ( Нм) применяем формулу:

(2.10)

Рассчитываем зависимости Ne(we) и Me(we). Результаты расчетов сводим в таблицу 2.1 и представляем в виде графика.

Таблица 2.1

n, об/мин	800	1450	2100	2750	3400	4000	4700	5000	5350	6000
щe, c-1	83,7	151,8	219,8	287,8	355,87	418,7	491,9	523,3	560	628
Ne,кВт	12,95	25	37,27	48,96	59,08	66,22	70,86	71,36	70,64	65,08
Me,Н*м	154,7	164,4	169,6	170,1	166	158,2	144,1	136,4	126,1	103,6

2.1.4 Определение передаточных чисел коробки передач

Передаточное число первой передачи определяется по заданному максимальному дорожному сопротивлению max.

Для обеспечения возможности движения автомобиля в этих условиях тяговая сила на ведущих колёсах Рт должна быть больше силы сопротивления дороги Рд , т.е.

, или (2.11)

max=fo+i

i-коэффициент уклона, i=0.3

max=0,014+0,3=0,314

Во избежание буксования ведущих колёс тяговая сила на первой передаче должна быть меньше силы сцепления колёс с дорогой:

, или (2.12)

=0,8- коэффициент сцепления ведущих колёс с дорогой,

Gсц=Gа- сцепной вес автомобиля,

Мmax=170,41 (Нм),

1,84,64

Принимаем действительное значение u1=3,67

Передаточные числа промежуточных ступеней рассчитываются согласно закону :

Принимаем действительные передаточные числа промежуточных ступеней, равные:

2.1.5 Тяговый баланс автомобиля

Уравнение силового баланса :

Рт=Рд+Рв+Ри, (2.13)

где Рт - сила тяги ведущих колёс,

Рд - сила дорожного сопротивления,

Рв - сила сопротивления воздуха,

Ри - сила сопротивления разгону автомобиля.

Вначале строят тяговую характеристику автомобиля - зависимость силы тяги на ведущих колёсах Рт от скорости автомобиля V для каждой из передач в коробке передач. Силу тяги на разных передачах рассчитывают по формуле:

, (2.14)

где uк - передаточное число коробки передач,

Ме - величина эффективного момента двигателя.

Пользуемся выбранными при расчёте ВСХ значениями we, приводя в соответствие с ними скорости автомобиля на разных передачах:

. (2.15)

Результаты расчётов занесём в таблицу 2.2

Таблица 2.2

n, об/мин	Тяговая сила на ведущих колесах на передаче, Н
	I	II	III	IV	V
800	10274,01	5878,863	3807,26	2799,467	2295,562
1450	10918,22	6247,479	4045,983	2974,999	2439,499
2100	11263,56	6445,088	4173,958	3069,099	2516,66
2750	11296,77	6464,089	4186,263	3078,147	2524,08
3400	11024,48	6308,282	4085,36	3003,953	2463,241
4000	10506,46	6011,869	3893,397	2862,803	2347,498
4700	9570,041	5476,045	3546,387	2607,648	2138,271
5000	9058,665	5183,432	3356,886	2468,308	2024,012
5350	8374,616	4792,014	3103,397	2281,918	1871,173
6000	6880,335	3936,976	2549,658	1874,756	1537,3
n, об/мин	Скорость на передаче, м/с:
	I	II	III	IV	V
800	1,159946	2,027144	3,130149	4,257003	5,191467
1450	2,102403	3,674199	5,673395	7,715817	9,409533
2100	3,044859	5,321253	8,216641	11,17463	13,6276
2750	3,987315	6,968308	10,75989	14,63345	17,84567
3400	4,929771	8,615363	13,30313	18,09226	22,06373
4000	5,799731	10,13572	15,65075	21,28501	25,95733
4700	6,814684	11,90947	18,38963	25,00989	30,49987
5000	7,249664	12,66965	19,56343	26,60627	32,44667
5350	7,75714	13,55653	20,93287	28,46871	34,71793
6000	8,699597	15,20358	23,47612	31,92752	38,936

Взаимодействие автомобиля и дороги сопровождается затратами энергии на подъём автомобиля при движении в гору и необратимые затраты на деформацию шин и дороги.

В связи с этим применяется понятие о силе сопротивления дороги Рд , равной сумме силы сопротивления подъёму Рп и силы сопротивления качению Рf:

Рд=Рп+Рf. (2.16)

При движении автомобиль приобретает силу сопротивления воздуха Рв , которую определяют по формуле:

(2.17)

Для построения силового баланса при движении автомобиля по горизонтальной дороге силу сопротивления дороги рассчитывают по формуле:

(2.18)

Результаты расчётов сводят в таблицу 2.3 и представляют в виде графика.

Значения силы сопротивления воздуха Рв откладывают вверх от соответствующих силы Рд .

Таблица 2.3

Силы сопротивления на 5 передаче, Н
Pв	Рд	РУ
19,56941	254,0231	273,5925
64,28858	261,7415	326,0301
134,8455	273,9194	408,7649
231,2401	290,5568	521,7969
353,4725	311,6537	665,1262
489,2353	335,0859	824,3212
675,4505	367,226	1042,676
764,4301	382,5836	1147,014
875,1961	401,7014	1276,897
1100,779	440,6363	1541,416

Чтобы учесть возможность буксования ведущих колёс, нужно определить силу сцепления

РсцGсц=17903,750,8=14323(Н). (2.19)

Сила сцепления колес с дорогой много больше максимальной силы тяги (Pт max=11300H), значит пробуксовки колес не будет.

2.1.6 Динамическая характеристика автомобиля

(2.20)

рулевой управление автомобиль червячный

По этой формуле и данным силового баланса рассчитывают и строят динамическую характеристику автомобиля, которая является графическим изображением зависимости динамического фактора D от скорости движения при различных передачах в коробке передач и при полной загрузке автомобиля. Данные расчёта заносят в таблицу 2.4 и представляют графически.

Таблица 2.4

n, об/мин	Динамический фактор D на передаче:
	I	II	III	IV	V
800	0,572754	0,327266	0,211558	0,155269	0,127124
1450	0,606238	0,345357	0,222394	0,162575	0,132666
2100	0,621586	0,352454	0,225601	0,16389	0,133034
2750	0,618056	0,348131	0,220905	0,159012	0,128065
3400	0,596021	0,332601	0,208442	0,14804	0,117839
4000	0,559504	0,308462	0,190137	0,132574	0,103792
4700	0,4968	0,268133	0,160354	0,107921	0,081705
5000	0,463268	0,24682	0,1448	0,095169	0,070353
5350	0,418874	0,218771	0,124454	0,078571	0,055629
6000	0,322813	0,158414	0,080926	0,04323	0,024381

Чтобы учесть влияние буксования ведущих колёс, определяют динамический фактор по сцеплению:

= (2.21)

2.1.7 Разгон автомобиля

Ускорение при разгоне.

Ускорение во время разгона определяют для случая движения автомобиля по горизонтальной дороге с твёрдым покрытием хорошего качества при максимальном использовании мощности двигателя и отсутствии буксования ведущих колёс. Ускорение находят из выражения:

,

откуда:

где Iм -момент инерции вращающихся частей двигателя (кгм2),

Iк - момент инерции колеса автомобиля ,

nк - число ведущих колёс.

Или

Коэффициент учета вращающихся масс:

	u1	u2	u3	u4	u5
	1,187	1,124	1,094	1,08	1,073

По формуле (2.21) определяют ускорение разгона, вносят результаты в таблицу 2.5 и строят график зависимости j=f(V).

Таблица 2.5

n, об/мин	Ускорение на передаче, м/с2:
	I	II	III	IV	V
800	4,534854	2,644291	1,678183	1,18812	0,938289
1450	4,811863	2,802346	1,775449	1,254555	0,989006
2100	4,938837	2,864345	1,804236	1,266511	0,992382
2750	4,909639	2,826578	1,762077	1,222151	0,9469
3400	4,727337	2,690901	1,650206	1,122394	0,853319
4000	4,425239	2,480008	1,485897	0,981762	0,724756
4700	3,906494	2,127668	1,218559	0,757607	0,522617
5000	3,629082	1,941459	1,07894	0,641653	0,418727
5350	3,261814	1,696404	0,896317	0,49074	0,283979
6000	2,4671	1,169083	0,505595	0,169394	0

Таблица 2.6

Величина, обратная ускорению на передаче, с2/м:
I	II	III	IV	V
0,21	0,40	0,58	0,88	1,11
0,19	0,37	0,55	0,86	1,14
0,19	0,36	0,55	0,94	1,39
0,20	0,39	0,61	1,20	2,38
0,22	0,44	0,74	2,13
0,25	0,52	0,96	8,33
0,27	0,56	1,09
0,28	0,59	1,19

Затем требуется построить зависимость обратных ускорений (1/j) от скорости V. Поскольку при скоростях V, близких к максимальной, ускорение стремится к нулю, то для расчёта обратных ускорений ограничиваются скоростью V=(0,8…0,9)Vmax=31,12 м/с.

Время и путь разгона.

Время и путь разгона автомобиля определяем графоаналитическим способом. Смысл этого способа в замене интегрирования суммой конечных величин

(2.22)

С этой целью кривую обратных ускорений разбивают на интервалы и

считают, что в каждом интервале автомобиль разгоняется с постоянным ускорением j=const, которому соответствуют значения (1/j)=const. Эти величины можно определить следующим образом:

(2.23)

где к- порядковый номер интервала.

Заменяя точное значение площади под кривой (1/j) в интервале Vк на значение площади прямоугольника со сторонами Vк и (1/jср)к , переходим к приближённому интегрированию:

(2.24)

t1=t1, t2=t1+t2, tn=. (2.25)

где t1- время разгона от скорости Vo до скорости V1 ,

t2- время разгона до скорости V2.

Результаты расчёта сводят в таблицу 2.7 и представляют в виде графика. Аналогичным образом проводится графическое интегрирование зависимости t=f(V) для получения зависимости пути разгона S от скорости автомобиля.

В данном случае кривая t=f(V) разбивается на интервалы по времени, для каждого из которых находятся соответствующие значения Vсрk.

Площадь элементарного прямоугольника в интервале tк есть путь, который проходит автомобиль от отметки tк-1 до отметки tк , двигаясь с постоянной скоростью Vсрk.

Величина площади элементарного прямоугольника определяется следующим образом :

, (2.26)

где k=1…m - порядковый номер интервала, m выбирается произвольно (m=n).

Путь разгона от скорости Vo

до скорости V1: S1=S1,

до скорости V2: S2=S1+S2,

до скорости Vn: Sn=

Результаты расчёта заносятся в таблицу 2.8.

Таблица 2.7

Диапазон скорости, м/с	Время, с
0	-	1,16	0,256
0	-	5,88	1,313428
0	-	10,6	2,83435
0	-	15,31	5,377554
0	-	20,03	9,202031
0	-	24,75	14,51252
0	-	29,47	21,58405
0	-	34,18	33,05984

Таблица 2.8

Диапазон скорости, м/с	Путь, м
0	-	1,16	0,14848
0	-	5,88	3,869303
0	-	10,6	16,396
0	-	15,31	49,34003
0	-	20,03	116,9233

2.1.8 Мощностной баланс автомобиля

Уравнение мощностного баланса:

Nт=Ne-Nтр=Nf+Nп+Nв+Nи, (2.27)

где, Nт - тяговая мощность, подводимая к ведущим колёсам,

Nтр- мощность, теряемая в агрегатах трансмиссии,

Nf =РfV - мощность, затраченная на преодоление сил сопротивлению качения колёс,

Nп=РпV -мощность, затраченная на преодоление сил сопротивления подъёму(Nп=0),

Nв =РвV - мощность, затраченная на преодоление сил сопротивления воздуха,

Nи= РиV - мощность, затраченная на преодоление силы инерции автомобиля(Nи=0),

Для выбранных ранее интервалов по угловой скорости коленвала двигателя и скорости автомобиля рассчитываем мощностной баланс, заполняем таблицу и строим график.

Вверх от кривой Nд= Nf+ Nп откладывают значения мощности сопротивления воздуха Nв.

Таблица 2.9

w, рад/с	83.7	151.8	219.8	287.8	355.9	418.7	491.9	523.3	560	628
Ne, кВт	12,95	25	37,27	48,96	59,08	66,22	70,86	71,36	70,64	65,08
Nт, кВт	11,9	23	34,3	45	54,4	60,9	65,2	65,7	65	59,9
Nд, кВт	1.32	2.46	3.73	5.19	6.88	8.7	11.2	12.41	13.95	17.16
Nв, кВт	0.1	0.6	1.84	4.13	7.8	12.7	20.6	24.8	30.39	42.86
Nд+ Nв, кВт	1.42	3.06	5.57	9.31	14.68	21.4	31.8	37.22	44.33	60.01
	0.119	0.133	0.162	0.207	0.27	0.351	0.488	0.567	0.672	1

Степенью использования мощности двигателя служит величина И - отношение мощности, необходимой для движения автомобиля, к мощности на ведущих колесах:

2.1.9 Расчёт топливно-экономической характеристики автомобиля

Для получения топливно-экономической характеристики следует рассчитать расход топлива при движении автомобиля на высшей передаче по горизонтальной дороге с заданными постоянными скоростями от минимально устойчивой до максимальной.

(2.29)

где gеmin=300 г/(кВтч) -минимальный удельный эффективный расход топлива,

т=0,72 кг/л - плотность топлива,

- коэффициент, учитывающий изменения величины удельный эффективный расход топлива в зависимости от степени использования мощности И.

- коэффициент, учитывающий изменения величины удельный эффективный расход топлива в зависимости от

Результаты расчётов сводят в таблицу 2.10 и представляют в виде графика.

Таблица 2.10

м/с					л/100 км
5,191467	0,119	0,16	2,45	1,13	10,4819
9,409533	0,133	0,29	2,27	1,06	10,85627
13,6276	0,162	0,42	2,15	1	12,16195
17,84567	0,207	0,55	1,68	0,98	11,88852
22,06373	0,27	0,68	1,57	0,96	13,87286
25,95733	0,351	0,8	1,35	0,965	14,86102
30,49987	0,488	0,94	1,2	0,975	16,8821
32,44667	0,567	1	1,08	1,01	17,3143
34,71793	0,672	1,07	0,98	1,04	18,0097
38,936	1	1,2	1	1,15	24,53063

2.2 Расчет рулевого управления

1. Рулевое управление с реечным рулевым механизмом, расположенным впереди моста

2. Полная масса автомобиля и ее распределение по осям: ma=1800кг, mF=900кг, mR=900кг

3. Минимальный радиус поворота автомобиля по следу наружного колеса: RH min=6,026м

4. Колесная база автомобиля: L=2,45м

5. Колея передних колес: В=1,45м

6. Плечо обкатки: а=0,033м

7. Статический, динамический радиусы колес: rст=rд=0,322м

8. Диаметр рулевого колеса: dрк=0,35м

2.2.1 Кинематический расчет рулевого трехзвенника

2.2.1.1 Определение максимального угла поворота передних колес по условию обеспечению радиуса поворота

Максимальные углы поворота колес наружный дa max и внутренний дi max от заданного максимального радиуса поворота по следу переднего наружного колеса:

(2.30)

Где b=2,45м - колесная база автомобиля,

rн = 6,026м- минимальный радиус поворота по следу переднего наружного колеса,

p=1,379м - расстояние между точками пересечения осей поворотных шкворней с поверхностью дороги,

е =0,0354м- плечо обкатки.

2.2.1.2 Выбор длины поворотного рычага

Для предварительного выбора геометрических параметров рулевой трапеции удобно задаться положением точки пересечения осей рычагов рулевой трапеции в положении, соответствующем прямолинейному движению[1]. При переднем расположении рулевой трапеции следует точку пересечения продолжения осей рычагов расположить на оси задних колес (рис. 4).

Рис. 4 К выбору углов наклона рычагов рулевой трапеции.

Угол наклона рычагов трапеции будет отрицательным, т.к. трапеция располагается сзади, и составит:

(2.31)

Где, S - расстояние между точками пересечения осей поворотных шкворней с горизонтальной плоскостью, проходящей через центры шарниров тяги рулевой трапеции:

b - колесная база автомобиля.

Длину рычага r' принимаем из конструкторских соображений:

r'=104мм

2.2.1.3 Расчет рулевого трехзвенника

Для расчета рулевого трехзвенника необходимы только схемы расположения трапеции на виде сзади (рис. 8 и 9) и сверху (рис.7).

Рис. 8 Вид сзади рулевого управления.



Рис. 9 Левая половина рулевой трапеции на виде сзади.

При боковом перемещении зубчатой рейки на ход S внутреннее колесо поворачивается на угол дi, наружное - на дa. Эти углы отличаются друг от друга при определенном значении их разности , которая зависит от угла поворота рычага рулевой трапеции л и расстояния k между внешним шарниром U боковой тяги и оси шкворня (рис. 9). Точка O, в которой вертикаль из внешнего шарнира пересекла бы ось шкворня колеса, является осью поворота колеса. Расстояние между точкой О, в которой вертикаль из внешнего шарнира пересекла бы ось шкворня колеса, и осью внешнего шарнира на виде сверху является длинной поворотного рычага r=123мм.

Тогда расстояние k находим по формуле:

k=r sinл (2.33)

k=123 sin 34,8=70,2мм

По спроектированной схеме рулевого трехзвенника находим следующие параметры(рис. 7, 8,9):

Расстояние между осью O поворота колеса и внутренним шарниром Т по горизонтали, а=251,3 мм;

Расстояние между рулевым механизмом и осью в направлении движения, b=104мм;

Угол поперечного наклона шкворневой оси, у0=11є30'=11,5 є

Расчет проецированного угла поворота рулевой трапеции л'

Угол поворота рулевой трапеции, спроецированный на горизонтальную плоскость можно рассчитать по формуле:

(2,34)

л'=34є

2.2.2 Расчет параметров зацепления “шестерня-рейка”

2.2.2.1 Передаточное число рулевого управления

Общее кинематическое передаточное отношение рулевого управления, определяется кинематическими передаточными числами рулевого механизма HКРМ, рулевого привода HКРП и рулевого вала HКРВ равно отношению угла поворота рулевого колеса к углу поворота колес:

HКРУ=HКРМ•HКРП•HКРВ= (2.37)

Руководствуясь ГОСТ Р-52302-2004 оптимальное число оборотов рулевого колеса от упора до упора равно 2,8. Тогда по формуле (2.37):

HКРУ=

Передаточное число рулевого механизма равно полному ходу рейки к числу оборотов шестерни от упора до упора:

2.2.2.2 Исходные данные

Расчет проводится по методике, описанной в учебном пособии [3].

В качестве исходных данных для проверки существования зацепления "шестерня-рейка" с переменным шагом требуются:

1. Угол картера рулевого механизма д - угол между плоскостью, перпендикулярной к оси рейки и осью вала-шестерни; д=24є

2. Межосевое расстояние a=19 мм

3. Диаметр рейки d z=26,4 мм

4. Ход рейки lр=134,9 мм;

5. Коэффициент высоты головки зуба инструмента для изготовления шестерни =1,5;

6. Коэффициент высоты головки зуба инструмента для изготовления рейки = 0,82;

7. Коэффициент радиального зазора зуба шестерни C*1=0,125;

8. Коэффициент радиального зазора зуба рейки C*2=0,25.

Остальные параметры принимаем по следующим соображениям:

9. Угол наклона зуба шестерни при угле исходного контура 20°. Наименьшее скольжение в зацеплении, а, следовательно, и наивысший КПД передачи обеспечивается при = 0 , при этом на подшипники вала- шестерни не действуют осевые нагрузки. Косозубое зацепление позволяет получить большое осевое перекрытие зубьев, обеспечивая плавность работы и прочность зубчатой передачи. Принимаем ;

10. Модуль зубьев шестерни, соответствующий углу профиля 20°, принимается равным модулю зубьев базового механизма =1.9мм;

11. Минимальный угол профиля зубьев рейки по соображениям прочности инструмента, а также исходя из эффективности рулевого механизма принимаем =18°;

12. Максимальный угол профиля зубьев рейки по соображениям прочности нецелесообразно делать выше 40°, =30°;

12. Передаточное число рулевого механизма Hmin - общепринятой является размерность [мм/об] (ход рейки в миллиметрах, поделенный на соответствующее число оборотов шестерни). Hmin=48,18мм/об

Заключение

В результате выполнения данной работы, после проведения конструкторских расчётов, тягово-динамического расчёта можно сделать вывод, что цель - получение конкурентоспособного автомобиля за счёт замены рулевого механизма на более актуальный, дешевый, легкий, технологичный т. е. улучшения потребительских свойств, была достигнута.

В процессе курсового проектирования были произведены следующие работы:

- подбор и обоснование оптимальной конструкции рулевого управления;

- тягово-динамический расчет автомобиля ВАЗ 2123;

- кинематический расчет рулевого трехзвенника;

- расчет параметров зацепления “шестерня-рейка”.

Список используемых источников

1. Родионов, В.Ф. легковые автомобили/В.Ф. Родионов, Б.А. Фиттерман. - М.: Машиностроение, 1973.

2. Раймпель, Й. Шасси автомобиля: Рулевое управление/Й. Раймпель. - М.: Машиностроение, 1987.

3. Лата, В.Н. Расчет геометрии зацепления “шестерня-рейка” рулевого механизма автомобиля: учебное пособие/В.Н. Лата, И.В. Еремина. - Тольятти: Изд-во ТГУ, 2006.

4. Лата, В.Н. Конструирование и расчет автомобиля. Ходовая часть и системы управления. Курс лекций.

5. Лысов, М.И. Рулевое управление автомобилей/М.И. Лысов. - М.: Машиностроение, 1973.

6. Малкин, В.С. Особенности проектирования рулевого управления автомобиля с учетом свойств эластичности шин: учебное пособие/В.С. Малкин. - Куйбышев: Изд-во КуАИ, 1983.

7. Раймпель, Й. Шасси автомобиля/ Й. Раймпель. - М.: Машиностроение, 1983.

8. Черепанов, Л.А. Расчет тяговой динамики и топливной экономичности автомобиля: учеб. пособие/Л.А. Черепанов. - Тольятти: ТГУ, 2001.

9. Соломатин, Н.С. Проектирование автомобиля: ext,/-метод. Пособие по курсовому проектированию для студентов специальности 190201 “Автомобиле- и тракторостроение”/ Н.С. Соломатин [и др.] - Тольятти: ТГУ, 2007.

Размещено на Allbest.ru