Материал: Основы расчета конструкции и агрегатов автомобилей

Е -модуль упругости первого рода (Е=200МПа);

dш -диаметр шарика;

dк -диаметр канавки;

Допустимое напряжение  =2500 …3500 МПа

Зубья сектора и рейки рассчитывают на изгиб и контактное напряжение по ГОСТ 21354-87.

Окружное усилие на зубьях сектора

, (1.25)

где rсек -радиус начальной окружности сектора;

Рж -максимальное давление жидкости в усилителе;

Dгц -диаметр гидроцилиндра усилителя.

Второе слагаемое применяется в том случае, если усилитель нагружает рейку и сектор, т.е. когда рулевой механизм объединен с гидроцилиндром.

Допустимое напряжение  =300 …400Мпа; =1500МПа.

Вал рулевой сошки.

Напряжение кручения вала сошки при наличии усилителя

, (1.26)

где d -диаметр вала сошки.

Допустимое напряжение  =300 …350МПа

Рулевая сошка. Основные виды напряжения: изгиб и кручение. Расчет ведут на сложное сопротивление. Усилие на шаровом пальце сошки, вызывающее изгиб и кручение (при наличии встроенного усилителя) (Рис. 2.12).

 , (1.27)

где  -длина сошки (между осями вала и шарового пальца сошки).

Напряжение изгиба в опасном сечении (переходное сечение от отверстия под вал сошки в тело сошки, т.е. у основания сошки).

, (1.28)

где  -расстояние от оси шарового пальца до опасного сечения сошки;

Wи -осевой момент сопротивления опасного сечения.

Напряжение кручения

, (1.29)

где  -плечо действия силы (расстояние от центра шара до центра посадки сошки на вал);

Wк -полярный момент сопротивления опасного сечения.

Эквивалентное напряжение

=300…400 МПа.

Шаровой палец сошки.

Напряжение изгиба

, (1.30)

=300…400МПа.

Напряжение смятия (давление, которое определяет износостойкость шарового пальца с диаметром шара dш).

 ; =25…35МПа (1.31)

Напряжение среза при площади сечения шарового пальца у основания Fшп

 (1.32)

Таким же образом определяют нагрузки на шаровые пальцы всех шарнирных соединений рулевого привода с учетом действующих на шаровой палец сил.

Продольная тяга. Сила Рсош вызывает напряжение сжатия-растяжения и продольного изгиба тяги (Рис. 2.13).

Напряжение сжатия

 (1.33)

где F-площадь сечения продольной тяги.

Критическое напряжение при продольном изгибе

 (1.34)

где J-экваториальный момент инерции сечения тяги;

 ;

 -длина продольной тяги (по центрам шарниров);

E-модуль упругости первого рода (E=200 МПа).

Запас устойчивости

 (1.35)

Напряжение изгиба

 (1.36)

где S-плечо действия силы  на поворотный рычаг.

Напряжение кручения

 (1.37)

Допускаемое эквивалентное напряжение

Боковые рычаги трапеции испытывают напряжение изгиба и кручения под действием силы (действующей вдоль поперечной рулевой тяги).

;

Напряжение изгиба

 (1.38)

Напряжение кручения

 (1.39)

Допускаемое эквивалентное напряжение.

Поперечная тяга трапеции. Тяга, нагруженная силой Рп.т, рассчитывается по той же методике, что и продольная тяга, т.е. на сжатие и продольную устойчивость ().

2. Тормозное управление

.1 Расчет тормозных механизмов

Тормозные моменты на колесах автомобиля (передних и задних), Н м

 (2.1)

где ,-вес автомобиля с грузом, приходящий на передние и задние колеса, Н;

-коэффициент сцепления шин с дорожным покрытием, для сухого асфальта  =0,8…0,9;

-динамический радиус колес, м.

По прототипу или заданию выбирают тип тормозного механизма и его основные размеры: диаметр барабана (или диска)  и ширина колодки b (см. приложение 9). Затем эти размеры проверяют по удельной нагрузке и удельной работе трения, которая определяет температуру нагрева тормозного барабана.

Удельная нагрузка на тормозные накладки

 (2.2)

где -полный вес автомобиля, Н;

-суммарная площадь тормозных накладок.

Среднее значение удельной нагрузки составляют: для легковых автомобилей 10…20 Н/см 2; для грузовых автомобилей 20…40 Н/см2. Для автомобилей с дисковыми тормозными механизмами удельные нагрузки соответственно выше.

Удельная работа трения

 (2.3)

где -полная масса автомобиля, кг;

-максимальная скорость автомобиля, км/ч.

Средние значения удельной работы: для легковых автомобилей 1…2 кДж /см2 ; для грузовых 0,6…0,8 кДж /см2 .

Нагрев тормозного барабана (диска) за одно торможение

 (2.4)

где -масса автомобиля, приходящаяся на тормозящее колесо, кг;

-масса барабана, кг;

-начальная скорость торможения; =40 км/ч;

С -удельная теплоемкость чугуна или стали, С=500 Дж /(кг.К).

Нагрев барабана (диска) за одно торможение не должен превышать 200 С.

2.2 Расчет тормозных приводов

Тормозной гидропривод

Расчет гидравлического привода заключается в определении диаметров главного и рабочего цилиндров, усилия на тормозной педали   и ее ход, передаточного числа педального (механической части) привода, необходимости применения усилителя.

Диаметр рабочего цилиндра

 (2.5)

где -давление жидкости в приводе при экстренном торможении. При служебных торможениях =4…6 МПа. При экстренном торможении =10…15 МПа.

Р- приводная сила создаваемая рабочим цилиндром на тормозных колодках. Приводная сила определяется исходя из тормозного момента на одном колесе автомобиля и зависит от типа тормозного механизма.

Для тормозного механизма с равными приводными силами и односторонним расположением опор (ГАЗ-3307)  = = (т.е. приводная сила, действующая на активную колодку равна приводной силе, действующей на пассивную колодку).

При коэффициенте трения =0,35 и определенных допущениях, таких как: плечо действия нормальных сил  равно радиусу барабана ; плечо действия приводных сил h равно двум радиусам барабана; коэффициент К0, учитывающий плечо действия равнодействующей сил трения, равен 1 (К0=1), приводную силу можно определить по формуле

 (2.6)

где -тормозной момент на барабане колеса.

Для тормозного механизма с равными приводными силами и разнесенными опорами (ГАЗ-31029, ГАЗ-66) характерно, что обе колодки активные при движении вперед. Поэтому тормозные моменты, создаваемые обеими колодками, одинаковы.

Приведенная сила в этом случае:

 (2.7)

Для дискового тормоза приводная сила определяется по формуле (Рис.2.17).

 (2.8)

где -среднее значение плеча приложения приводной силы (это расстояние от оси вращения тормозного диска до оси симметрии тормозной колодки).

Усилие на педали

 (2.9)

где -диаметр главного цилиндра, = (0,9…1,2);

-передаточное число педального привода, которое определяется как отношение плеч педального привода (=а/b);

-коэффициент полного действия привода (=0,92…0,95).

Усиление на педали не должно превышать 500 Н для легковых автомобилей и 700 Н для грузовых. При больших значениях необходима установка в приводе усилителя.

Ход педали зависит от числа тормозных механизмов и общего передаточного числа тормозного привода. Для двухосного автомобиля ход педали рассчитывается по формуле

 (2.10)

где  -диаметр рабочих цилиндров тормозов передних колодок;

 диаметр рабочих цилиндров тормозов задних колес;

,,,-перемещения поршней под действием сили ;

 -коэффициент, учитывающий объемное расширение привода (в основном резиновых тормозных шлангов), =1,05…1,1;

 -холостой ход педали (свободный ход педали).

Полный ход педали должен также включать запас хода, компенсирующий износ накладок (до упора педали в пол). Запас хода должен составлять 30…40% от полного хода педали.

Для легковых автомобилей полный ход педали не должен превышать 150 мм, для грузовых автомобилей -180 мм.

Тормозной пневмопривод.

Расчет пневматического привода заключается в определении диаметров диафрагм тормозных камер и тормозного крана, усилия на тормозной педали.

Расчет ведется исходя из максимального тормозного момента, передаваемого колесом (см. 2.6.1), для двух типов тормозных механизмов: с кулаковым разжимом тормозных колодок и клиновым.

Приводные силы определяют по формулам:

Р/=Мтор/2 r; P// = 2P/ = Mтор/ r (2.11)

Момент на валике разжимного кулака ( без учета трения)

Мв=Р/ r +Р// r =(Р/+Р//) r (2.12)

где r-радиус кулака (его профиль принят эвольвентным, т.е. r=соnst).

Усилие на штоке тормозной камеры

Ршт=Мв/ (2.13)

где -расстояние от центра разжимного кулака до штока тормозной камеры.

Площадь диафрагмы тормозной камеры

1=Pшт/Рв (2.14)

где Рв -давление воздуха в полости тормозной камеры, минимальное его значение принимают равным 0,6 МПа.

Диаметр диафрагмы тормозной камеры

Д1= (2.15)

Усилие, действующее на поршень следящего механизма тормозного крана

Рп=РвF2+Рпр (2.16)

где F2-площадь диафрагмы тормозного крана;

Рпр -усилие пружины (принимают по прототипу);

Рв-давление воздуха в полости тормозного крана, принимают равным Рв=6,5…7,5 МПа .

Усилие на тормозной педали

Рпед=Рп b/а (2.17)

где а -верхнее плечо педального привода;

b -нижнее плечо педального привода (значения принимаются по прототипу).

Приняв максимальное допускаемое усилие на тормозной педали Рпед=700Н и определив Рп из (2.6.17), находят площадь диафрагмы тормозного крана F2 из (2.6.16) и ее диаметр Д2.

В тормозном механизме с клиновым раздвижным устройством (Рис.2.19,б) приводные силы равные, т.е. Р/=Р//=Р.

Поэтому сила, действующая на шток клина будет равна

Ршт=2 Р tg (2.18)

где -половина угла при вершине клина (обычно =5…60).