В залежності від типу автомобіля і його силової схеми основним несучим елементом може бути рама або кузов. При проектуванні несучої системи необхідно враховувати тип, призначення, умови експлуатації автомобіля, що проектується, і особливості конструкції і компонування його трансмісії. Типові схеми рам легкових і вантажних автомобілів наведені на рис. 23.
Розрахунково-пояснювальна записка повинна вміщувати обгрунтування, схему несучої системи та опис особливостей її конструкції.
3.2.2. Мости автомобіля
За призначенням мости автомобіля поділяються на ведучі, керовані, керовані ведучі і підтримуючі.
Ведучі мости використовують в якості заднього (і середнього) моста, керовані - в якості переднього моста вантажних автомобілів, а керовані ведучі - в якості переднього моста повноприводних автомобілів.
Керовані задні мости використовують виключно на багатоприводних автомобілях високої прохідності.
Підтримуючі мости використовують в якості заднього або середнього моста з метою підвищення вантажопідйомності автомобіля і в конструкціях причепів та напівпричепів.
В розрахунково-пояснювальну записку необхідно включити обгрунтування конструкції кожного моста автомобіля, що проектується, його схему, опис конструктивних особливостей.
3.2.3. Підвіска автомобіля
Виконуючи конструювання підвіски, необхідно обрати і обгрунтувати конструкцію кожного з її елементів: пружного елемента, напрямного пристрою, гасіння коливань і , при необхідності, стабілізатора поперечної стійкості.
Кінематичні схеми підвісок автомобілів наведені на рис. 24.
Після вибору і обгрунтування напрямного пристрою необхідно до розрахунково-пояснювальної записки включити його кінематичну схему з елементами несучої системи.
При виборі і обгрунтуванні конструкції пружного елемента необхідно намагатися, щоб його характеристика була щонайближче до ідеальної, тобто жорсткість пружного елемента була б нелінійною. У випадку, коли обраний основний пружний елемент має лінійну жорсткість, до його конструкції необхідно ввести додаткові пружні елементи, спільне використання яких з основним могло б максимально наблизити пружну характеристику підвіски. Вибір, обгрунтування і розрахунок підвіски виконуються окремо для підвісок передніх і задніх коліс.
Після вибору напрямного пристрою і пружного елемента характеристику пружних властивостей підвіски необхідно представити у вигляді графіків f = f(z); (рис.25), де: z0 - навантаження на підвіску від порожнього автомобіля, Н; zст, zдин - відповідно статичне і динамічне навантаження на підвіску, Н; fст еф- ефективний прогин подвіски, м; fст fдин - відповідно статичний і динамічний прогини підвіски; f' - величина одночасного прогину основного (сталевого) і додаткового (гумового) пружних елементів.
При проектуванні приймають:
zст=(2…3) zдин- для автомобілів, призначених для експлуатації на дорогах з твердим покриттям;
zст=(3…4) zдин- для автомобілів, що експлуатуються в умовах бездоріжжя і на грунтових дорогах;
fдин=(0,5…0,7) fст - для легкових автомобілів;
fдин=(0,7…0,9) fст - для автобусів;
fдин=(0,8…1,0) fст - для вантажних автомобілів.
Статичний прогин підвіски визначається з виразу:
(96)
де - частота вільних коливань автомобіля, с-1 (приймається такою ж, як при розрахунку плавності ходу).
Для легкових автомобілів =(0,8…1,2), с-1;
для вантажних автомобілів і міських автобусів =(1,2…1,9), с-1;
для міжміських автобусів =(0,7…1,35), с-1.
Одержані за виразом (96) значення статичного прогину fст повинні відповідати значенням:
fст = (0,15…0,2) м - для легкових автомобілів;
fст = (0,12…0,18) м - для автобусів;
fст = (0,08…0,12) м - для вантажних автомобілів.
У випадку перевищення обчислених значень fст, рекомендованих значень статичного прогину для сучасних автомобілів, його приймають за ефективний прогин fст еф. При цьому, будуючи характеристику пружних властивостей підвіски, частину ефективного прогину, відповідну прогину підвіски сучасних автомобілів, відкладають на осі абсцис праворуч від нуля, а решту - ліворуч (рис. 25 а).
Будуючи характеристику пружних властивостей підвіски з додатковим гумовим пружним елементом, необхідно врахувати, що його деформація не перевищує половини висоти цього елемента. При визначенні координат точок характеристики з підвійним сталевим пружним елементом необхідно врахувати, що додатковий пружний елемент повинен починати спрацьовувати при навантаженні z0=(0,6…0,7)zст.
При виконанні курсового проекту необхідно побудувати характеристики пружних властивостей підвісок коліс всіх мостів.
Рис.25. Характеристикии пружних властивостей підвісок із сталевим пружним елементом
а – з одинарним пружним елементом та гумовим буфером обмежувачем;
б – з подвійним пружним елементом.
Розрахунок листової півеліптичної ресори
Визначення геометричних розмірів ресори виконується з урахуванням розмірів автомобіля. Довжина ресори визначається згідно рис. 26, при цьому приймається:
- для задніх ресор легкових автомобілів Lp=(0,4…0,55)L;
- для ресор вантажних автомобілів
передніх Lp=(0,25…0,35)L;
задніх Lp=(0,35…0,45)L;
де L - поздовжня база автомобіля, м.
Коефіцієнти асиметрії ресори визначаються з конструктивних міркувань за виразами:
(97)
де l1,l2- відповідно довжина короткого і довгого кінця ресори; l1+l2+lс=Lp (lс - відстань між стрім’янками).
На рис. 26 справа показані визначення довжин листів ресори при їх прямокутному обрізанні, а зліва - при трапецієподібному.
Статичний прогин ресори може бути визначений за виразом:
- для симетричної ресори ( к1= к2=0,5)
(98)
- для несиметричної ресори (к1¹к2)
(99)
де:d - коефіцієнт деформації ресори (для ідеальної ресори рівного опору d=1,5; в реальних ресорах d=1,25…1,45 в залежності від форми кінців листів і кількості листів однакової довжини: при відтягнутих кінцях листів d=1,4…1,45; з листами, обрізаними по прямій, двома корінними і одним зворотнім листом d=1,35; з кількома листами однакової довжини d=1,25);
Lp- ефективна довжина ресори (l1+l2 за рис. 26);
Е = 215 ГПа- модуль поздовжньої пружності;
-сумарний момент інерції ресори в середньому перерізі;
- коефіцієнт асиметрії ресори, e=0,1…0,3.
За формулою (98) (або (99)) обчислюють величину , яка, в свою чергу, дорівнює:
(100)
де b i t- відповідно ширина і товщина листа ресори;
nл - кількість листів ресори.
Прийнявши в залежності від типу автомобілів nл=6…14 та відношення b/t = 6…10, необхідно знайти величини t і b.
Одержані в результаті розрахунку величини t і b порівнюють з наведеними в ОН8027-86 (табл.16) та обирають стандартні значення t і b.
Таблиця 16
Витяг з ОН 8027-86. Листові ресори для автомобілів.
Основні параметри
| Параметри листових ресор | Навантаження на ресору, кН | Тип автомобіля | ||
| Ширина листа, мм | Товщина листа, мм | Форма кінців | ||
1. Легкові автомобілі. Автобуси та вантажні автомобілі на базі легкових
Передня підвіска
| /45/ | 4,5;5;6;6,5;7 | Відтягнуті | 3,0…4,5 | Автомобілі типу УАЗ |
| 5;6;7;7,5 | -\\- | 3,0…5,0 |
Задня підвіска
| /45/ | 5;6;6,5;7 | Відтяг-нуті | 3,0…5,5 | Автомобілі типів “Волга”, “Москвич” та вантажні на їх базі |
| 5;6;7;7,5 | -\\- | 3,0…5,0 | Автомобілі типів УАЗ, “Москвич” та вантажні на їх базі, автомобілі РАФ |
2. Автобуси з ресорами, що не уніфіковані з ресорами легкових і вантажних автомобілів
Передня підвіска.
| /65/ | 7;8;9;10 | Трапе-цеїда-льні | 5,0…12,0 | Автобуси типів ПАЗ, КАВЗ |
| 8;9;10;12 | -\\- | 5,0…12,0 | ||
| /90/ | 9;10;12 | -\\- | 12,0..20,0 |
3. Вантажні автомобілі та автобуси
Передня підвіска
| 6;7;8;9 | Трапе-цеїда-льні | 4,0…7,0 | Вантажні автомобілі типів УАЗ, ГАЗ (до 2,5 т), автобуси на їх базі | |
| /65/ | 6;6,5;7;8;9 | -\\- | 6,0…14,0 | Вантажні автомобілі ЗІЛ, ГАЗ, КАЗ |
| 7;8;9;10 | -\\- | 7,0…15,0 | Автобуси типів ПАЗ, КАВЗ | |
| /90/ | 8;9;10;12 | -\\- | 12,0..25,0 | Вантажні автомобілі типів МАЗ, ”Урал”, КрАЗ |
| 10;12;14;16 | -\\- | 15,0..30,0 | Вантажні автомобілі типів МАЗ, КрАЗ |
Задня підвіска. Основна ресора
| 5;7;8;9;10;11 | Трапе-цеїда-льні | 4,5…12,0 | Вантажні автомобілі типу ГАЗ | |
| /65/ | 7;8;9;10; 11;12 | -\\- | 10,0..20,0 | Вантажні автомобілі типу ГАЗ; автобуси типів ПАЗ,КАВЗ |
| 8;9;10;12 | -\\- | 12,0..25,0 | Вантажні автомобілі типу ГАЗ; ЗІЛ, КАЗ, автобуси типів ПАЗ, КАВЗ | |
| /90/ | 9;10;12 | -\\- | 20,0..40,0 | Вантажні автомобілі типу МАЗ |
| 9;10;12 | -\\- |
Додаткова ресора
| /65/ | 6;7;8 | Трапе-цеїда-льні | 3,0…8,0 | Вантажні автомобілі типу ГАЗ; автобуси типів ПАЗ,КАВЗ. |
| 7;8;9 | -\\- | 5,0…9,0 | Вантажні автомобілі типу ГАЗ; ЗІЛ, КАЗ, автобуси типів ПАЗ, КАВЗ | |
| 9;10 | -\\- | 70,0…140,0 | Вантажні автобуси типу МАЗ | |
| 9;10 | -\\- | 80,0…140,0 |
Задня підвіска (балансирна)
| /90/ | 10;12;14 | Трапе-цеїда-льні | 30,0…40,0 | Вантажні автомобілі типів “Урал”, КамАЗ. |
| 12;14;16 | -\\- | 30,0…100,0 | ||
| 14;16;20;25 | -\\- | 50,0…120,0 | Вантажні автомобілі типу КрАЗ |
Примітка: при виборі розмірів перерізу листової ресори перевага повинна надаватись розмірам, відміченим без лапок.
При розробці конструкції листової ресори відстань між стрім’янками lс обирають з конструктивних міркувань. Довжину листів ресори (крім корінного) визначають графоаналітичним методом на основі схеми ресори, виконаної в масштабі 1:5 або 1:10 (рис. 26).
Рис.26.Розрахункова схема листової ресори
Розрахунок циліндричної пружини підвіски
Спіральні циліндричні пружини в якості головного пружного елемента використовуються головним чином для легкових автомобілів з незалежною підвіскою коліс. Вони виготовляються з прутка з круглим або прямокутним перерізом.
Діаметр прутка пружини визначається за умови міцності:
(101)
де Рпр- зусилля. яке стискає пружину, Н (визначається на основі схеми підвіски і сил, що діють в ній);
Dс - середній діаметр пружини, м (обирається з конструктивних міркувань);
[t]=1000МПа - припустима напруга при максимальній деформації пружини (матеріал - сталь 55ГС, 50 СГ, 60 СГ).
Стискаюче зусилля Рпр визначається при діючій на підвіску силі Zдин.
Число робочих витків пружини
(102)
де fсум = fст+ fдин – сумарний прогін підвіски;
G = 78 ГПа – модуль зсуву матеріалу пружини;
Повне число витків пружини дорівнює: nn = nnp + (1,5 … 2,0).
Розрахунок торсіонного пружного елемента підвіски
Підвіски з торсіонними пружними елементами мають меншу масу непідресорених частин, більш сприятливий розподіл навантажень на раму (при поздовжньому розташуванні торсіонів), оскільки моменти від вертикальних навантажень передаються не у навантажені зони розташування важелів, а через протилежний кінець торсіона.
За розташуванням торсіони поділяються на поперечні і поздовжні. Вони мають круглий, пластинчастий, пучковий та складений переріз. Найбільше поширення отримали круглі торсіони.
Діаметр торсіона круглого перерізу знаходять з виразу:
(103)
де Mkp = Zдин Lв – момент закручування торсіона, Н × м;
Zдин – динамічне навантаження підвіски, Н;
Lв – довжина важеля торсіона, М;
[τ] = 1,0 … 1,05 ГПа – припустимі напруги в матеріалі торсіона при закручуванні.
Кут закручування торсіона дорівнює:
, град. (104)
де LT – робоча довжина торсіона, М;
- полярний момент інерції поперечного перерізу торсіона.
Припустимий максимальний кут закручування торсіона на 1м довжини складає 15о.
Робоча довжина торсіона дорівнює Lt може бути визначена з виразу (104). Діаметри і довжину шліцьових частин торсіону необхідно обирати із співвідношень:
dш = (1,2 … 1,3)d; lш = (0,6 …1,2)d
Для зручності збирання шліцьові кінці виготовляють різних диаметрів.
Напруга в пластинчастому торсіоні
(105)
де і – число листів в торсіоні;
b і h – геометричні розміри перерізу листа торсіона;
Значення [τ] не повинно перевищувати 900 МПа.
Основні параметри і монтажні розміри амортизаторів підвіски автомобіля, що проектується, обирають з ГОСТу11728-73.
Залежно від геометричних розмірів шини, обраної при тяговому розрахунку, умов експлуатації і типу автомобіля обгрунтовують і обирають тип і розміри обода, диска. В розрахунково-пояснювальній записці необхідно описати особливості конструкції цих елементів колеса.
3.3. Розрахунок органів керування автомобілем
Органи керування автомобілем включають гальмову систему і рульове керування, і відіграють найважливішу роль в забезпеченні безпеки руху.
Розрахунки органів керування включають:
§ розрахунок гальмового механізму;
§ розрахунок гальмового приводу;
§ розрахунок рульового механізму;
§ розрахунок рульового приводу;
§ розрахунки підсилювачів гальм і рульового керування (в разі необхідності встановлення їх на автомобілі).
При проектуванні механізмів органів керування необхідно обгрунтувати їх тип, конструкцію і компоновочну схему, визначити параметри, необхідно також обрати і обгрунтувати конструкції приводів, навести їх схеми та визначити основні параметри.
3.3.1. Гальмова система. Гальмовий механізм роботи
При виборі і обгрунтуванні конструкції гальмового механізму необхідно виходити з умови створення необхідного моменту тертя при забезпеченні мінімальних розмірів, маси, високої надійності, стабільності ефективності дії, відсутності самозаклинювання і рішення загальнотехнічних вимог.
Для забезпечення ефективної роботи гальмової системи граничне значення моменту тертя гальмового механізму Мт повинно відповідати значенню гальмового моменту на колесі автомобіля Мτ.
Гальмовий момент на колесі автомобіля дорівнює:
(106)
де Zτ – вертикальна реакція опорної поверхні, Н
rg – динамічний радіус колеса; м;
φрозр = 0,6 – розрахункове значення коефіцієнту зчеплення.
(107)
де a ,b – відповідно відстань від вертикалі центру мас автомобіля до осей коліс передньої і задньої осей; м;
hg - висота центру мас автомобіля; м;
- коефіцієнти розподілу гальмових сил (при a=b, Kτ = 1,3…1,6, при a > b, Kτ = 0,8…1,0).
Значення a ,b i hg визначені при виконанні тягового розрахунку автомобіля.
Значення реакцій опорної поверхні до коліс попередньої Zτ1 і задньої осі Zτ1 визначаються із виразів:
; (108)
де Ga – повна вага автомобіля, Н ;
L – повздовжня база автомобіля, м.
Гальмовий момент коліс задніх коліс в разі гальмування їх стоянковим гальмом дорівнює:
(109)
де α – кут ухилу дороги, який відповідає ухилу:
- 16% - для транспортних засобів з повним навантаженням;
- 23% - для легкових автомобілів, інших модифікацій для перевезення вантажів, а також автобусів у спорядженому стані;
- 31% - для вантажних автомобілів і автопоїздів у спорядженому стані.
Момент тертя Мтер гальмового механізму, необхідний для гальмування автомобіля, визначають залежно від типу і схеми гальмового механізму (табл. ).
Визначення сили Р, яка здійснює притискання гальмових колодок до барабанів (дисків), виконується при порівнянні значень гальмового моменту на колесі автомобіля Мτ і моменту тертя, який повинен бути створений в гальмовому механізмі Мтер. Чисельне значення сили Р є вихідним для розрахунку гальмового приводу.
В розроблюваній конструкції гальмового механізму при використанні курсового проекту необхідно передбачити засоби для регулювання зазору між зовнішньою поверхнею накладки гальмової колодки та поверхнею барабана (диска) по можливості зобезпечити автоматичне виконання цієї операції.