Расчет эксплуатационных свойств и агрегатов автомобиля ЛАЗ-4202

Гц; Гц.Рисунок 1.8 – Зависимость резонансных скоростей от длины неровностейПомимо свободных, автомобиль совершает и вынужденные колебания, вызываемые неровностями дороги. Частота этих колебаний, Гц, определяется из выражения:ωвын = Va/S,где Va – скорость автомобиля, м/с;S – длина волн неровностей, м. На дорогах с твёрдым покрытием S = 0,5…5 м.Используя зависимость Va = ωS, строится зависимость резонансных скоростей автомобиля от длины неровностей V = f(S) для частот собственных колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс (рис. 1.8).2прочностной расчетрулевого управления автомобиля ЗИЛ-1302.1 Характеристика рулевого управления ЗИЛ-130АвтомобильЗИЛ-130оборудованрулевым управлениемс гидроусилителем, объединенным в один агрегат с рулевым механизмом (рис. 2.1). Гидроусилитель рулевого управления ЗИЛ-130 уменьшает усилие, которое необходимо приложить к рулевому колесу для поворота передних колес, смягчает удары, возникающие из-за неровностей дороги, и повышает безопасность движения, позволяя сохранить контроль за направлением движения автомобиля в случае разрыва шины переднего колеса.Рисунок 2.1 – Устройство рулевого механизма типа «винт – шариковая гайка – рейка – сектор» ЗиЛ-130:1 – крышка цилиндра; 2 – картер; 3 – поршень-рейка; 4 – винт; 5 – шариковая гайка; 6 – желоб; 7 – шарики; 8 – промежуточная крышка; 9 – золотник; 10 – корпус клапана управления; 11 – гайка; 12 – верхняя крышка; 13 – пружина плунжера; 14 – плунжер; 15 – стопорный винт; 16 – зубчатый сектор; 17 – вал; 18 – сошка; 19 – боковая крышка; 20 – стопорное кольцо; 21 – регулировочный винт; 22 – шаровой палецДетали рулевого механизма ЗиЛ-130 изготавливаются из следующих материалов [5]:винт 4, гайка 5 и вал 17 – из стали 25ХГТ;желоба 6 шариковой гайки – из стали 08;золотник и плунжеры (6 пар) распределителя – из стали 15Х;стопорный винт 15 шариковой гайки – из стали 40Х;втулка вала 17 – из бронзы БрОЦС-4-4-2,5;корпус 10 распределителя – из серого чугуна СЧ 15-32;картер 2 редуктора – из ковкого чугуна КЧ-35-10.Шарики 7 (зав. № 306266-П) изготавливаются по ГОСТ 3722- 81 из подшипниковой стали (ГОСТ 801-78 и 4727-67) с твёрдостью поверхности HRC 62…66 и перед сборкой сортируются на 14 групп с разноразмерностью не более 2 мкм.2.2 Определение расчетного нагрузочного режимаЗа расчетный принимается нагрузочный режим, при котором расчетное усилие, прикладываемое к рулевому колесу, будет наибольшим. Выбор производится из трех режимов нагружения.Первый расчетный режим: задается расчетное усилие на рулевом колесе: для грузовых автомобилей – FРК = 700 Н.Второй расчетный режим: расчетное усилие на рулевом колесе определяется при наибольшем моменте сопротивления MC повороту управляемых колес (поворот на месте на сухом асфальтобетонном покрытии):,гдеUPM – передаточное число рулевого механизма (для грузовых автомобилей принимаем UPM = 23);UPП – передаточное число привода – величина, переменная по ходу поворота, но изменяется в небольших пределах, принимаем UPП = 1,0;RРК – радиус рулевого колеса (по заданиюRРК = 250 мм = 0,25 м);РМ – прямой КПД рулевого механизма (усилие передается от вала рулевого колеса к сошке), который принимаем РМ = 0,82.Момент сопротивления колес повороту их на месте может быть определен по одной из рекомендуемых формул, например, по полуэмпирической формуле В.Е. Гауха: Н·м,где0 – коэффициент сцепления колеса с дорогой при повороте на месте (0 = 0,9…1,0);G1 – нагрузка на управляемые колеса, Н (при распределении полной массы автомобиля на передний мост 2575 кг G1 = 2575·9,81 = 25260,8 Н);pш – давление в шине, МПа (принимаем pш = 0,45 МПа);MC – момент сопротивления колес повороту, Н·м.Тогда Н.Третий расчетный режим: Расчетное усилие FPК определяется для режима интенсивного торможения. Следует представлять себе, что в данном режиме максимальными нагрузками на детали рулевого управления будут в случае, когда коэффициент сцепления под одним колесом максимальный, а под другим – равен нулю. Причем в зависимости от того, какое из колес тормозится, нагружаются тормозным моментом разные элементы рулевого управления.В этом режиме расчетное усилие,гдеFτ – максимальная тормозная сила на колесе, Н; Н;m – коэффициент перераспределения масс при торможении определяются из уравнения;;hg, b – координаты центра масс проектируемого автомобиля, высота и расстояние до оси задних колес (берутся по прототипу: hg, = 0,84 м; b = 0,98 м);L – плечо действия тормозной силы; – коэффициент сцепления колеса с дорогой, 0,8.Тогда Н.Дальнейшие расчеты на прочность деталей рулевых механизмов и привода к управляемым колесам ведутся по расчетному усилию на рулевом колесе FРК = 526,0 Н для наиболее нагруженного режима.Следует учесть, что если FРК 150…200 Н, то требуется установка рулевого усилителя.2.3 Силовой расчет рулевого механизмаПриступая к расчету винтореечного рулевого механизма, следует, ориентируясь на размеры рулевого механизма прототипа, задаться величиной rн = 80 мм (по заданию) радиуса начальной окружности сектора и, исходя из принятой ранее величины передаточного числа UPM = 23,0, определить величины шага винта р (винтового канала) по формуле мм.Значение диаметра шарика dш = 7,144 мм указано в задании.Число шариков в одном виткеz = 24 (по заданию)Радиальная нагрузка на один шарик Fш,гдеn = 3 – число рабочих витков (по заданию);к – угол контакта шариков в беговой канавке (к = 45°).Усилие, действующее вдоль оси винта, FOC (рис. 3), находится при воздействии на рулевое колесо расчетного усилия FPK и дополнительно нагружаются силой FC от силового цилиндра:,гдеMC – крутящий момент на валу сошки Н·м.Величина FC определяется через диаметр силового цилиндра усилителя Dгц = 90 мм и максимальное давление жидкости в усилителе, которым можно задаваться, ориентируясь на усилитель рулевого управления автомобиля – прототипа. Н.Таким образом: Н; Н.Винты выполняем однозаходными, с шагом р = 9,1 мм. В винтовом рулевом механизме на прочность рассчитывают зубья сектора и винт. Зубья сектора проверяют на изгиб и контактную прочность.Напряжения при изгибе,гдеFC – окружное усилие, действующее на зуб сектора, FCFOC;в – ширина сектора (принимается из компоновочных соображений в = 10 мм);kF = 1,1 – коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии;yF = 1,2 – коэффициент формы зуба.Коэффициенты kF, yF определяются в соответствии с ГОСТ 21354-75.Задаваясь величиной [и] = 250 МПа из формулы (2.12), определяем величину модуля m зацепления сектора и рейки, обеспечивающую достаточную прочность зуба на изгиб. мм.Контактные напряжения смятия находятся по известной зависимости Герца-Беляева: МПа,где – угол зацепления; = 20;Е – модуль упругости первого рода (Е = 2,1·105 МПа;rн – радиус начальной окружности сектора;FCFOC – сила в зацеплении рейка – сектор. МПа.У винта наиболее нагруженным является сечение, расположенное в середине между подшипниковыми опорами. Осевая FОС и радиальная Fr силы, действующие в зацеплении рейка – сектор, (рис. 2.2а, б) вызывают в опасном сечении 1-1 винта напряжение изгиба:,гдеFrFОСtg = 7551,1·tg20° = 2748,4 Н;a, – соответственно расстояние от оси винта до полюса зацепления и угол зацепления в паре рейка – сектор ( 20);l = 145 мм – расстояние между опорами винта;Wи – момент сопротивления изгибу сечения винта по внутреннему диаметру канавки; Wи ≈ 0,1.Рисунок 4 – Схема действия сил в зацеплении рейка – сектор (а, б) и параметры профилей канавок винта и гайки (в)Внутренний диаметр канавкиdк = 7,156 мм (по заданию)Средний диаметр винтового канала мм.Радиус желоба мм.Смещение центров профилей канавок относительно центров шариков и среднего диаметра винтового канала мм.ТогдаWи = 0,1·8,543 = 62,3 мм3. МПаОсевая сила FОС вызывает в опасном сечении также нормальные напряжения сжатия (растяжения): МПа,гдеS – площадь опасного сечения винта по внутреннему диаметру канавки d1.Помимо нормальных напряжений в опасном сечении винта от момента завинчивания MЗ винта в шариковую гайку возникают касательные напряжениягде – угол подъема винтовой линии;f – коэффициент трения качения в паре винт – гайка;Wк – момент сопротивления кручению сечения винта.Wк = 0,2 = 0,2·8,543 = 124,6 мм3.Расчет на прочность винта, находящегося в сложном напряженном состоянии (деформации изгиба, сжатия (растяжения), кручения) следует вести по эквивалентному напряжению:; < МПа.гдеT – предел текучести материала винта; T = 700 ÷ 1100 МПа.Назначаем материал винта рулевого механизма, гайки, рейки, сектора, вала сошки – сталь 25ХГТ.Рабочие поверхности цементируют и калят до 52…62 HRC. Изготовление шариков для пары винт – шариковая гайка производится из стали 12Х2Н2А.На основании расчетов выполняем сборочный чертеж рулевого механизма.2.4 Рулевой валРулевой вал (полый) нагружается моментом:Напряжение кручения полого вала:где - наружный диаметр вала,м;- внутренний диаметр вала, м.Вычисленное значение напряжения кручения рулевого вала не превышает допустимое [] = 100 МПа, значит в изменении параметров рулевого вала нет необходимости.2.5 Вал рулевой сошкиНапряжение кручения вала сошки при наличии усилителя [7]:где d - диаметр вала сошки.Материал вала сошки - сталь 30, 18ХГТ, 20ХНЗА.; [ τ ] = 300...350 МПа.2.6 Рулевая сошкаРулевая сошка(рис. 2.3). Изгиб и кручение – основные виды напряжения.Расчет ведут на сложное сопротивление. Шлицы рассчитывают на срез. Усилие на шаровом пальце сошки, вызывающее изгиб и кручение (при наличии встроенного усилителя) [7]:Напряжение изгиба в опасном сечении А-А [7]:Напряжение кручения [7]:Рисунок 2,3–Расчетная схема рулевой сошкигде WИ и WК - соответственно осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения.Эквивалентное напряжение рассчитывается по одной из теорий прочности. Материал сошки: сталь 30, 18ХГТ; [WЭ ] = 300...400 МПа.2.5 Поперечная тягаУсилие, передаваемое шестерней на рейку Рх , вызывает напряжение сжатия и продольный изгиб тяги [7]:где F – площадь поперечного сечения:где d - диаметр сечения тяги;Критическое напряжение при продольном изгибегде L - длина тяги, м;E - продольный модуль упругости, МПа;J- момент инерции сечения тяги.L = 0,3мЗапас устойчивостиЗапас устойчивости , что удовлетворяет условию 2.7 Шаровой палец рулевого наконечникаНапряжение среза при площади сечения шарового пальца у основания: где - площадь сечения шарового пальца у основания:где - диаметр шарового пальца2.8 Крестовина карданного шарнира неравных угловых скоростейШипы крестовины испытывают на напряжения изгиба и смятия, а крестовина – напряжение разрыва. Расчеты ведут по формулам [3]:Рисунок2.4– Расчетная схема карданного шарнира неравных угловых скоростейНапряжение изгиба шипа крестовины: - условие напряжения изгиба крестовины выполняется.Напряжение среза шипа крестовины: - условие напряжения среза крестовины выполняется.Напряжение крестовины на разрыв в прямоугольном сечении А-А площадью F:b = 10,0005 мм; h = 20 мм. - условие напряжения на разрыв крестовины выполняется.Список использованной литературыАвтомобили: Теория эксплуатационных свойств: Учеб.для вузов/Под ред. А.М. Иванова. - М.: Академия, 2014. - 176 с.Вахламов В. К. Техника автомобильного транспорта: Подвижной состав и эксплуатационные свойства: Учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений. – М.: «Академия», 2004. – 528 с.Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальных вузов. - М.: Высшая школа, 1985 - 416 с., илАнурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя в 3-х т. Т.3. – 5 изд., переработанное и дополненное. – М. Машиностроение, 1980. – 559 с, ил. Осепчугов В. В., Фрумкин А. К. Автомобиль: Анализ конструкции, элементы расчета. - М: Машиностроение, 1979. – 557 с.Кригер А. М. Шасси автомобиля ЗИЛ-130. - М: Машиностроение, 1973. - 400 с. В. Ф. Яркеев. Методические указания к курсовому проектированию для студентов специальности 190601 «Автомобили и автомобильное хозяйство» по дисциплине «Автомобили» Часть 2.