Проект модернізації легкового автомобіля 3-го класу с розробкою ведучого моста и гальмової системи

ВСТУП Підвищення активної безпеки автотранспортних засобів є однією з найактуальніших проблем сучасного автомобілебудування. Свідоцтво тому — наявність цілого комплексу міжнародних нормативних документів 110 Правил ЄЕК ООН, що встановлюють рівень конструктивної безпеки колісних транспортних засобів. Найважливішим засобом забезпечення активної безпеки автомобіля є гальмівне керування. Підвищення технічного рівня гальмівного керування АТС було пов’язано з виконанням вимог Правил № 13 ЄЕК ООН і Директиви ЄЕС.

У данний час широко і відповідно до правил № 13 ЄЕК ООН сучасні автомобілі і автобуси забезпечуються антиблокувальними системами (АБС). Разом з тим при службових гальмуваннях, до спрацьовування АБС, представляється можливим підвищити ефективність гальмування за рахунок застосування регулятора гальмівних сил (РТС) з механічним управлінням (від прогинання ресори або тиску в пневмобалонах підвіски). Все більше розповсюдження знаходять РТС з електронним керуванням, і цей дипломний проект присвячений розробці гальмівної системи з РТС з електронним керуванням.

РЕФЕРАТ Дипломний проект містить: ___ с., ___ рис., __ табл., ___ джерела.

Об'єкт дослідження — гальмова система з ЕРГС для легкового автомобіля 3-го класу Виконано тяговий розрахунок та проведено аналіз тягово-швидкісних властивостей автомобіля. Спроектовано ведучій міст. Спроектована гальмова система. Розроблено алгоритм функціонування ЕРГС. Спроектовано модулятор гальмівних сил з електронним керуванням. Виконані розрахунки і побудовані графіки впливу ЕРГС на гальмівні властивості автомобіля.

ТЯГОВО-ШВИДКІСНІ ВЛАСТИВОСТІ АВТОМОБІЛЯ. ВЕДУЧІЙ МОСТ. ГАЛЬМОВА СИСТЕМА. аЛГОРИТМ ФУНКЦІОНУВАННЯ ергс. РГС З ЕЛЕКТРОНИМ КЕРУВАННЯМ.

1 Загальна характеристика автомобіля, що проектуеться Малюнок 1.1 Загальний вигляд автомобіля Автомобіль, що проектується, був узятий як аналог автомобіля ГАЗ-3110 «Волга», який виготовляє Горьківський автомобільний завод. Автомобіль має класичну компоновку і відноситься до автомобілів середнього класу. Автомобіль добре пристосований до різних кліматичних поясів.

Кузов автомобіля був узятий у закордонного аналога — автомобіль Opel Omega.

На автомобілі встановлений чотирьохрядний інжекторний двигун ємкістю 2450 см³ потужністю 110 к.с.

На автомобілі встановлено сухе однодискове зчеплення з пружинною ступицею та гасителем крутильних коливань. Ведучими елементами є маховик і ведучій диск зчеплення в зборі.

На автомобілі встановлена механічна шестеренна п’ятиступенна коробка швидкостей з синхронізаторами на усі швидкості.

Карданна передача складається з карданного вала та двох карданних шарнірів на його кінцівках.

Задній міст складається з балки (з раз'ємом у середній частині), головній передачі (конічної, гепоїдної), диференціала (симетричний, конічний, з двома сателітами) і півосей (фланцеві, напіврозвантажені) з колісними підшипниками у зборі. Ліва та права частини балки є кожухами півосей.

Передній важіль незалежний, ричажний, на витих циліндрових пружинах змонтованих на відокремленій поперечині.

Гальмівна система взята з закордонного аналога — автомобіля Mersedes-Bens E220. Гальмівна система двоконтурна, з діагональним розподіленням гальмових зусиль. Гальмові механізми на усіх колесах дискові. Гальмові механізми задніх коліс фірми Bendix з пристроєм автоматичного регулювання зазору.

Технічна характеристика автомобіля представлена у таблиці 1.1

Таблиця 1.1 — Технічна характеристика автомобіля

2 Тяговий розрахунок та аналіз тягово-швидкісних властивостей АТЗ

2.1 Визначення максимальної потужності двигуна і побудова його зовнішньої швидкісної характеристики

1- двигун; 2- зчеплення; 3 — коробка швидкостей; 4 — карданна передача; 5 — головна передача і диференціал; 6 — півось; 7 — колесо Малюнок 2.1 Кінематична схема трансмісії

Визначення максимальної потужності на колесі, кВт:

(2.1)

деповна маса автомобіля, кг;

— прискорення вільного падіння ();

— коефіціент сумарного дорожнього руху;

— максимальна швидкість автомобіля, км/год;

— коефіціент заповнення лобової площі;

— лобова площа автомобіля, м2; - B, Hширина и висота АТЗ, м;

— ККД трансмісії;

кВт.

Визначення максимальної потужності двигуна, кВт:

(2.2)

Де — максимальні оберти двигуна, об/хв.;

— оберти при максимальній потужності, об/хв.

Визначимо передатні числа трансміссії.

(2.3)

Де — передатне число головної передачі;

— радіус колеса (по аналогу), м;

— передатне число коробки на вищій передачі;

— передатне число роздатної коробки на вищій передачі;

.

Передатне число коробки передач на першій передачі розраховується по двом формулам і прийметься більше значення:

(2.4)

Де — коефіцієнт максимального дорожнього опору;

(2.5)

Передатне число інших передач розраховуеться по наступній формулі:

(2.6)

де Р — кількість передач;

Y — порядковий номер передачі;

П’яту передачу приймають як економічну, а розрахунок ведеться для чотириступінчатої:

Для побудови зовнішньої швидкісної характеристики поршневого двигуна внутрішнього згоряння використовують емпіричну формулу, що дозволяє по відомим координатам однієї точки швидкісної характеристики / Nemax і nN / відтворити всю криву потужності:

(2.7)

де Ne, кВт — поточне значення потужності двигуна, відповідне частоті обертання валу двигуна n, об/мин; Ne_max, кВт — максимальна потужність двигуна при частоті обертання n_N, об/мин; А₁, А₂ — емпіричні коефіцієнти, що характеризують тип двигуна внутрішнього згоряє. А₁ і А₂ для карбюраторних двигунів рівні 1,0.

Для вибору поточного n значення діапазон частоти обертання валу двигуна від мінімально стійких обертів nmin до nN розіб'ємо на 8 ділянок.

Мінімальну частоту обертання колінчастого валу приймаємо 600 об/хв.

(2.8)

Визначивши Ne для прийнятих значень n, обчислюємо значення крутячого моменту двигуна, Нм:

(2.9)

Результати розрахунків зведемо в таблицю 2.1 і побудуємо зовнішню швидкісну характеристику двигуна.

Таблиця 2.1. Результати розрахунків зовнішньої швидкісної характеристики двигуна

Малюнок 2.2. Графік зовнішньої швидкісної характеристики ДВЗ.

2.2 Побудова графіків силового балансу і динамічної характеристики.

При побудові графіків силового балансу для різних передач і швидкостей руху автомобіля розраховують значення складових рівняння силового балансу:

Тягове зусилля на ведучих колесах визначають з виразу, Н:

(2.10)

де — передаточне число і - тої передачі, — передаточне число роздатної коробки (на вищій передачі), — передаточне число головної передачі, — КПД трансмісії, — динамічний радіус колеса.

Другу складову силового балансу — силу сумарного дорожнього опору визначають по формулі, Н:

(2.11)

де = const = 0,018 — коефіцієнт сумарного дорожнього опору;

G — повна маса автомобіля; ,

;

Сила опору повітря, Н:

(2.12)

де F — лобова площа, м2;, де — коефіцієнт заповнення площі (=0.8); - ширина автомобіля, м; - висота автомобіля, м.

Лобова площа може бути визначена по кресленню автомобіля, а при його відсутності - приблизно по виразу:

Сила опору розгону, Н:

(2.13)

де — коефіцієнт, що враховує вплив інерції обертаючих мас;

— прискорення автомобіля при поступальному ході, м/с2.

При побудові і аналізів графіків силового балансу величина Р не розраховується, а визначається як різниця тягового зусилля Рк і суми опорів руху (P+Pw).

Графік силового балансу і усі подальші графіки будують у функції швидкості автомобіля V, км/год, яка пов’язана з частотою обертання валу двигуна n залежністю:

(2.14)

Динамічний фактор автомобіля (D) визначають для різних передач і швидкостей руху по формулі:

(2.15)

Дані розрахунків по вище висловлених формулах зводять в таблицю 2.2 і будують по них графіки силового балансу і динамічній характеристиці.

Таблиця 2.2. Результати розрахунків силового балансу і динамічної характеристики автомобіля.

Малюнок 2.3. Графік силового балансу Малюнок 2.4. Графік динамічної АТЗ

2.3 Побудова графіків прискорень, часу та путі розгону автомобіля Показники розгону є графіками прискорень, часу і шляху розгону у функції швидкості. Прискорення для різних передач і швидкостей визначають по значеннях D з таблиці 2.2, використовуючи формулу:

м/с² (2.16)

де, заздалегідь розраховується для кожної передачі:

1 =1,36; 2 = 1,20; 3 = 1,12; 4 = 1,08; 5 = 1,06.

Розрахункові дані для побудови графіка прискорень зводять в таблицю 2.3, де проводяться значення величин, зворотних прискоренням 1/g, які будуть використані при визначенні часу розгону АТС.

Таблиця 2.3. Результати розрахунків прискорень і величин зворотних прискоренням.

Малюнок 2.5. Графік прискорень автомобіля.

Малюнок 2.6. Графік величин.

Час розгону автомобіля одержують як інтеграл функції, с:

(2.17)

Графічною інтеграцією, використовуючи графік величин, зворотних прискоренням. Для цього площу під кривими на графіку 2.6 розбиваємо на 7 частин. Перехід з однієї передачі на іншу вибирають при рівних або при найближчих значеннях і 1/. При цьому кожна ділянка буде обмежена частиною осі абсцис V, частиною кривої залежності 1/=f (V) і ординатами точок цієї кривої, відповідних початковій і кінцевій швидкостям вибраного інтервалу. Площі цих ділянок є в певному масштабі часом розгону у відповідному інтервалі швидкостей на даній дорозі:

(2.18)

де — масштаб величин зворотних прискоренням; - масштаб швидкості.

Підрахувавши площі ділянок Fti і наростаючу суму площ, обчислюють час розгону, зводять розрахунок в таблицю 2.4 і будують графік часу розгону.

Шлях розгону визначають аналогічно графічною інтеграцією функції t = f (V), тобто підрахунком відповідних площ графіка часу розгону.

Таблиця 2.4. Результати розрахунку часу розгону

Малюнок 2.7. Графік часу розгону.

Методика розрахунку і побудови аналогічна попереднього. Для цього площу над кривою t = f (V) в інтервалі від V_min до 0.9V_max розбивають на довільне число ділянок (5 або 6). Кожна ділянка обмежена частиною осі ординат, частиною кривої і абсцисами цієї кривої, відповідних початковій і кінцевій швидкостями вибраного інтервалу. Площі цих ділянок є в певному масштабі шляхом розгону в соответсвующем інтервалі швидкостей на даній дорозі:

(2.19)

Де — масштаб часу розгону.

Підрахувавши площі ділянок і наростаючу суму площ, обчислюємо шлях розгону S. Результати розрахунку зводять в таблицю 2.6 і будують графік шляху розгону.

Таблиця 2.6. Результати розрахунків шляху розгону

Малюнок 2.8. Графік шляху розгону автомобіля.

2.4 Побудова графіку потужностного балансу Рівняння балансу потужності можуть бути виражені через потужність двигуна N_e:

N_e — N_r — N_y — N_w — N_g = 0, (2.20)

і через потужність на колесах N_k:

N_k — N_y — N_w — N_g = 0, (2.21)

де N_r — потужність, що втрачається в трансмісії; N_y, N_w — потужність, що витрачається на подолання відповідно сумарних дорожніх опорів і опору повітря; N_g — потужність, що використовується для розгону.

Спочатку обчислюють потужність на провідних колесах N_k. Цю величину визначають через потужність N_e, що розвивається на колінчатому валу двигуна, з урахуванням втрат в трансмісії, кВт:

N_k = N_e, (2.22)

Значення потужностей N і N_w розраховують з використанням величин P і P_w, узятих для вищої передачі, з метою забезпечення всього діапазону швидкостей руху автомобіля:

(2.23)

(2.24)

Таблиця 2.7. Набуті значення величин N і N_w підсумовують:

Малюнок 2.9. Графік потужностного балансу Потужності Nr і Ng визначають на графіку як різниці Nr=Ne-Nk; Ng=Nk-(Ny-Nw).

2.5 Показники тягово-швидкісних властивостей автомобіля

Із зовнішньої швидкісної характеристики двигуна визначають значення максимального крутячого моменту, частоту обертання колінчастого валу при максимальному крутячому моменті, і момент при максимальній потужності. Набуті значення M_emax і n_M порівнюють з реальними даними. По значеннях M_emax і M_N можна обчислити коефіцієнт пристосованості двигуна:

(2.25)

По графіку силового балансу визначають максимальну можливу швидкість руху автомобіля V_max для заданих дорожніх умов (). Її можна визначити по динамічній характеристиці, графіку прискорень і балансу потужності автомобіля. При правильній побудові вказаних залежностей максимальні значення швидкості будуть для всіх графіків однакові. По динамічній характеристиці автомобіля для кожної передачі визначають максимальний дорожній опір _max, який може подолати автомобіль, критичну швидкість V_кр і максимальний подоланий подовжній ухил дороги I_maxi при коефіцієнті опору каченя f = 0,1 (ґрунтова дорога після дощу).

Максимальний подоланий подовжній ухил дороги:

(2.26)

Для більшої наочності набуте значення ухилу представляють у відсотках.

Для автомобіля, що проектується, перераховані параметри складають:

V_max = 170 км/г;

_max1 = D_max1 = 0,3 V_кр1=32 км/ч

_max2 = D_max2 = 0,21 V_кр2=45,2 км/ч

_max3 = D_max3 = 0,14 V_кр3=63,7 км/ч

_max4 = D_max4 = 0,09 V_кр4=90,5 км/ч

i_max1 = 0,3 — 0,1 = 0,2 = 20%,

i_max2 = 0,21 — 0,1 = 0,11 = 11%,

i_max3 = 0,14 — 0,1 = 0,4 = 4%,

i_max4 = 0,09 — 0,1 = - 0,01 = -1%;

По графіку прискорень визначається максимальне прискорення для кожної передачі і оптимальні швидкості переходу з однієї передачі на іншу по даній дорозі.

За допомогою графіків часу і шляху розгону для прийнятого дорожнього опору визначають відповідно час і шлях розгону автомобіля до швидкості 100 км/г.

У приведеному прикладі перераховані параметри складають:

_max1 = 2,02 м/с²,

_max2 = 1,55 м/с²,

_max3 = 1,08 м/с² ,

_max4 = 0,63 м/с²;

Швидкості, при яких відбувається перемикання передач, км/г:

V_пер1−2 = 63,4 км/г,

V_пер2−3 = 90,5 км/г,

V_пер3−4 = 127,4 км/г;

Час та шлях розгону автомобіля від 0 до 100 км/г:

t₁₀₀ = 17,9 с. S₁₀₀ = 609 м.

3. Проектування ведучого моста Малюнок 3.1. Загальний вигляд ведучого моста

3.1 Функціональний розрахунок головної передачі

Вибір починається з уточнення передавального числа головної передачі, визначеного раннє в тяговому розрахунку.

.

З метою збільшення плавності зачеплення, мінімальне число зубів конічної шестерні слідує брати не менше 9.

Попередній розрахунок з метою вибору основних параметрів конічної пари рекомендується вести методом погонного навантаження на зуб. Погонне навантаження на зуб:

(3.1)

де F_t — окружна сила, Н;

b_щ — ширина зубчатого вінця, мм.

(3.2)

де Т₂ — момент, діючий на конічне колесо, Нм;

r_Х2 — радіус середнього ділильного кола колеса, мм.

(3.3)

Де — радіус зовнішнього ділильного кола колеса, мм;

— ширина зубчатого вінця колеса, мм: ;

— половина кута при вершині початкового конуса колеса: ,

— передавальне число конічної пари.

Ширина зубчатого вінця шестерні, мм:

Підставляючи вирази (3.2), (3.3), (3.4) в (3.1) знаходимо:

см (3.4)

Розрахунок необхідно вести по трьох навантажувальних режимах:

1) По максимальному крутячому моменту на конічному колесі, Н:

(3.5)

Де — що максимальний крутний момент двигуна, Нм;

— передавальне число коробки передач на 1-й передачі.

.

2) По максимальному моменту зчеплення привідних коліс з дорогою:

(3.6)

де — вага автомобіля на ведучі колеса, Н;

— динамічний радіус ведучого колеса автомобіля, м;

— передавальне число другого ступеня головної передачі;

— коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою.

Нм.

3) По моменту, що підводиться до конічного колеса на прямій або вищій передачі в коробці передач:

Нм. (3.7)

Набули 3 значення :

;

Порівнюємо 1 і 2, вибираємо менше. Порівнюємо менше (з двох перших) з 3-м і вибираємо більше. Таким чином приймаємо .

мм, мм,

мм, Н,

Н/см.

Знаючи і використовуючи вибране значення, по відомій залежності знаходять окружний зовнішній модуль (мм). По одержаному визначають середній нормальний модуль:

(3.8)

Де — довжину створюючої початкового конуса;

— кут нахилу колеса в середньому перетині.

Значення округляють до найближчого стандартного (ГОСТ 9563−60) і уточнюють, по якому проводяться подальші (приймаємо m_n=5,5 мм).

(3.9)

Кут нахилу лінії зуба шестерні рекомендується визначати по формулі:

(3.10)

де. Приймаємо е = 0,03 мм.

Кут нахилу лінії зуба колеса гіпоїдної передачі:

(3.11)

(3.12)

в₂ — кут нахилу колеса у середньому розмірі.

По ГОСТ 9563–60 приймаємо м_П=5,5 мм.

3.2 Вибір геометрії зачеплення шестерень головної передачі і розрахунок їх зубців на утомленість і міцність Оскільки шестерня гепоїдної передачі зміщена вниз, отже, напрям гвинтової лінії зуба приймаємо лівий.

Відповідно до ГОСТ 16 202–81 (СТ СЕВ 515−77) біля початкового контуру для конічних зубчатих коліс з розрахунковим модулем m_n =5,5 мм маємо:

б = 16?, Кб = 0,69

h*а=1,

с*=0,25

Для досягнення рівної міцності зубів шестерні і колеса слід застосовувати зсуви. Значення коефіцієнтів зсуву (відношення величини зсуву до модуля) початкового контуру для шестерні:

; (3.13)

.

При U_ок > 2,5 і m_n > 2, слід ввести коефіцієнт товщини зуба.

(3.14)

Для колеса Хф₂ = -Хф₁.

Зуби шестерень і коліс головної передачі необхідно перевірити на контактну утомленість активних поверхонь і утомленість при вигині. Розрахунок на міцність полягає у визначенні максимальних контактних напруг на активних поверхнях зубів і максимальна напруга вигину і зіставленні вказаних напруг з відповідними граничними.

При розрахунку на контактну утомленість допускається початкове навантаження Т_н визначати по величині середнього трансмісійного моменту Т_тр і середнього моменту двигуна Т_е залежно від величини відношення ваги автомобіля до максимального крутячого моменту двигуна:

.

Оскільки зубчаті пари головної передачі навантажуються на всіх передачах, що включаються в коробці передач, то розрахункові контактні напруги і напруги вигину обчислюються тільки для низької передачі трансмісії.

Розрахункові контактні напруги визначаються по наступній залежності:

(3.16)

Де — розрахунковий момент на конічній шестерні, Нм;

;

Zm — коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів шестерні:

Е — модуль пружності матеріалу шестерень;

м — коефіціент Пуассона (м=0,3);

Zн — коефіцієнт форми зв’язаних поверхонь;

Zе — коеф., враховуючий сумарну довжину контактних ліній:

— коефіцієнт зміни сумарної довжини контактних ліній ();

— коефіцієнт торцевого перекриття ();

— контактна напруга, що допускається, при тривалій прибудові контактної утомленості:

;

Перевірочний розрахунок на утомленість при вигині повинен закінчуватися визначенням величин напруг в шестерні і колесі. За розрахункову напругу вигину приймається більше з них і перевіряється по величині напруги, що допускається.

(3.17)

Де Y_F1, Y_F2 — коефіцієнти форми зуба для шестерні і колеса, встановлювані по еквівалентному числу зубів.

;

— коеф. що враховують нахил зуба;

— коефіцієнт, що враховує перекриття зубів;

— коеф., що враховують при розрахунку на утомленість при вигині відповідно розподіл навантаження між зубами;

Де — прибудова витривалості по вигину (820.920 МПа);

=1,55 — коефіцієнт безпеки.

МПа.

При розрахунку на міцність початкове навантаження в зчіплені визначається виходячи з величини максимального динамічного моменту:

де — коеф. запасу зчеплення;

Максимальні контактні напруги:

. (3.18)

Максимальні напруги вигину за умов статичної міцності (наприклад чіпання з місця):

(3.19)

(3.20)

де — гранична напруга для цементованих легованих сталей

— коефіцієнт безпеки;

Розрахунок валів головної передачі і вибір їх підшипників, а — відстань між підшипниками.

b — консоль.

l — розрахункова довжина валу.

Малюнок 3.2. Схема консольної установки конічної шестерні

Вали головної передачі розраховуються на міцність і жорсткість по режиму навантаження, аналогічно розрахунку зубчатого зчеплення на утомленість при вигині.

Довжина валу головної передачі визначатєься в процесі ескізної компоновки передачі з урахуванням розмірів вживаних підшипників і ширини зубчатих вінців, а також орієнтуючись на аналогічні конструкції.

Визначмо зусилля в зубчатих зачепленнях.

Зусилля, діючі в зачепленні конічних гепоїдних передач, визначаються по наступних залежностях:

(3.22)

(3.23)

(3.24)

(3.25)

(3.26)

(3.27)

Розрахуємо вали на міцність і жорсткість.

Для розрахунку валів на міцність необхідно визначити реакції на опорах при реалізації розрахункового крутячого моменту. Реакції на опорах визначаються, виходячи з відомих положень теоретичної механіки.

При консольному закріпленні конічної шестерні:

(3.28)

(3.29)

Після знаходження реакцій необхідно побудувати епюри згинаючих моментів у вертикальній і горизонтальній площині.

Після знаходження реакцій, побудуємо епюри згинаючих моментів. По цим епюрам побудуємо епюру сумарних згинаючих моментів.

Визначимо приведений момент:

(3.30)

б — коеф., враховуючий відінності в характеристиках циклів напруг вигину і кручення;

(3.31)

Малюнок 3.3. Епюри моментів діючих на ведучій вал гепоїдної передачі.

(3.32)

де n_Т = 3,2 — запас міцності по прибудові текучості матеріалу.

— сумарні напруги від напруг вигину і кручення .

(3.33)

де — напруги вигину у розрахунковому валу.

де — напруги кручення в перетині валу.

.

 — моменти опору вигину і крученню розрахункового перетину валу відповідно.

Умова міцності валу визначається нерівністю:

;

Шліци валу конічної шестерні необхідно розрахувати на зріз і змяття.

Напруга зрізу:

Напруга змяття:

;

Підшипники головних передач слід вибирати по динамічній вантажопідйомності згідно ГОСТ 18 855–82 з умови, що їх розміри вже визначені компоновкою. Тому вибір підшипників зводитися до перевірки його розрахункової довговічності.

(3.34)

де — пробіг АТС до капремонту (легковий — 150…200 тыс. км);

— середня швидкість автомобіля, км/година;

n — частота обертання підшипника, що не перевищує його прибудову, об/мин.

L — номінальна довговічність, млн. об.;

;

3.4 Вибір параметрів конічного диференціала Зовнішня конусна відстань ;

Зовнішній окружний модуль ;

Що крутить момент — ,

Число сателітів — ;

Число зубів сателіта

. Приймаємо Z₁=10.

Напівосьової шестерні

Умова збірки: — умова дотримується Умова сусідства:: ,

1.57 > 0,62 — умова дотримується.

Ширина зубчатого вінця:

;

3.5 Розрахунок півосей Розрахунок півосей на міцність:

Розрахунок напівосей проводитися на статичну міцність і утомленість.

Напіврозвантажену вісь розраховують по 3 режимам навантажень:

1) Режим максимальної дотичної сили.

Для цього режиму визначають сумарні напруги

(3.35)

Малюнок 3.4. Схема навантаження напіврозвантаженої осі.

Де — вага провідного моста;

— момент опору перетину напівосі при вигині.

.

2) Режим максимального вертикального навантаження.

(3.36)

де — коеф. динамічності (=1,75)

Для цього режиму визначають напругу вигину:

. (3.37)

3) Режим максимальної бічної сили.

Вертикальне навантаження рахують окремо для зовнішнього і внутрішнього, щодо напряму занесення, коліс.

(3.38)

де — коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою в поперечному напрямку.

 — висота центру мас і колія коліс;

.

Розрахунок півосей на утомленість.

Визначимо число циклів зміни напруги кручення за 1 км пробігу:

де — число циклів напруги кручення за 1 оберт ведучого колеса (0,8.1);

— радіус колеса, м.

3.6 Розрахунок балки заднього моста Розміри балок заднього моста визначаються розрахунком при приведеним вище для напіврозвантажених напівосей трьом режимам навантаження:

1) Режим максимальної дотичної сили на колесі:

(3.39)

де l — відстань від центральної площини колеса до місця кріплення ресори.

Розрахуємо реактивний крутячий момент створюваний силою тяги:

;

Сумарний момент в небезпечному перетині

;(3.40)

Результуюча напруга

де W — момент опору трубчастого перетину.

D, d — зовнішній і внутрішній діаметр балки в небезпечному перетині;

;

При прямокутному перетині балки, напруги вигину у вертикальній і горизонтальній площинах складаються:

;

2) Режим максимальної бічної сили (занесення);

(3.41)

(3.42)

(3.43)

; (3.44)

Максимальні згинаючі моменти у вертикальній площині будуть в перетинах 1−1 і П-П;

1) Режим максимального вертикального навантаження (переїзд через перешкоду):

Максимальне значення вертикального навантаження:

;

Епюра згинаючих моментів відповідає першому режиму навантаження, і напругу вигину визначають по формулі:

.

3.7 Вибір підшипників коліс ведучого моста з напіврозвантаженими півосями Малюнок 3.5. Схема для розрахунку навантажень на підшипники маточини колеса з напіврозвантаженими півосями.

Підбір підшипників коліс полягає у визначенні їх довговічності по ГОСТ 18 855–82. Для цього необхідно розрахувати діючі на них навантаження. Навантаження визначаються на двох режимах руху: по прямій і по криволінійній траєкторії радіусом 50 м. із швидкістю 40км/ч або радіусом 12 м. і швидкістю 20 км/ч. При розрахунку середніх навантажень приймають, що автомобіль рухається по прямій 90% шляху і 5% по криволінійній траєкторії.

Рух по прямій:

;

Рух по криволінійній траєкторії:

;

По знайдених навантаженнях, виберемо радіальні однорядні шарикопідшипники типу 0000 з середньої серії. 310: d=50мм, D=110мм, B=27мм, Со=36 300Н.

Необхідну довговічність підшипників встановлюють, виходячи з середньої швидкості руху автомобіля і пробігу автомобіля до капітального ремонту. Еквівалентне статичне навантаження приймається:

де — Со — статична вантажопідйомність підшипника.

4. РОЗРОБКА ГАЛЬМОВОЇ СИСТЕМИ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБІЛЯ 3 -ГО КЛАСУ

4.1 Функціональний розрахунок гальмової системи Визначимо гальмівні сили у циліндрах передньої і задньої осей.

Першою задачею розрахунку гальмівної системи є з’ясування гальмівних моментів і відповідних тисків у колісних гальмівних циліндрах передньої та задньої осей.

Згідно існуючим нормативам при оцінці гальмівних якостей АТЗ введені допущення: сили аеродинамічного опору і сили опору колихань рівні нулю, а гальмування здійснюється на горизонтальній ділянці дороги.

Малюнок 4.1. Схема зовнішніх сил, діючих на гальмуючий автомобіль 3-го класу Гальмівні моменти на колесах передньої і задньої осей, Нм:

(4.1)

(4.2)

Де — коефіцієнт розподілу гальмівних сил передньої осі,

— гальмівна сила АТЗ, Н;

— гальмова сила на колесах передньої і задньої осей АТЗ, Н;

 — нормальні реакції в режимі гальмування на колесах передньої і задньої осей АТЗ;

— коефіцієнт гальмування на колесах передньої і задньої осей АТЗ); mа — маса АТЗ, кг; ja — уповільнення АТЗ, м/сІ; r_g — динамічний радіус колеса, м.

Результати розрахунку динаміки гальмування занесемо в таблицю 4.1.

Таблиця 4.1. Результати розрахунку динаміки гальмування

4.2 Вибір основних параметрів гальмової системи На основі аналізу конструктивних схем гальмових механізмів аналогів і тенденцій їхнього розвитку, виберемо тип і схему гальмових механізмів передньої і задньої осей.

Вибираємо коефіцієнт гальмового механізму К, ммІ ;

Для дискового гальмового механізму:

(4.3)

де n — кількість поршнів;

A_i — площа i-го поршня робочого циліндра, мм²;

Z'=2 — кількість поверхонь тертя;

=0,4 — коефіцієнт тертя Коефіцієнт переднього гальмівного механізму:

мм² ,

Коефіцієнт заднього гальмівного механізму:

мм².

Визначимо тиск в циліндрах гальмових механізмів у всіх діапазонах уповільнень

(4.4)

. (4.5)

де r_1,2 — середній радіус тертя r_ср відповідно переднього і заднього гальмового механізму Середній радіус тертя

(4.6)

де rн, rвн — відстань від осі обертання колеса відповідно до зовнішньої і внутрішньої кромки гальмової накладки, мм.

?P1, ?P2 — тиск рідини в гальмовому циліндрі відповідно переднього і заднього коліс, при якому фрикційні накладки стосуються гальмового барабана.

Для передніх гальмівних механізмів:

м Для задніх гальмових механізмів:

м Для дискових гальмових механізмів ?Р = 0

Малюнок 4.3 — Графік розподілення тиску

4.3 Перевірочний розрахунок гальмових механізмів на знос і нагрів Середній тиск на поверхні накладки:

Перевірочний розрахунок на знос і нагрів здійснюють за непрямими

показниками:.

(4.7)

де — нормальна сила на колодку, Н;

Аплоща гальмової накладки;

для дискового гальмового механізму:

(4.8)

де — максимальний тиск у гальмовому циліндрі;

Ап — площа поршня.

1) Для передніх гальмівних механизмів:

.

2) Для задніх гальмівних механізмів:

.

Питома робота тертя розраховується окремо для гальмових механізмів передньої і задньої осей:

(4.9)

де — робота тертя передніх гальмових механізмів, кДж:

; (4.10)

;

— робота тертя задніх гальмових механізмів, кДж:

; (4.11)

Де — максимальна швидкість АТЗ, км/год;

— його повна маса, кг;

— площа гальмових накладок відповідно передніх і задніх гальмових механізмів;

1,2 — індекс осі.

кДж кДж/м²

кДж/м².

Середні значення удільної праці для легкових автомобілів:10 000…20 000 кДж/м².

Нагрівання гальмового диска.

Збільшення середньої температури знаходимо по формулі

(4.12)

де — робота тертя передніх і задніх гальмових механізмів, розрахунок ведемо для швидкості км/ч;

С — питома теплоємність матеріалу, Дж/(кг К) (для чавуна С=481,5, для алюмінієвого сплаву С=880);

— маса дисків відповідної осі, кг.

Розрахункове за одне гальмування не перевищує допустимої температури 15 К.

4.4 Вибір основних параметрів гідравлічного гальмового привода Для підвищення експлуатаційної надійності гідравлічних гальмових систем і збереження нехай навіть і зниженої ефективності гальмування після виникнення несправності останні розділяються на два незалежних контури з автономним харчуванням.

В даний час застосовуються п’ять варіантів поділу гальмової системи, що відрізняються одна від одної конструктивними й експлуатаційними особливостями, а також вартістю.

Для заданого автомобіля виберемо 2 схему розподілення гальмівних сил (діагональну). В один контур об'єднуються передній і задній гальмівній механізми, знаходженні по діагоналі АТЗ. Простота та відносно низька ціна. При відмові одного з контурів ефективність встановлює 50% ефективності при справній гальмівній системі. При реалізації цієї схеми виникає проблема стійкості при гальмуванні одним контуром — необхідність застосування передніх керованих коліс з негативним плечем обкатки.

Малюнок 4.4. Схема діагонального ділення гальмівних сил.

Головні гальмові циліндри двоконтурних систем виконуються по двох конструктивних принципах.

У конструкції з послідовним розташуванням двох поршнів в одному циліндрі (конструкція типу «тандем») з появою течі чи ушкоджень трубопроводу одного з контурів, поршень справного контуру має створити повний тиск при збільшенні ходу штовхальника на конструктивний хід поршня контуру, що відмовив. Конструкція типу «тандем» має високі компануючи якості. Схема головного гальмового циліндра типу «тандем» — на малюнку 4.5.

Малюнок 4.5. Конструктивна схема головного гальмового циліндра типу «тандем»

4.5 Розрахунок кінематики привода гідравлічної і зусилля керування гальмами

Розрахунок обсягів рідини, необхідної для роботи незалежних контурів гідросистеми Розрахунок полягає у визначенні параметрів приводу, що забезпечують тиск, необхідний для створення нормованого уповільнення при дотриманні ергономічних вимог до гальмового керування. Обсяг, що звільняється поршнями робочих гальмових циліндрів гальмових механізмів:

(4.15)

де k — індекс незалежного контуру;

— площа робочого гальмового циліндра гальмових механізмів, ;

i — кількість поршнів у робочих гальмових циліндрах, об'єднаних у незалежний контур;

— хід іго поршня робочого гальмового механізму (для дискових гальмових механізмів h = 0,1…0, 35), мм

S — коефіцієнт, що враховує розташування поршнів у дисковому гальмовому механізмі. Якщо поршні розташовані з двох сторін диска — S = 1, якщо з однієї - S = 2; для барабанних гальмових механізмів S = 1.

Обсяг, що витрачається на стиск нерозчиненого повітря:

(4.16)

де — обсяг рідини, укладеної в порожнині головного гальмового циліндра, що повідомляється з Км контуром, ;

— площа внутрішнього перетину трубопроводу, (внутрішній діаметр приймають рівним 3,34…4 мм);

— довжина трубопроводу Кго контуру, .

мм³

(4.17)

мм³

Обсяг рідини, укладеної в порожнині головного гальмового циліндра, у першому наближенні визначаємо при розгальмованому стані з орієнтуванням на аналог. Після обчислення параметрів головного гальмового циліндра весь розрахунок уточнюємо. Довжину трубопроводу визначаємо орієнтовно за схемою гідроприводу гальм з урахуванням розмірів бази, колії проектованого автомобіля.

Ходи поршнів головного гальмового циліндра при справності обох контурів гідроприводу.

Розрахунок ведеться в залежності від прийнятої конструктивної схеми головного гальмового циліндра — головний гальмовий циліндр типу «тандем»

Хід вторинного поршня головного гальмового циліндра:

мм (приймаємо Х₂=8мм) (4.18)

де — обсяг рідини, що надходить у гальмовий контур із вторинної порожнини головного гальмового циліндра;

— площа поршня,;

— хід поршня, необхідний для перекриття компенсаційного отвору (клапана).

Хід первинного поршня головного гальмового циліндра:

мм, (приймаємо Х₁=16мм), (4.19)

де — обсяг рідини, що надходить у гальмовий контур з первинної порожнини головного гальмового циліндра;

Хід штока педалі гальма:

мм, (4.20)

де — хід, необхідний для керування вакуумним підсилювачем, мм;

— зазор між штоком і поршнем, мм.

Ходи поршнів головного гальмового циліндра при виході з ладу одного з контурів гідроприводу.

Хід первинного поршня у випадку виходу з ладу контуру, повідомленого з первинною порожниною головного гальмового циліндра типу «тандем» (позначенням привласнюємо додатковий індекс 1):

мм (4.21)

де — конструктивний хід первинного поршня, мм; повинний бути більше ходу, що забезпечує подачу рідини в гальмовий контур необхідного обсягу .

Хід первинного поршня у випадку виходу з ладу контуру, повідомленого з вторинною порожниною головного гальмового циліндра (позначенням параметрів привласнюємо додатковий індекс 2):

мм (4.22)

де — конструктивний хід вторинного поршня головного гальмового циліндра.

Хід педалі гальм знаходять як для робочої гальмівної системи, так і для запасної по формулі:

(4.23)

де І_ПЕД — передатне відношення педального приводу.

4.6 Знаходження зусилля на педалі гальма, необхідного для загальмовування АТЗ.

Це зусилля обумовлюється тиском рідини у гідроприводі гальм для нормованого уповільнення. Допустиме посилення на педалі залежить від категорії АТЗ, раціональне його значення — 150−300Н (більше для вантажних автомобілів).

Розрахункове значення потрібної сили на первинному поршні головного гальмівного циліндра типу «тандем» знаходиться по формулі:

(4.24)

де — сила опору зворотних пружин поршнів;

— коефіцієнт корисної дії гідроприводу.

;

Значення необхідного зусилля, що прикладається водієм до педалі гальма, Н:

(4.25)

де , — сила опору і передаточне відношення зворотної пружини педалі у загальмованому положенні.

Так як, необхідно застосовувати підсилювач.

Сила, створена посилювачем без врахування зусиль зворотних пружин, Н:

(4.26)

Розрахуймо коефіцієнт передачі посилювача (для вакуумних Ку = 2…4):

(4.27)

Силу на педалі гальма необхідно знаходити і для випадків виходу із строю одного з контурів або посилювача. При цьому необхідно застосовувати значення тисків [Р]', які забезпечують гальмування АТЗ з уповільненням, встановленим для запасної системи.

При відмові посилювача на педалі гальма знаходиться по формулі (4.25) з відповідним перерахунком зусилля на первинному поршні по формулам (4.26):

При відмові одного з контурів, зусилля на педалі головного тормозного циліндру типа «тандем» знаходиться також по формулі (4.26) при відповідному перерахунку зусилля на первинному поршні по (4.25):

.

5. РОЗРОБКА ЕРГС ДЛЯ АВТОМОБІЛЯ, що проектуЄться Сучасні гальмові системи складаються з кількох підсистем, кожна з яких працює при визначеному режимі гальмування. У даній роботі буде розглянуто електронний регулятор гальмівних сил (ЕРГС), який працює при службовому гальмуванні, яке складає 95−97% від загальної кількості гальмувань. ЕРГС являє собою автоматичну систему регулювання гальмових моментів на колесах, і служить для ефективного розподілення гальмових сил між осями автомобіля.

Для цього він повинен включати виконавчий орган — модулятор тиску в гальмовому приводі і керуючу частину, що містить: систему датчиків для виміру параметрів, використовуваних для формування керуючих сигналів модуляторам тиску; електронний блок обробки інформації, що надходить від датчиків, і формування керуючих сигналів.

5.1 Гальмова система з ЕРГС На легковому автомобілі 3-го класу, що проектується, встановлена гідравлічна, двоконтурна гальмова система з діагональним розподіленням гальмових сил. Розглянемо принцип дії ЕРГС. Кожне колесо оснащується датчиком кутової швидкості, модулятором тиску і має окремий канал керування в електронному блоці. Для визначення дійсної швидкості автомобіля використовується акселерометр. Імпульсний сигнал від індуктивно-частотного датчика 9 перетвориться в перетворювачі з частоти на напругу U, що відповідатиме кутовій швидкості колеса, що надходить потім у електроний блок керування. В ЕБК по особливій програмі буде сформований керуючий сигнал, який поступає у блок модуляторів 8, які у свою чергу регулюють тиск у робочих гальмових циліндрах.

Таким чином, відбувається плавне регулювання гальмового моменту на колесах. Витрата повітря при гальмуванні буде мінімальною, що забезпечуватиме виконання Правил № 13 ЄЕК ООН щодо витрати робочого тіла. Гальмування буде плавне, без ривків.

1 — педаль гальм; 2 — вакуумний підсилювач; 3 — головний гальмовий циліндр; 4 — задні гальмові механізми; 5 — передні гальмові механізми; 6 — компресор; 7 — ресівер; 8 — блок модуляторів; 9 — датчики

кутових швидкостей; 10 — електронний блок керування Малюнок 5.1 — Схема гальмова системи з ЕРГС Передній контур привода впливає на дискові гальмові механізми переднього лівого і заднього правого коліс, задній контур на переднє праве та заднє ліве колесо.

У бачку головного циліндра встановлений поплавковий сигналізатор аварійного падіння рівня гальмової рідини.

При натисканні на гальмову педаль, справний контур, що залишився, забезпечує досить ефективне гальмування автомобіля, але при цьому збільшується хід педалі й гальмування починається при зазорі між педаллю й підлогою кабіни 15−40 мм.

5.2 Аналіз алгоритмів функціонування ЕРГС Регулятори гальмівних сил з електронним керуванням, як автоматичні системи, по виду вхідної інформації (або вхідних сигналів) підрозділяються на 3 групи:

— регулятори, в яких для організації їх роботи використовується інформація про вертикальні навантаження на осі колеса автомобіля;

— регулятори, що використовують частоту обертання загальмовуваних коліс як вхідну інформацію;

— регулятори зі змішаною вхідною інформацією.

Перші звичайно застосовуються на вантажних автомобілях, автопоїздах і автобусах з пневматичним або електропневматичним гальмівним приводом і пневматичною підвіскою, другі і треті - переважно на легкових автомобілях.

Прикладом гальмівного приводу з ЕРТС, що використовує частоту обертання загальмовуваних коліс як вхідну інформацію, може бути схема представлена на малюнку 5.2. Гідравлічний двоконтурний привід з діагональною схемою контурів Й і ЙЙ, забезпечений впускними (3, 4, 5, 6) і випускними (8, 9, 10, 11) клапанами, встановленими по схемі, що дозволяє здійснювати індивідуальне управління гальмуванням коліс. Впускні клапани нормально відкриті, випускні - нормально закриті.

1 — вакуумний підсилювач; 2 — головний гальмовий циліндр; 3, 4, 5, 6 — впускні клапани; 7 — насосна станція; 8, 9, 10, 11 — випускні клапани;

12 — електронний блок керування Малюнок 5.2 — Схема гідравлічного привода з електронною системою регулювання гальмових зусиль У контури Й і ЙЙ при звичному гальмуванні гальмівна рідина під тиском поступає від головного гальмівного циліндра 2 (тандемного типу) з'єднаного з вакуумним підсилювачем 1. При цьому по контуру Й рідина подається до гальм переднього лівого і заднього правого колеса. На підставі інформації про частоту обертання коліс, що поступає від датчиків S1 — S4 на вхід блоку управління 12, організовується робота регулятора гальмівних сил.

Від суми різниць і двох суміжних сигналів (наступних один за іншим) обчислювальних тактів надалі беруться інтеграли, так що вихідними сигналами Х₁ і Х₂ пристроїв 10 і 11 є інтегральні функції вигляду .

Значення інтегралів і, що характеризують в даному обчислювальному такті відносне уповільнення правого і лівого задніх коліс, порівнюються кожне з трьома пороговими значеннями — в компараторах відповідно 13, 14, 15 і 16, 17, 18. При цьому порогові величини знаходяться в такому співвідношенні: .

Вихідні сигнали компараторів 13−18 прямують в секції 19 і 20, в яких формуються управляючі сигнали для і випускних клапанів впускань модуляторів тиску. Впускання і випускний клапани кожного з модуляторів на малюнку 6.6 умовно представлені у вигляді клапанних вузлів: модулятора правого колеса — 21 і лівого колеса — 22.

Проаналізував алгоритм функціонування електронного розподілення гальмових сил, був розроблений новий алгоритм, приведений на малюнку 5.7

Малюнок 5.3 Електронний блок керування.

Принцип дії алгоритму полягає у наступному: при загальмовуванні автомобіля, від датчиків кутових швидкостей кожного колеса сигнал подається в електронний блок керування (ЕБК) Й. В блоці 2 ЕБК порівнюються кутові швидкості кожного колеса і вибирається максимальна. У блоці 3 розраховується кутова швидкість, для того щоб оцінити на скільки загальмовано кожне колесо. Інформація о кожному значенні поступає у блок 4, у якому закладені порогові значення кутових швидкостей, величина котрих не суттєво впливатиме на характер загальмовування. Якщо — кутова швидкість уповільнення відбувається рівномірно з уповільненням автомобіля у цілому; якщо — це говорить про те, що кутова швидкість колеса змінюється не рівномірно в порівнянні з швидкістю автомобіля і це може привести до блокування колеса і втрати керованості всього АТС.

5.3 Принцип дії модулятора ЕРГС Робота модулятора тиску побудована не на принципі відкачування гальмової рідини за допомогою гідравлічного насоса з робочого циліндра в розширювальний бачок, як це представлено на схемах розглянутих вище, а на зміну обсягу робочого циліндра за допомогою пристрою зміни обсягу із силовим елементом.

Перевага такого модулятора полягає в тім, що він може встановлюватися практично на будь-який автомобіль, що має гідравлічний привід гальм і стаціонарний компресор.

— Фаза звичайного гальмування. При натисканні водієм на педаль гальма в головному циліндрі завдяки гідро підсилювачу створюється гальмовий тиск рідини. Рідина через модулятор, по каналі, надходить у робочий циліндр.

Рисунок 5.4- Модулятор тиску. Фаза звичайного гальмування

— Фаза втримання тиску. З появою погрози блокування коліс БУ, що одержує інформацію від колісних датчиків, подає сигнал на кроковий електродвигун, що переміщає золотниковий клапан вправо. Клапан перекриває канал виходу в атмосферу й відкриває канал идущий від ресивера. Тиск із ресивера надходить у силовий елемент й, давлячи на мембрану витягає шток, тим самим, перекриваючи надходження рідини із ГТЦ.

Рисунок 5.5- Модулятор тиску. Фаза втримання тиску

— Фаза скидання тиску. Якщо погроза блокування коліс зберігається, то БУ подає команду на кроковий двигун, що переміщає золотниковий клапан до упору й відкриває повністю канал, що тягнеться від ресивера. Тиск у силовому елементі переміщає шток у пристрої зміни обсягу рідини й рідина з робочого циліндра перетікає у порожнину, що з’явилася, тим самим створюючи умови для зниження тиску.

Рисунок 5.6- Модулятор тиску. Фаза скидання тиску

5.3.1 Вибір параметрів ЕРГС У наш час велика увага приділяється системам активної безпеки, до яких відноситься й регулятор гальмівних сил з електронним керуванням. Темою мого дипломного проектує вибір параметрів модулятора ЕРГС. Вихідні дані для розрахунку:

— обсяг системи «циліндр — модулятор»

— пружна характеристика гальмової рідини. Стосовно до конкретного автомобіля повинна враховуватися пружна характеристика системи «циліндр — модулятор» заповнена рідиною, що визначається експериментально. Перелік основних параметрів: площі, маса, хід поршня (штока, мембрани, пружини), коефіцієнт пружності рідини, витрата повітря, параметри пружини.