Механизмы и системы управления автомобиля Москвич-2140

height="49" align="BOTTOM" border="0" />;

Поперечная тяга проверяется на сжатие и продольную устойчивость. Напряжение сжатия определяется по формуле:

;(2.18)

где: F - сечение поперечной тяги.

Принимаем:

Подставив значения в уравнение (2.19) получим:

;

Критическое напряжение при продольном изгибе определяется по формуле:

; (2.19)

где: L - длина тяги по центрам шарниров;

E – модуль упругости первого рода

- экваториальный момент инерции сечения тяги.

Принимаем: L=498,5мм;E= 200 ГПа.

Значение эквивалентного момента инерции определяется по формуле:

; (2.20)

Принимаем: м;м.

Подставив значения, получим:

;

Подставив значения в формулу (2.20) получим:

;

Запас устойчивости определяется по формуле:

(2.21)

где .

Подставив значения, получим:

2.4 Расчет гидроусилителя, определение производительности и мощности на привод насоса гидроусилителя

Расчет гидроусилителя рулевого управления начинается с определения момента сопротивления повороту управляемых колес на сухом асфальте при полностью нагруженном автомобиле и сводится к последующему определению: размеров исполнительного цилиндра, распределителя, диаметра трубопроводов, производительности гидронасоса и мощности, затрачиваемой на его привод.

Величину усилия , прикладываемого водителем к ободу рулевого колеса, выбирают из условия, чтобы усилие не превышало 60Н для легковых автомобилей.

Рабочий объем силового цилиндра определяется исходя из работы, совершаемой усилителем.

Рисунок 6 – Расчетная схема гидроусилителя

Усилие сопротивления на поршне определяется по формуле:

, (2.22)

где - радиус сектора;

- момент на валу сошки, определяемый по формуле:

, (2.23)

где - момент сопротивления на колесе;

- КПД рулевого привода.

Подставляя найденное значение в формулу (2.22), получим:

Рабочая площадь поршня определяется по формуле:

, (2.24)

где - минимальное усилие на рулевом колесе;

- угол наклона винтовой линии;

- радиус винта.

Так как усилитель интегрированный, то объем цилиндра определяется по формуле:

, (2.25)

где =50 мм - ход поршня, равный ходу гайки по винту.

Диаметр цилиндра определяем исходя из того, что поршень выполнен заодно с гайкой и его перемешение происходит по винту. Используем формулу:

, (2.26)

D - Диаметр цилиндра, определим, исходя из того что поршень выполнен заодно с гайкой и перемещение его происходит по винту.

Площадь сечения винта м2

. Принимаем D=40мм

Номинальная производительность насоса определяется по формуле:

, (2.27)

где - максимальная скорость поворота рулевого колеса;

- максимальный угол поворота управляемых колес из одного крайнего положения в другое, град;

- объемный КПД насоса;

- утечки.

Мощность, затрачиваемая на привод насоса, определяется по формуле:

, (2.28)

где - расчетное давление жидкости.

Диаметр трубопроводов определяется по формуле:

, (2.29)

где - скорость движения жидкости в трубопроводах:

для нагнетательной магистрали ;

для сливной магистрали ;

для всасывающей магистрали .

Подставляя данные значения в формулу (2.29), получим:

для нагнетательной магистрали

;

для сливной магистрали

;

для всасывающей магистрали

3. Тормозное управление

3.1 Определение усилия на педали тормоза

Усилие на тормозной педали определяется по формуле:

(3.1)

где ηн – КПД привода, принимаем ;

iп = 3 – передаточное число педального привода;

= 22 мм - диаметр главного цилиндра;

- давление в тормозной системе;

, (3.2)

где - радиус рабочего цилиндра.

Тормозные моменты соответственно на передней и задней оси определяются по формулам:

(3.3)

где Rz1,2 – нормальные реакции, действующие соответственно на передней и задней оси, Н;

φ – коэффициент сцепления.

Величины нормальных реакций при торможении определяются по формулам:

(3.4)

где ma – масса автомобиля, Н;

a, b, hg – координаты центра массы автомобиля, м;

L – база автомобиля, м.

Таким образом, получаем:

(H);

(Н);

(Нм);

(Нм).

Для передних тормозных механизмов (дисковые тормозные механизмы) тормозной момент Мт и коэффициент эффективности Кэ определяются зависимостями:

(3.5)

(3.6)

где - коэффициент трения (расчетный =0,35 )

rср = 0,105 м – средний радиус приложения силы Р к накладке.

Приводная сила на передних тормозных механизмах определяется из выражения:

, (3.7)

откуда:

(3.8)

(Н)

Для задних тормозных механизмов (барабанных с односторонним расположением опор и равными приводными силами ):

. (3.9)

где – приводная сила на задней оси;

rб – радиус барабана, м;

μ – коэффициент трения;

h – расстояние от рабочего цилиндра до опоры, м;

a – расстояние от опоры до линии действия реакции, м;

- коэффициент касательных сил;

, (3.10)

где β – угол обхвата колодки, рад.

Приводная сила на задних тормозных механизмах определяется из выражения:

, (3.11)

Откуда

. (3.12)

Таким образом, получаем

(Н)

Давление в тормозной системе передних и задних тормозных механизмов соответственно:

(МПа),

Давление в тормозной системе передних тормозных механизмов больше чем в задних тормозных механизмов, следовательно, принимаем

Усилие на педали тормоза составит:

(Н)

Коэффициент эффективности тормозных сил задних тормозных механизмов рассчитывается по формуле:

. (3.13)

По формуле (3.13) вычисляем значения коэффициента эффективности торможения для различных значений коэффициента трения и по данным строим график зависимости . Расчетные значения Kэ сводим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 – Значения коэффициента эффективности торможения для различных значений коэффициента трения

μ	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6
Кэ	0,2	0,42	0,66	0,95	1,33	1,875

Коэффициент эффективности тормозных сил передних тормозных механизмов

Графическая зависимость коэффициентов эффективности тормозных механизмов от величины коэффициента трения представлена на рис. 1.

Рисунок 1 - График статической характеристики

3.2 Определение показателей износостойкости тормозных механизмов

Удельная нагрузка, приходящаяся на тормозные накладки, определяется по формуле:

; (3.14)

где – суммарная площадь тормозных накладок, ,

Для передних тормозных механизмов:

Для задних тормозных механизмов:

Удельная работа трения определяется по формуле:

(3.15)

где - скорость автомобиля, = 60 км/ч = 16,67 м/с;

;

Нагрев тормозного барабана (диска) за одно торможение определяется по формуле:

; (3.16)

где – масса, приходящаяся на тормозящее колесо, кг;

Gб – масса барабана (диска), кг;

с – удельная теплоемкость чугуна, .

С - для диска;

С - для барабана;

По формулам (3.14) и (3.15) строим графики зависимостей удельной работы трения и нагрева тормозного барабана (диска) в зависимости от начальной скорости торможения.

Таблица 3.2

, м/с	,	,	, С	, С
10	14	10	0,09	0,05
20	57	40	0,36	0,18
30	129	90	0,80	0,41
40	229	160	1,43	0,73
50	358	249	2,23	1,15
60	516	359	3,22	1,65
70	701	489	4,38	2,24
80	916	638	5,72	2,93
90	1160	808	7,24	3,71
100	1432	998	8,94	4,58