Рабочие процессы и элементы расчета механизмов автомобиля Ford Fiesta (стр. 5 из 6)
| Работа амортизатора, Дж | 6,37E+05 |
| Площадь поверхности амортизатора, м^2 | 0,272 |
| Диаметр амортизатора, м | 0,1317 |
| Площадь поршня, м^2 | 0,0219 |
| Площадь сечения штока, м^2 | 0,00216 |
| Площадь отверстия клапана отдачи, см^2 | 2,52E-16 |
| Площадь сечения клапана сжатия, см^2 | 3,82E-09 |
| Поглощаемая мощность, Вт | 198,5 |
Обратившись к [4], можно сделать вывод, что результаты проектировочного расчета удовлетворяют установленным требованиям.
7.3.2 Проведение проверочного расчета
Таблица 15 - Исходные данные для проверочного расчета
| Длина амортизатора, м | 0,39 |
| Диаметр амортизатора, м | 0,14 |
| Плотность жидкости, кг/м^3 | 0,0009 |
| Температура окружающей среды, К | 297 |
| Коэффициент сопротивления амортизатора при отдаче, кН*с/м | 0,6 |
| Коэффициент сопротивления амортизатора при сжатии, кН*с/м | 0,1 |
| Скорость перемещения поршня амортизатора, м/с | 0,3 |
| Коэффициент теплоотдачи, Вт/м^2*К | 0,7 |
| Коэф-т расхода жидкости, проходящей через калиброванные отверстия | 0,09 |
| Время работы амортизатора, с | 3200 |
Таблица 16 - Результаты проектировочного расчета
| Работа амортизатора, кДж | 637 |
| Поглощаемая мощность, Вт | 198,5 |
| Площадь поверхности амортизатора, м^2 | 0,284 |
| Максимальная температура наружных стенок амортизатора, К | 493 |
Обратившись к [4], можно сделать вывод, что результаты проверочного расчета удовлетворяют установленным требованиям и амортизатор годен к эксплуатации.
Пружина – упругий элемент подвески.
8.1 Алгоритм расчета пружины
При подборе пружины используются следующие основные зависимости:
Жёсткость пружины:
су =
;где: G - модуль упругости второго рода;
d - диаметр сечения витка;
D - средний диаметр пружины;
n - число рабочих витков.
Напряжения сдвига:
;где: Fy - статическая нагрузка;
Полное число витков:
N = n+2.
Средний диаметр пружины:
D = d·(7...12).
8.2 Обоснование выбора исходных данных
Модуль упругости сдвига примем равным 78000 МПа.
Нагрузка на упругий элемент, прогиб пружины, диаметр проволоки, число рабочих витков пружины выбраны согласно данным в [7].
8.3 Проведение расчета
Таблица 17 - Исходные данные для расчета пружины
| Нагрузка на упругий элемент ( P ), Н | 4300 |
| Модуль упругости сдвига, МПа (рекомендуется брать 78000 МПа) | 78000 |
| Прогиб пружины ( F ), м | 0,00864 |
| Диаметр проволоки ( D ), м | 0,15 |
| Число рабочих витков пружины ( I ) | 6 |
Таблица 18 - Результаты расчета пружины
| Жёсткость пружины, Н/м | 0,54697 |
| Полное число витков пружины | 8 |
| Средний диаметр пружины, м | 1,2 |
Обратившись к [3], можно сделать вывод, что результаты расчета удовлетворяют установленным требованиям и пружина годна к эксплуатации.
9.1 Алгоритм расчета рулевого управления
1. Угловое передаточное число рулевого управления определяется по соотношению углов поворота рулевого колеса и управляемых колес , выраженному уравнением:
i0 =
,где: F - угол поворота рулевого колеса ;
a, b - углы поворота управляемых колес;
i, i' - угловое передаточное число рулевого механизма и рулевого привода.
2. Силовое передаточное число рулевого управления (ip) определяется из равенства работ на рулевом колесе и управляемых колесах :
P · R · F =
,где R - радиус рулевого колеса;
r - радиус поворота управляемых колес;
Q - сопротивление колес повороту.
Отсюда:
Конструкция рулевого механизма и его особенности, например, передаточное число, в большой степени влияют на манёвренность автомобиля, но недостаточно полно характеризуют её, так как не учитываю времени поворота автомобиля. Поэтому в добавление к ним в качестве одного из оценочных параметров нужно принять время t в течение, которого происходит поворот автомобиля.
3. Время поворота автомобиля (t), c:
t =
,где S - длина траектории поворота;
v - поступательная скорость автомобиля на повороте;
R - радиус поворота (по центру заданной оси;
y - угол заданной оси.
9.2 Обоснование выбора исходных данных
Радиус рулевого колеса ( R ), радиус поворота управляемых колёс ( R1 ), длина траектории поворота ( S ), поступательная скорость автомобиля на повороте ( Va ), усилие прилагаемое к рулевому колесу ( Pk ), максимальное давление в системе усилителя (Pmax), масса автомобиля, приходящаяся на передние колёса выбраны согласно данным в [4 ].
Угол поворота рулевого колеса (F), угол поворота правого управляемого колеса (а), угол поворота левого управляемого колеса (b) выбраны согласно рекомендациям в [1].
9.3 Проведение расчета
Таблица 19 - Исходные данные для расчета рулевого управления
| Угол поворота рулевого колеса ( F ), град | 740 |
| Угол поворота правого управляемого колеса ( а ), град | 38 |
| Угол поворота левого управляемого колеса ( b ), град | 38 |
| Радиус рулевого колеса ( R ), м | 0,17 |
| Радиус поворота управляемых колёс ( R1 ), м | 5,5 |
| Длина траектории поворота ( S ), м | 9 |
| Поступательная скорость автомобиля на повороте ( Va ), м/с | 7 |
| Усилие прилагаемое к рулевому колесу ( Pk ), кг | 16 |
| Рабочий объём силового цилиндра усилителя ( V ), м^3 | 0,56 |
| Максимальное давление в системе усилителя (Pmax), кг/м^2 | 0,71 |
| Масса автомобиля, приходящаяся на передние колёса, кг | 750 |
| Площадь поршня силового цилиндра, м^2 | 0,56 |
Таблица 20 - Результаты расчета рулевого управления
| Угловое передаточное число рулевого управления | 20 |
| Силовое передаточное число рулевого управления | 0,76 |
| Время поворота автомобиля, с | 1,25 |
| Эффективность по удельному усилию усилителя, Н/кг | 0,00455 |
| Коэф-т удельного объёма силового цилиндра усилителя, м^3/кг | 0,005175 |
| Коэффициент мощности силового цилиндра, Н*м | 0,2895 |
Обратившись к [2], можно сделать вывод, что результаты расчета удовлетворяют установленным требованиям и рулевое управление годно к эксплуатации.
10 Расчет тормозного управления
10.1 Алгоритм расчета тормозного управления
Коэффициент тормозной эффективности - это отношение тормозного момента, создаваемого тормозным механизмом, к условному приводному моменту:
где Мтор - тормозной момент, H*м;
Р - сумма приводных сил, H;
Rтор - радиус приложения результирующей сил трения, м.
Стабильность. Этот критерий характеризует зависимость коэффициента
тормозной эффективности от изменения коэффициента трения.
Лучшей стабильностью обладают тормозные механизмы, характеризуемые линейной зависимостью. Уравновешанными являются тормозные механизмы, в которых силы трения не создают нагрузки на подшипники колеса.
Установившиеся замедление Jуст определяется:
где к - коэффициент сцепления колеса с дорогой;
G - вес автомобиля, H.
Минимальный тормозной путь S определяется:
где V - начальная скорость автомобиля, м/c;
tc - время запаздывания тормозов, c;
tn - время наростания замедления,c;
g - ускорение свободного падения, m/c^2;
По ГОСТ 22859-97,S для легковых и грузовых автомобилей соответственно 7,2м, 25м.
Суммарная тормозная сила P, (H) определяется:
Тормозной момент Мт, (H*м) определяется:
где Vh - рабочий объем двигателя, л
A,B - коэффициенты корректировки;
w - частота вращения коленвала, рад/с.
10.2 Обоснование выбора исходных данных
Число тормозных механизмов автомобиля, динамический радиус колеса, радиус тормозного барабана, толщина стенки барабана, ширина фрикционных накладок передних колёс, ширина фрикционных накладок задних колёс, суммарная площадь фрикционных накладок, диаметр рабочего тормозного гидроцилиндра, полный вес автомобиля, масса автомобиля, приходящаяся на тормозящую ось выбраны согласно рекомендациям в [4].