Передняя подвеска автомобиля ЗАЗ-1102 "Таврия"

 

Введение

В условиях постоянного расширения автомобильного парка Украины и невысоких доходов среднего украинца перед автомобильной промышленностью страны стоит задача выпуска комфортабельных экономичных и наиболее полно отвечающих потребностям населения автомобилей с высокой степенью универсальности.

Данный дипломный проект как раз и позволяет расширить диапазон применения переднеприводного автомобиля особо малого класса за счёт модернизации амортизаторов передней подвески, внедрение которых позволит получить оптимальное соотношение плавности хода и устойчивости как при выполнении манёвров спортивного характера, так и при медленной езде по разбитым и просёлочным дорогам.

Выполненный дипломный проект содержит расчёты и результаты исследований, подтверждающие техническую и экономическую целесообразность внедрения амортизатора с переменным коэффициентом демпфирования из соображений обеспечения наиболее оптимальных параметров плавности хода, управляемости и устойчивости и, таким образом, улучшения активной безопасности и комфортабельности.

1. Выбор конструкции и технико-экономическое обоснование передней подвески

Для выбора конструкции и технико-экономического обоснования передней подвески рассмотрим анализ испытания плавности хода переднеприводного автомобиля.

.1 Анализ результатов испытаний на плавность хода.

Испытания проводились в соответствии с ОН 025.3.32-69 в двух весовых состояниях: при полной массе и при частичной нагрузке. Замеры среднеквадратических ускорений производились на месте водителя. Среднеквадратичные вертикальные ускорения колебаний подрессоренной массы автомобиля определялись в двух частотных диапазонах:

. 0-5,6 Гц; 2. 0-22,4 Гц

Среднеквадратичные ускорения определялись по формуле:

; м/с2

где: D дисперсия ;

N - отсчет диспермометра;

Т - время отсчета;

К - тарировочный коэффициент.

Испытания проводились в двух типах дорожных условий: на булыжном покрытии дороги и на асфальтном покрытии, при различных скоростях движения: 40,50,60,70,80 и 90 км/ч.

Результаты испытаний приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Результаты испытаний автомобиля на плавность хода

Состояние дороги и автомобиляЧастотный диапазон ГцПредел скорости км/чmin м/с2maх

м/с2Булыжное покрытие с частичной нагрузкой0-5,640-700,81,130-22,540-700,851,25Булыжное покрытие с полной нагрузкой0-5,640-700,520,650-22,540-701,251,80Асфальтное покрытие с частичной нагрузкой0-5,650-900,40,750-22,550-900,451,4Асфальтное покрытие с полной нагрузкой0-5,650-900,450,80-22,550-900,751,5

Результаты испытаний показывают, что оценка плавности хода и вертикальных ускорений имеет преимущество перед другими автомобилями данного класса.

Для более детального анализа можно привести дополнительные исследования в более узких полосах частотного диапазона.

переднеприводный автомобиль амортизатор подвеска

1.2 Основные требования, предъявляемые к подвеске

Основные требования, предъявляемые к подвеске:

. Упругая характеристика подвески должна обеспечить высокую плавность хода, отсутствие ударов в ограничителе хода, противодействовать кренам при повороте, торможении и разгоне автомобиля.

. Оптимальная величина затухания колебаний кузова и колес.

. Малая масса элементов подвески.

. Достаточная прочность и долговечность деталей подвески и особенно упругих элементов.

. Оптимальная собственная частота колебаний кузова, определяемая величиной статического прогиба fст.

Собственные частоты должны быть в пределах от 50 до 70 кол./мин.

Затухание колебаний должно быть достаточным, чтобы за один период свободных колебаний кузова их размер уменьшился в 3-8 раз.

Ускорения кузова при колебаниях должны быть как можно меньше.

Эти требования являются необходимыми условиями, при которых плавность хода будет оставаться хорошей.

.3 Выбор конструкции подвески

Для выбора конструкции подвески сравним наиболее распространенные конструкции подвесок, применяемые в переднеприводных автомобилях особо малого класса:

.3.1 Подвески на двойных поперечных рычагах

В этой конструкции с каждой стороны есть два поперечных рычага, имеющих поворотные опоры на раме, поперечине или кузове. Наружные концы рычагов - в случае передней подвески - соединяются посредством шаровых шарниров с поворотной цапфой или кулаком. Чем больше может быть расстояние между поперечными рычагами, тем меньше силы в рычагах и их опорах, т.е. тем меньше податливость всех деталей и точнее кинематика подвески. Этому способствует эластичное восприятие жесткого качения радиальных шин верхними рычагами (что возможно лишь при этой конструкции независимой подвески). Хотя продольные силы, вызываемые сопротивлением качению, на верхнем рычаге лишь незначительно меньше, однако нижний рычаг и его опоры выполняются с расчетом на явно большие нагрузки. Последние возникают под действием боковых сил или при торможении.

Рисунок 1.1. Схема подвески на двойных поперечных рычагах

Главное преимущество подвески на двойных поперечных рычагах - ее кинематические качества: взаимным положением рычагов можно определить высоту как центра поперечного крена, так и центра продольного крена. Кроме того, за счет различной длины можно влиять на угловые перемещения колес при ходах отбоя и сжатия, т.е. на изменение развала и (в определенных границах), независимо от этого, на изменение колеи. При более коротких верхних рычагах колеса при ходе сжатия наклоняются в сторону отрицательного развала, а при ходе отбоя - в сторону положительного. За счет этого можно противодействовать изменению развала, обусловленному боковым креном кузова.

Если центр продольного крена может быть размещен выше оси колес, это не только повысит эффективность противодействия крену при торможении, но и уменьшит «приседание» при разгоне в случае ведущих колес.

Недостатки такой конструкции является то, что при торможении на нижний рычаг действует большая горизонтальная сила, различная длина рычагов создает изменение развала колеса и изменение колей.

1.3.2 Подвеска на продольных рычагах

При этой конструкции подвески с каждой стороны автомобиля имеется расположенный в направлении движения продольный рычаг с поворотной опорой на поперечине подвески или на кузове. Такой рычаг должен воспринимать силы во всех направлениях и испытывает высокие нагрузки на изгиб и кручение, тем не менее под воздействием вертикальных и боковых сил развал и схождение не должны изменяться. Этого можно достичь жестким на изгиб и кручение коробчатым профилем или применением литого рычага вместе с двумя максимально разнесенными жесткими в радиальном направлении опорами.

Рисунок 1.2 Подвеска на продольных рычагах

Подвеска на продольных рычагах сравнительно проста и часто применяется па переднеприводных автомобилях в качестве задней подвески. Она дает возможность выполнить ровным пол кузова и расположить между рычагами топливный бак или запасное колесо. Если оси качания продольных рычагов параллельны плоскости дороги, то при ходах сжатия и отбоя колес не происходит никаких изменений колеи, развала и схождения, лишь база незначительно укорачивается. За счет длины рычагов можно влиять на прогрессивность характеристики упругости и получать более благоприятные параметры колебании при нагрузке. Точки качания рычагов являются одновременно центрами продольного крена, т.е. при торможении задняя часть кузова в этом месте подтягивается вниз.

Недостатком является низкое (на уровне дороги) положение центра поперечного крена; кроме того, при движении на повороте колеса сильнее наклоняются вместе с кузовом, чем при других независимых подвесках. Вертикальные силы, увеличивающиеся при ходе сжатия и уменьшающиеся при ходе отбоя, вызывают различное нагружение на кручение продольного рычага; последний скручивается, и происходит изменение развала, которое приводит к уменьшению возможности передачи шиной боковых сил. Коэффициент изменения развала при крене составляет в среднем 1,05. Кроме того, надо учитывать, что боковая сила дополнительно отжимает внешнее на повороте колесо в направлении положительного развала, а внутреннее - в сторону отрицательного.

В случае применения подвески на продольных рычагах для передних колес недостатком является увеличение продольного наклона оси поворота при ходе сжатия и уменьшение при ходе отбоя.

Рисунок 1.3 - Зависимость продольного наклона оси поворота от хода подвески

За счет этого изменяются силы, действующие в рулевом управлении: на наружном при повороте колесе, совершающем ход сжатия, увеличивается возвратный момент. Указанный недостаток является, вероятно, причиной того, что простая и экономичная в изготовлении подвеска на продольных рычагах применяется для передних колес только на относительно легких и «тихоходных» легковых автомобилях.

1.3.3 Подвеска на продольных и поперечных рычагах

Эта конструкция в сущности представляет собой подвеску с направляющей стойкой, в которой с целью разгрузки брызговика крыла верхние опорные усилия воспринимаются продольным рычагом, установленным на относительно жестком щите передка.

Большое расстояние между несущим и направляющим шарниром обусловливает возникновение малых усилий, путем наклона оси верхнего рычага в поперечном направлении можно влиять на изменение развала и колеи колес и на высоту центра крена.

Рисунок 1.4 - Подвеска на продольных и поперечных рычагах.

Путем наклона оси качения рычага DG можно поднять центр крена при этом изменение развала колеса получается ближе к оптимальному. Недостатком является большое число шарниров и повышение затрат, а также большая трудоемкость изготовления.

1.3.4 Подвеска Макферсон (подвеска на направляющих пружинных стойках)

Направляющая пружинная стойка представляет собой дальнейшее развитие подвески на двойных поперечных рычагах. Верхний рычаг здесь заменен точкой крепления на брызговике крыла кузова, где опирается шток стойки и пружина подвески. В этой точке воспринимаются силы во всех направлениях, которые, со своей стороны, вызывают нагружение штока на изгиб.

Рисунок 1.5 - Подвеска на направляющих пружинных стойках

Основное преимущество направляющей пружинной стойки состоит в том, что все детали, выполняющие упругую работу и направляющие функции, могут быть объединены в одну монтажную единицу (рис. 1.5). Имеются в виду следующие детали: чашка для опоры нижнего торца пружины, дополнительный упругий элемент или буфер сжатия, буфер отбоя, собственно демпфирующая часть и опора подшипника колеса

Другие преимущества, связанные с подвесками на направляющих стойках:

меньшие усилия в точках крепления к кузову за счет большого расстояния между ними;

небольшое расстояние между точкой крепления амортизатора к нижнему рычагу и точкой контакта колеса с дорогой;

большие хода подвески;

упразднение трех опорных точек;

лучшая возможность создания передней зоны деформации

Противостоящие им следующие неизбежные недостатки благодаря проведенным конструктивным мероприятиям в передних подвесках уже явно не проявляются:

неблагоприятные кинематические характеристики;

восприятие усилий и колебаний брызговиками, т.е. передней частью кузова;

затрудненная изоляция от дорожных шумов;

меньшая возможность достаточного противодействия продольного крену при торможении;

трение между штоком и его направляющей, ухудшающее упругое действие;

неблагоприятно длинные рулевые тяги при верхнем расположении реечного рулевого механизма;

большая чувствительность передней подвески к дисбалансу и биению шин;

иногда малый зазор между шиной и демпфирующей частью.

Последнее, однако, имеет значение только при переднем приводе, поскольку исключает возможность установки цепей противоскольжения. При ведомых колесах указанный недостаточный зазор не позволил бы лишь установку более широких шин. В случае безусловной необходимости таких шин следует применять колеса с меньшим вылетом, которые, однако, неблагоприятным образом увеличивают плечо обкатки.

В последнее время направляющие пружинные и амортизаторные стойки получили широкое применение в передних подвесках, однако их часто используют и для подвески задних колес переднеприводных автомобилей. Приподнятая из аэродинамических соображений задняя часть кузова позволяет использовать большую направляющую базу между направляющей штока и поршнем.

В связи с достоинствами, которыми обладает подвеска Макферсон, а также в связи с тем, что она отвечает необходимым условиям и требованиям эксплуатации, для проектируемого легкового переднеприводного автомобиля особо малого класса выбираем подвеску Макферсона типа «качающая свеча».

.4 Анализ патентной информации

Создание отечественных оригинальных прогрессивных конструкций подвесок должно базироваться на серьёзных теоретических исследованиях и результатах испытаний различных вариантов этих конструкций. Полученные выводы необходимо применять, во внимание при проведении конструкторско - экспериментальных работ с целью приближения научного прогноза к практическим задачам промышленности. Только такие комплексные исследования могут привести к дальнейшему совершенствованию отечественных подвесок и обеспечить создание конкурентно способных конструкций, находящихся по своим производственным и эксплуатационным технико-экономическим показателям на серьёзном уровне.

На основании критического анализа имеющихся данных по пружинным подвескам автотранспортных средств предпринимается попытка освоить проблемные вопросы, систематизировать опыт создания подвесок с изменяющимся коэффициентом жесткости и выбрать конкретную конструкцию.

4 А120 П Передняя пружинная подвеска. Vehicle axle suspension system. Пат. 55 Н 817 США, МПК6 В60 G 11 /22/ Kasahara Tamiyoshi, Akatsu Yohsuke, Kawagoe Kengi, Endo Yutaka, Noguchi Hiroshi; Nissan Motor Co Ltd;

№70919; Заявл. 4.6.93; Опубл. 30.4.96; Приор. 16.6.92 №4-156917 (Япония);

НПК 280/717

Патентуется конструкция передней независимой пружинной подвески для легкового автомобиля. Балка переднего моста крепится к кузову с помощью 4 эластичных элементов в 4 точках: 2 впереди и 2 сзади оси передних колёс на разной высоте от плоскости дороги. Расположение этих элементов крепления подобрано таким образом, чтобы в результате их деформирования под действием поперечного усилия при криволинейном движении автомобиля поворот балки вокруг продольной оси обеспечивает улучшение устойчивости и управляемости на поворотах. Даны варианты конструкции подвески и её крепления.

A138 П. Регулируемый амортизатор. Shock absorber: Пат. 5501307 США, МПК F 16 F 5/00/Lars Merod: Yamaha Hatsudoki K.K. - №211872: Заявл. 23,10,92; Опубл. 26,5,96: Приор. 24,10,91, №3-303880 (Япония); НПК 188/319

Патентуется гидравлический амортизатор (А) с регулируемой степенью демпфирования и повышенным быстродействием. В поршне А установлен золотник, нагруженный пружиной и электромагнитным клапаном. Золотник и клапан регулируют сопротивление перетоку жидкости из полостей ВД в НД. Сопротивление регулируется путем изменения эл. Напряжения на обмотке электромагнитного клапана. Полость под золотником соединена через обратные клапаны со штоковой и подпоршневой камерой А. Таким образом эта полость всегда соединена с той камерой А, в которой в данный момент имеет место наибольшее давление. При подаче напряжения на обмотку электромагнитного клапана он открывает регулируемое отверстие, давление в полости над золотником падает и он быстро перемещается, открывая сообщение между полостями Д и ВД. В патентуемой конструкции А шток электромагнитного клапана выведен в полость под зонтиком. Таким образом на шток электромагнитного клапана действует не только электромагнитная сила, но и давление жидкости в полости под зонтиком, что увеличивает скорость перемещения штока и повышает быстродействие А в целом. Даны еще 5 вариантов А, которые отличаются в основном конструктивными решениями при сохраненииобщего принципа работы.

И.Д. Беляков

УДК 629,3,027,5; 629,3,027,4

A111П. Регулируемый амортизатор. Hydraulk shock absorber having variable damping force characteristic structure: Пат. 5497862 США, МПК F 16 F 9/50/ Hoya Hiroshi; Unisia Jecs Corp. - №391683 Заявл. 21,2,95; Опубл. 12,3,96; Приор. 22,2,94, №6-024122 (Япония); НПК 188/282

Патентуется гидроамортизатор (Г) с регулируемой степенью демпфирования. Степень демпфирования при ходе сжатия или отбоя регулируются независимо одна от другой. В поршне Г сделано 2 ряда отверстий. Один ряд отверстий пропускает жидкость из нижней полости в верхнюю (ход сжатия), а другой - в обратном направлении (ход отбоя). Каждый ряд отверстий закрывается своим пластинчатым клапаном и соединен радиальными пазами с отверстиями в штоке поршня. В центральном отверстии штока установлен поворотный золотник с осевыми пазами. 2 осевых паза служат для пропуска жидкости из одной полости в другую в обратном направлении при ходе отбоя. Пазы золотника соединены через другой ряд радиальных отверстий с двумя пластинчатыми клапанами, расположенными выше и ниже пластинчатых клапанов поршня. Пластинчатые клапаны поршня открываются только при ударных нагрузках на Г и выполняют функцию предохранительных клапанов. Выше расположенные пластинчатые клапаны служат для регулирования степени демпфирования. При повороте золотника меняется зазор между его осевым пазом и отверстием штока и тем самым изменяется сопротивление потоку жидкости. Золотник поворачивается шаговым электродвигателем, который управляется ЭВМ в зависимости, например, от величины ускорения подрессоренных масс. Возможны 3 основные режима работы Г. Один режим характеризуется высоким сопротивлением при ходе отбоя. При другом режиме сопротивление при ходе отбоя понижается при сохранении того же сопротивления при ходе сжатия. При третьем режиме понижается сопротивление при обоих ходах («Мягкая подвеска»)

Н.Д. Беляков

.02-02А.119. Автомобиль Volvo S60 с активной подвеской. Volvo's performance concept / Birch Stuart // Automot. Eng. Int. - 2000. - 108, №12. - С. 52. - Англ.

Сообщается, что легковой автомобиль Volvo S60 снабжен активной системой управления шасси Four-C, разработанной совместно с фирмой Ohlins Racing AB. Система собирает информацию о параметрах движения и мгновенно реагирует на нее изменением жесткости амортизаторов. Микропроцессор обеспечивает микропроцессорное регулирование точного положения каждого колеса, степени скольжения. Наибольший объем информации поступает от датчиков высоты и ускорений кузова, которые измеряют положение и движение каждого колеса и кузова автомобиля.

1.5 Амортизаторы с переменным демпфированием

Уже в 50-е годы некоторые автомобили повышенной комфортности были оборудованы такими системами, как Armstrong Selectaride, которые давали возможность водителю вручную выбирать предопределенные установки амортизатора, от мягкого до жесткого. Современные системы работают автоматически (хотя часто с возможностью изменения регулировок водителем), используя управление через компьютер, чтобы выбрать наиболее подходящую настройку для любой скорости, поверхности дороги и условий движения. Большинство систем, использовавшихся на автомобилях высшего класса до 2001 года, работают с помощью одного или двух электромагнитных перепускных клапанов, которые открываются или закрываются для обеспечения двух или трех демпфирующих характеристик. В трехуровневой системе самая жесткая характеристика получается при двух закрытых клапанах и часто именуется «спорт», когда один клапан открывается, система переходит в «нормальный» режим. Открытие обоих клапанов обеспечивает самый мягкий режим «комфорт».

Mercedes разработал более совершенную систему ADS (Adaptive Damping System - адаптивную демпфирующую систему), которая использует перепускные клапаны различных размеров, обеспечивая четыре различных установки демпфирования. Mercedes утверждает, что система устанавливается на самый мягкий режим больше половины времени движения, даже если автомобиль едет с максимальной скоростью.

Совершенно другой подход был предложен поставщиком систем Delphi в его концепции Magneride. В ней используется тот факт, что некоторые вязкие жидкости можно сделать чувствительными к электромагнитным полям, когда вязкость жидкости увеличивается с усилением поля, молекулы «выстраиваются в ряд» и создают большее сопротивление.

Компания Delphi продемонстрировала автомобили, оборудованные амортизаторами, в которых обычные отверстия заменялись узкими проходами, в которых жидкость проходила между электромагнитными катушками. Система Magneride имеет огромное преимущество, заключающееся в том, что вязкость жидкости, а следовательно, и степень демпфирования, полностью изменяемые, в зависимости от изменения мощности электромагнитного поля, которая контролируется компьютером

Современные конструкции адаптивных амортизаторов отличаются также по способу управления амортизаторами.

Наиболее простые системы предполагают ручной выбор демпфирования водителем. Следующее поколение систем управления амортизатором имеет как ручное, так и автоматическое переключение в зависимости от скорости движения или показаний датчиков ускорения, закреплённых на кузове автомобиля (обычно на крыльях). И, наконец, блоки управления в самых последних разработок используют в качестве вводных данных электронный блок управления электронной системы стабилизации, что делает процесс управления амортизатором зависящим от множества факторов.

Предлагаемая конструкция амортизатора представляет собой обычный двухтрубный амортизатор со следующими конструктивными отличиями

) Жидкость из полости под поршнем в полость над поршнем перетекает не только по каналам в поршне, но и дополнительно через осевой канал в штоке 1 (смотрите графическую часть) и далее через радиальные каналы, выполненные в штоке (два на уровне поршня и два в надпоршневой полости).

) Радиальные каналы в штоке перекрываются калиброванными отверстиями разного диаметра в управляющем штоке 21. Управляющий шток представляет собой трубку с 6-ю радиальными отверстиями соединённую с шаговым электродвигателем для придания ему вращательной подвижности внутри штока. При вращательных передвижениях отверстия на штоке могут перекрываться с каждым из 6-и отверстий на управляющем штоке, что позволяет изменять гидравлическое сопротивление при переходе жидкости из одной полости в другую в зависимости от того через крупное или мелкое отверстие проходит жидкость в данный момент.

Такая конструкция амортизатора позволяет изменять коефициент демпфирования амортизаторов в зависимости от дорожной обстановки (при применении автоматизированной системы управления) или выбранного стиля езды

2. Тяговый расчёт автомобиля

Задачей тягового расчета является нахождение основных параметров двигателя и трансмиссии, обеспечивающих автомобилю необходимые основные показатели тягово-скоростных характеристик: силы тяги на ведущих колесах, скорость и ускорение движения и другое, время и путь разгона автомобиля на горизонтальной дороге с нормальным покрытием.

2.1 Скоростная внешняя характеристика двигателя

Выполнение тягового расчета автомобиля начинается с выбора типа двигателя и определения его параметров. При этом необходимо учитывать назначение и компоновку автомобиля, условия работы двигателя на различных типах и модификациях автомобилей, согласовывать в процессе проектирования исходные данные с базовыми параметрами автомобилей.

Эффективная мощность двигателя необходимая для движения автомобиля массой Ма. = 1110 кг с установившейся скоростью движения Vmax= 145 км/ч:

(2.1)

гдеyv - коэффициент сопротивления дороги максимальной скорости автомобиля, на наивысшей передаче, который при скорости движения Vmax = =145 км/ч принимается

yv = f0 × (1 + А × Vа2) (2.2)

А - постоянная величина А = (4…5) × 10 - 5, принимаем А = 4 × 10 - 5;

f0 - коэффициент сопротивления качения при малых скоростях движения и для дорог с асфальтно-бетонным и цементно-бетонным покрытием, в хорошем состоянии принимается равным: f0 = 0,01…0,015, в удовлетворительном состоянии f0 = =0,015…0,02. В нашем случае принимаем f0 = 0,015.

yv = 0,015 × (1 + 4 × 10 - 5 × 1452) = 0,0276.

Ga. = g×Ma. - полный вес автомобиля. Ga. = g×Ma = 9,81×1110 =

=10889,1 Н.

g = 9,81 - ускорение свободного падения.

Ma = 1110 кг - полная масса автомобиля.

Ка. - коэффициент сопротивления воздуха. Для нашего автомобиля принимаем Ка. = 0,2 , так как данный автомобиль является легковым.

F - площадь лобового сечения автомобиля. Для легковых автомобилей она определяется по формуле (2.3) и должна находиться в пределах 1,7…2,5м2.

F = (0,78…0,8) × Bг×Hг (2.3)

где Вг - габаритная ширина автомобиля, Bг = 1,55 м; Нг. - габаритная высота автомобиля, Нг. = 1,41 м.

Тогда, согласно формуле (2.2):

F = 0,78 × 1,55 × 1,41 = 1,7 м2.

где hтр. - КПД трансмиссии автомобиля. Для нашего автомобиля принимаем hтр. = 0,93.

Kp. - коэффициент коррекции, значение которого зависит от комплектации и стандартных условий стендовых испытаний. Предварительно примем Kp. = 0,95.

Подставив эти значения в формулу (2.1), получим:

кВт.

При эксплуатации часть мощности двигателя расходуется на неучтенных при снятии стендовой характеристики потребителей. Мощность, которая передается через трансмиссию на ведущие колеса меньше номинальной внешней характеристики двигателя. Максимальную мощность двигателя на внешней характеристике двигателя определим по эмпирической зависимости (2.4):

(2.4)

где lmax - отношение частоты вращения коленчатого вала двигателя при максимальной скорости автомобиля nv, к частоте вращения при максимальной мощности nn, и равное, для карбюраторных двигателей без ограничителя, l = 1,05…1,1. Для данного автомобиля принимаем l = 1,1.

a, b и c - коэффициенты, постоянные для данного двигателя. Так, как мы не имеем технической характеристики двигателя, то для нахождения этих коэффициентов воспользуемся формулами (2.5), которые определяют значения a, b и c по характерным точкам скоростной характеристики. При нахождении этих значений, учтем, что тип выбранного нами двигателя - карбюраторный.

Максимальную частоту вращения - nv, определим по технической характеристике для данного двигателя, nп = 5409 мин. Соответственно nv = =nn × l = 5409 × 1,1 = 5950 мин.

(2.5)

где MЗ - запас крутящего момента, который определяется по формуле (2.6):

(2.6)

MN - крутящий момент при максимальной мощности двигателя.

KN - коэффициент приспосабливаемости двигателя по частоте.

Так, как мы не знаем внешней характеристики двигателя, то рассчитаем коэффициенты a, b, c по существующим двигателям, аналогам, близким к проектируемому двигателю. Для карбюраторных двигателей:

MЗ = 5…35KN =1,2…2,5

Для двигателя, который будет установлен на проектируемый автомобиль, примем следующие значения: MЗ = 20, KN =1,6.

При таких величинах MЗ и KN постоянные a, b, c будут равны:

Зная значения этих постоянных и параметра l, рассчитаем максимальную мощность двигателя по формуле (2.4):

кВт.

Для определения других поточных значений мощности двигателя в различных точках кривой внешней скоростной характеристики двигателя необходимо найти 8…10 точек и применить эмпирическую формулу (2.7):

(2.7)

где КД. - эмпирический коэффициент, значения которого зависят от принятых промежуточных значений частоты вращения коленчатого вала.

(2.8)

Минимальная частота вращения коленчатого вала должна находиться в пределах от 400 мин до 900 мин, таким образом, принимаем nmin = =850 мин. Крутящий момент двигателя определим по соответствующим значениям мощности двигателя Ne и частоты вращения коленчатого вала ne при помощи формулы (2.9):

(2.9)

Результаты вычислений по формулам (2.7), (2.8) и (2.9) сведем в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 Внешняя скоростная характеристика двигателя

0,160,260,370,470,580,680,790,891,001,10КД.0,150,280,420,560,690,810,910,971,000,98ne, мин850141619832550311636834250481653835950Ne, кВт5,9711,0216,5122,1227,4932,2936,1638,7839,7838,84MД., Н×м67,074,2679,5182,8484,2483,7281,2676,8870,5862,34

По данным таблицы 2.1 строим внешнюю скоростную характеристику (рисунок 2.1).

Рисунок 2.1 - Внешняя скоростная характеристика двигателя

2.2 Передаточные числа трансмиссии

2.2.1 Передаточное число главной передачи

Передаточное число главной передачи U0 определяется исходя из максимальной скорости движения автомобиля Vmax на высшей передаче в коробке передач и дополнительной коробке при максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя пмах= пv по формуле (2.10).

,(2.10)

где rd - динамический радиус колеса, м;

Uкв - передаточное число коробки передач на высшей передаче.

Динамический радиус колеса может быть принятым равным статическому радиусу, который можно определить с некоторой погрешностью по формуле (2.11).

, м(2.11)

где d - диаметр обода колеса, м;

Н - высота профиля шин, м;

lш - коэффициент радиальной деформации шин, при полной нагрузке автомобиля на твердой опорной поверхности для стандартных и широкопрофильных шин lш =0,1…0,16. Для данного автомобиля принимаем lш =0,15.

Данный автомобиль оснащен низкопрофильными шинами со следующими размерами: 155/70R13. Таким образом, динамический радиус колеса

rd = 0,5·0,33 + 0,155·0,7·(1 - 0,15) » 0,257 м.

Высшая передача данного автомобиля, не прямая, является ускоряющей, то высшее передаточное число коробки передач Uк.в. = 0,97, таким образом:

.

В дальнейшем при расчете U0 может изменяться с целью улучшения тягово-скоростных и экономических показателей автомобиля.

2.2.2 Передаточные числа коробки передач

Передаточное число на первой передаче трансмиссии должно удовлетворять следующие требования:

• обеспечивать преодоление максимального заданого подъема;
• не вызывать буксование ведущих колес автомобиля при нормальных условиях их сцепления с дорогой и передаче максимального крутящего момента двигателя.

, (2.12)

,

где Z1 - нормальная реакция дороги на ведущие колеса автомобиля,

Z1 = 577·9,81 = 5660,4 Н.

При этом должно выполняться неравенство

(2.13)

Для проектируемого автомобиля максимальный коэффициент сопротивления дороги ymax = 0,38, коэффициент сцепления ведущих колес с дорогой для хороших дорожных условий j = 0,8.

;

;

Таким образом, UК1(y) = 3,8.

Тогда передаточные числа промежуточных передач определяются по формуле:

.(2.14)

;

;

UК4 = 0,97 (т. к. КПП двухвальная);

2.2.3 Корректировка передаточных чисел трансмиссии

Рисунок 2.2 - Кинематическая схема двухвальной пятиступенчатой коробки передач

Полученные числа необходимо откорректировать с целью улучшения тягово-скоростных характеристик автомобиля, а также экономических качеств.

Найдем межосевое расстояние в двухвальной коробке передач:

, мм;(2.15)

где а = 15 - коэффициент для легковых автомобилей

.

По ГОСТ 2185 - 66 принимаем aw = 70 мм.

3,909, 2,375, 1,571, 0,97, 0,73.

Исходя из условий постоянства межосевого расстояния, а также принимая что модули зубьев и угол их наклона на всех передач одинаковы, количество зубьев определяется по следующей формуле:

(2.16)

гдеb - угол наклона зуба косозубых передач, b = 30°;

тп - модуль зубчатых колес, тп = 2,25 мм.

Полученные значения Zn округляют.

;

;

;

.

Количество зубьев остальных зубчатых колес соответственно передаче:

;

;

; (2.17)

;

Таким образом, передаточные числа после проектирования будут:

;

;

; (2.18)

;

При одинаковом модуле на всех передачах должно выполнятся условие:

(2.19)

+ 43 = 16 + 38 = 21 + 33 = 27 + 27 = 54.

Передаточное число заднего хода автомобиля устанавливается из условий компоновки коробки передач:

UЗ.Х. = 3,358.

2.3 Тяговый баланс автомобиля

Тяговый баланс представляет собой отношение тяговой силы на ведущих колесах на всех передачах и сил сопротивления от скорости движения автомобиля. Уравнение тягового баланса при установившемся режиме движения имеет вид:

, (2.20)

.

Используется при проектировании новых и оценки тягово-скоростных качеств существующих моделей автомобилей.

Скорость движения автомобиля определяется по формуле:

.(2.21)

Расчет значений РК делают по Мд, а скорости Vа по ne для всех передач, и значения заносятся в таблицу 2.2. По табличным данным строится скоростная характеристика автомобиля (рисунок 2.3).

При построении и расчете следует учитывать, что при малых скоростях y = f0, а при высоких y = fv = f0 (1+A Va)2.

2.4 Динамическая характеристика автомобиля

Динамическая характеристика автомобиля - зависимость динамического фактора от скорости движения на каждой передаче.

Динамический фактор представляет собой тяговую силу, развитую автомобилем на ведущих колесах исключая силу сопротивления воздуха отнесенных к весу автомобиля с полной загрузкой, то есть удельную избыточную тяговую силу:

, (2.22)

при установившемся режиме движения автомобиля:

,(2.23)

гдеf - коэффициент сопротивления колес с дорогой;

i - величина преодолеваемого подъема.

По величине РК и РW для соответствующих скоростей движения автомобиля по формуле (2.23) определяются значения динамического фактора, которые заносятся в таблицу 2.2, и строится динамическая характеристика автомобиля (рисунок 2.4).

Максимальное значение Dmax = ymax = 0,38.

2.5 Характеристика ускорения автомобиля

Показывает зависимость ускорений разгона автомобиля на каждой передаче от скорости:

, м/с2(2.24)

гдеdj - коэффициент учета инертности вращающихся масс автомобиля, величина которого рассчитывается для разных автомобилей с полным загрузочным весом по формуле:

dj = 1,04 + 0,04, (2.25)

где UK - передаточное число коробки передач, берется на каждой

передаче

Результаты расчетов заносятся в таблицу 2.2, и строится характеристика ускорения (рисунок 2.5).

При определении ускорений есть неточность, так как динамический фактор подсчитывается при условии установившегося движения и работы двигателя, и при непостоянном режиме будут расхождения.

Таблица 2.2 Итоги тягового расчета автомобиля

№Передат. числаВеличи-на850141719832550311736834250481753835950Мд, Н м67,0774,2679,5182,8484,2483,7281,2676,8870,5862,341I U1 = =3,909Va1, км/ч5,308,8312,3615,9019,4322,9626,5030,0333,5637,092PK1, Н3583,53967,34248,24426,04500,94472,84341,84107,83770,83330,83PW1, Н0,72,04,06,69,913,818,423,729,536,14D10,3290,3640,3900,4060,4120,4090,3970,3750,3440,3035ja1, м/с21,872,072,232,322,362,342,272,141,951,7061/ ja1, с2/м0,5360,4820,4490,4310,4240,4270,4410,4680,5130,5877NK1, кВт5,5510,2515,3620,5725,5730,0333,6436,0737,0036,138NW1, кВт0,000,010,010,030,060,090,140,210,290,391II U2 = =2,375Va2, км/ч8,7214,5420,3526,1731,9837,7943,6149,4255,2461,052PK2, Н2177,22410,42581,02689,12734,62717,52637,92495,72291,02023,63PW2, Н2,05,510,918,026,837,549,964,180,097,84D20,2000,2210,2360,2450,2490,2460,2380,2230,2030,1775ja2, м/с21,431,591,711,781,811,781,721,601,441,2461/ ja2, с2/м0,6980,6270,5840,5610,5540,5600,5820,6240,6930,8087NK2, кВт5,5510,2515,3620,5725,5730,0333,6436,0737,0036,138NW2, кВт0,010,020,060,140,250,410,640,931,291,751III U3 = =1,571Va3, км/ч13,1821,9730,7639,5548,3357,1265,9174,7083,4892,272PK3, Н1440,61594,81707,71779,21809,31798,11745,41651,31515,81339,03PW3, Н4,612,724,841,061,385,6114,0146,4182,8223,44D30,1320,1450,1550,1600,1610,1570,1500,1380,1220,1025ja3, м/с21,011,121,201,241,241,211,141,030,890,7161/ ja3, с2/м0,9940,8930,8350,8080,8050,8270,8780,9691,1241,4107NK3, кВт5,5510,2515,3620,5725,5730,0333,6436,0737,0036,138NW3, кВт0,020,080,220,470,871,432,203,204,466,031IV U4 = =1,00Va4, км/ч20,7134,5248,3362,1475,9589,76103,57117,38131,19145,002PK4, Н916,71014,91086,71132,21151,41144,21110,71050,8964,6852,13PW4, Н11,331,361,3101,3151,3211,4281,4361,5451,5551,64D40,0830,0900,0940,0950,0920,0860,0760,0630,0470,0285ja4, м/с20,620,680,710,700,670,600,500,360,200,0061/ ja4, с2/м1,6211,4751,4161,4231,5001,6722,0122,7505,0520,007NK4, кВт5,5510,2515,3620,5725,5730,0333,6436,0737,0036,138NW4, кВт0,070,320,871,843,365,558,5212,4117,3223,39

Рисунок 1.3 - Скоростная характеристика автомобиля

Рисунок 2.4 - Тяговая характеристика автомобиля

Рисунок 2.5 - Динамическая характеристика автомобиля

Рисунок 2.6 - Характеристика ускорений автомобиля

Рисунок 2.7 - Величина обратная ускорению

.6 Характеристика разгона автомобиля

Приемистость - способность автомобиля быстро набирать скорость и характеризуется временем и путем разгона.

Характеристика разгона автомобиля - это зависимость времени t сек и пути SM от скорости движения автомобиля при разгоне с полным открытием дроссельной заслонки карбюратора.

Время и путь разгона определяется графоаналитическим способом.

2.6.1 Время разгона автомобиля

Для определения времени разгона необходимо воспользоваться методами графического интегрирования. Для этого подсчитываются значения обратных ускорений и заносятся в таблицу 2.2, а потом строятся кривые изменения указанных величин в зависимости от скорости на повышающих передачах, с помощью которых можно определить время разгона в любом интервале скоростей (рисунок 2.6).

Например от Va¢ до Va¢¢ определяется площадью, ограниченной соответствующими ординатами кривой значений обратных ускорений и осью абсцисс:

(2.26)

гдеm1 - масштаб в котором отложена величина обратная ускорению,

m2 - масштаб в котором отложена скорость Va.

Для построения зависимости времени разгона от скорости всю площадь под кривыми обратных ускорений для повышенных передач разбивают на участки, ширина которых выбирается поменьше для лучшей точности.

Время разгона определяется суммой площадок, то есть:

(2.27)

……………………………

При разгоне автомобиля с места отсчет ведется со скорости, которая соответствует минимальной постоянной частоте вращения коленчатого вала двигателя nmin при полной подаче топлива на второй передаче. В действительности разгон автомобиля становиться практически неизменным при Va¢¢ =(0,9…0,95) Va. Поэтому время разгона определяется для скорости на 5…10% меньше максимальной.

Результаты расчета заносятся в таблицу 2.3.

2.6.2 Путь разгона автомобиля

По кривой времени разгона можно найти путь разгона автомобиля в данных границах изменения скорости и построить кривую разгона.

Путь разгона можно подсчитать по уравнению:

,(2.28)

гдеm2 - масштаб, в котором отложена скорость Va,

m3 - масштаб, в котором отложено время t сек.

Правая часть уравнения соответствует площади между кривой зависимости времени разгона от скорости и осью ординат в пределах времени t¢ - t¢¢, то есть площадь, ограниченная двумя горизонтальными прямыми, вертикальной осью и кривой времени, определяет в соответственном масштабе путь разгона в выделенном интервале времени и в диапазоне изменения скорости от Va¢ до Va¢¢.

Для построения кривой пути разгона используют тот же метод, что и для построения кривой времени разгона.

(2.29)

……………………………

Полученные значения пути разгона заносятся в таблицу 2.3, и строится график пути разгона автомобиля (рисунок 2.8 и рисунок 2.9 соответственно).

Таблица 2.3 Характеристика разгона автомобиля

, км/ч5,315,922,93040506578,4104121145t, c01,392,233,14,56,39,212,823,435,6370s, м04,18,514,928,951,097,91704448276133

Рисунок 2.8 - Время разгона автомобиля

Рисунок 2.9 - Путь разгона автомобиля

2.7 Мощностной баланс автомобиля

Для решения ряда задач по тягово-скоростным и экономическим качествам автомобиля применяется мощностной баланс, который имеет вид:

(2.30)

где NK - мощность, которая подводится от двигателя к ведущим колесам;

Nf - мощность, которая тратится на преодоление сопротивление качения;

Ni - мощность, которая тратится на преодоление подъема;

Nj - мощность, которая тратится на ускорение автомобиля;

NW - мощность, которая тратится на сопротивление воздуха.

Мощностной баланс автомобиля при установившемся режиме движения:

(2.31)

Мощностной баланс автомобиля изображает зависимость мощностей NK, Ny, NW, от скорости движения Va.

, кВт(2.32)

Полученные значения заносим в таблицу 2.4 и изображаем графически мощностной баланс автомобиля (рисунок 2.10).

Таблица 2.4 Мощностной баланс автомобиля

Nе, кВт5,9711,0216,5122,1227,4932,2936,1638,7839,7838,84NK, кВт5,5510,2515,3620,5725,5730,0333,6436,0737,0036,13NW, кВт0,070,320,871,843,365,558,5212,4117,3223,39Ny+NW, кВт1,072,043,395,277,8311,2215,5921,1027,9036,13

Рисунок 2.10 - Мощностной баланс автомобиля

.8 Топливная экономичность автомобиля

Топливная экономичность оценивается в путевых затратах топлива в литрах на 100 км пути, пройденного автомобилем при установившемся движении по формуле:

, л /100 км(2.33)

гдеge - удельные затраты топлива;

Ne - мощность двигателя необходимая для движения автомобиля с заданной скоростью в конкретных дорожных условиях;

rТ - плотность топлива, для бензина rТ = 0,825 кг/л.

Для нахождения удельных затрат топлива применяют приближенные методы:

ge = К¢ К¢¢,(2.34)

где- удельные затраты топлива при максимальной мощности двигателя;

К¢ - коэффициент характеризующий расход топлива в зависимости от оборотов двигателя (скоростной коэффициент расхода топлива);

К¢¢ - коэффициент характеризующий расход топлива в зависимости от загрузки двигателя (нагрузочный коэффициент расхода топлива).

Коэффициенты К¢ и К¢¢ находят по текущим значениям оборотов двигателя пе и максимальным оборотам nN, текущим значениям мощности Ne и максимальной мощности Neвн.

(2.35)

(2.36)

Удельные затраты топлива при максимальной мощности как правило на 5…10% больше минимальных удельных затрат , что зависит от конструкции и типа двигателя:

= 270 ;

= 280 .

При расчете топливных характеристик установившегося движения для соответствующего значения мощности двигателя принимаются значения y1, y2, y3 из динамической характеристики на высшей передаче с соответственными значениями скоростей:

(2.37)

Расчетные значения заносятся в таблицу 2.5, строятся графики зависимостей QS от Va, и ge от Va (рисунок 2.11).

Таблица 2.5 Топливная экономичность автомобиля

ПараметрыVa, км/ч20,7134,5248,3362,1475,9589,76103,57117,38131,19145,00пе, мин8501417198325503117368342504817538359500,20,30,40,50,60,70,80,91,01,1Neвн, кВт5,9711,0216,5122,1227,4932,2936,1638,7839,7838,84К¢1,1181,0541,0070,9760,9590,9540,9610,9760,9991,027y1 = 0,026Ne, кВт1,923,415,237,5110,3713,9618,3823,7930,3038,050,320,310,320,340,380,430,510,610,760,98К¢¢1,471,511,481,411,301,171,030,930,900,99ge, 458,9444,0417,4384,5348,4311,6277,9253,9251,9284,7QS, л/100 км5,555,355,255,255,305,435,726,247,059,06y2 = 0,048Ne, кВт3,486,018,8712,1916,1020,7226,1832,6340,1848,970,580,550,540,550,590,640,720,84________К¢¢0,950,991,000,980,950,910,900,92________ge, 297,7290,9280,7267,9254,8244,4241,5252,3________QS, л/100 км6,676,356,256,286,506,847,408,50________y3 = 0,070Ne, кВт5,048,6112,5116,8721,8227,4833,9941,4750,0659,900,840,780,760,760,790,850,94____________К¢¢0,920,900,900,900,910,930,97____________ge, 289,2266,8253,8246,1243,6247,7260,7____________QS, л/100 км8,58,18,08,18,59,210,4____________

Рисунок 2.11 - Топливно-экономическая характеристика автомобиля

3. Конструирование и расчет передней подвески

При проектировании подвески современного автомобиля должен быть решен целый комплекс тесно связанных между собой вопросов, которые обеспечат требуемую плавность хода. Управляемость и устойчивость, а также достаточную долговечность всех деталей подвески ходовой части и пневматических шин.

При проведении проектировочного расчёта следует придерживаться следующей последовательности:

а) технико-экономическое обоснование и выбор конструктивной схемы подвески;

б) выбор вертикальной упругой характеристики подвески;

в) выбор и согласование кинематики подвески;

г) построение кинематической характеристики подвески;

д) проектирование основного упругого элемента подвески;

е) расчёт характеристики и выбор амортизатора;

ж) расчёт колебаний и плавности хода автомобиля;

и) определение нагрузочных режимов элементов подвески;

к) расчёт элементов подвески на прочность;

л) выводы о работоспособности проектируемой подвески и её элементов.

3.1 Выбор вертикальной упругой характеристики подвески

Упругая характеристика подвески - это зависимость между вертикальной нагрузкой Р и деформацией подвески f, измеренной непосредственно над осью колеса.

Cобственная частота колебаний подрессоренных масс должна находится в пределах, соответствующих колебаниям тела человека при спокойной ходьбе, то есть примерно n=75 кол./мин.

Тогда статический прогиб подвески равен:

fст= = 0,159 м=159 мм (3.1)

Определяем статическую нагрузку Рст:

Рст=G1-Gн.ч(3.2)

где G1=М1?g - вес, приходящийся на переднюю ось при полной загрузке;

(3.3)

1=666,16?9,81=6535 Н

Gн.ч=m1?g=21,5?9,81=210,9 Н - вес неподрессоренных частей;

Рст=6535-210,9=6324 Н

Динамический ход колеса вверх от хода сжатия

дв=Кеfcт=0,8?159=128 мм(3.4)

Динамический ход колеса вниз от хода отбоя

fдн=Коf2=0,8?89,2=71,68 мм(3.5)

где f2=К?еfдв=0,7?128=89,2 мм - перемещение колес подвески до включения ограничителя при ходе сжатия.1=К?еfдн=0,7?71,68=50 мм - перемещение колес при ходе отбоя.

Динамическая нагрузка определяется:

Рд=КдРст=2?6324=12648 Н(3.6)

Определяем приведенную жесткость подвески:

Ср=Рст/fст=12648/0,159=79 547 Н/м(3.7)

Определяем жесткость верхнего упора:

С?уп=(РД-2Срf2)/(fдв-f2)(3.8)

С?уп =(12648-79547?0,0892)/(0,128-0,0892)=143,1 кН/м

Определяем жесткость нижнего упора:

С??уп=(Рст-2Срf1)/(fдн-f1)(3.9)

С??уп =(6324-79547?0,05)/(0,07168-0,05)=108,24 кН/м

Для значений перемещений от -71,68 до 128 мм через каждые 5 мм определим силу упругого сжатия (растяжения) в подвеске. По результатам расчёта построим вертикальную упругую характеристику подвески.

Рисунок 3.1 - Вертикальная упругая характеристика подвески

3.2 Анализ кинематики подвески

В данном дипломном проекте цель разработки направляющего аппарата подвески не ставилась. Поэтому ограничимся здесь анализом кинематики подвески автомобиля, аналогичного проектируемому ЗАЗ-1102 «Таврия».

Изобразим кинематическую схему передней подвески автомобиля (рисунок 3.2).

Рисунок 3.2 - Кинематическая схема передней подвески

Определим зависимости между перемещением центра колеса и изменением колеи и угла развала

Из рисунка 3.2 можно записать

(3.10)

где О1В=286.9 мм

О1А=359,5 мм

О2В=557,8 мм

- перемещение центра колеса.

Угол развала равен

,(3.11)

где rc=267 мм

Подсчитаем значения изменения колеи и угла развала с помощью программы Microsoft Excel, результаты занесём в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 - Результаты расчёта кинематики передней подвески

Перемещение колеса, ммУгол развала, градИзменение колеи, ммПеремещение колеса, ммУгол развала, градИзменение колеи, мм25-0,24-1,10-753,6316,8930-0,23-1,06-703,2415,0935-0,20-0,92-652,8713,3840-0,15-0,71-602,5311,7845-0,09-0,40-552,2110,28500,00-0,01-501,918,88550,100,47-451,637,57600,221,04-401,376,36650,371,70-351,135,25700,532,45-300,914,22750,713,29-250,713,29800,914,22-200,532,45851,135,25-150,371,70901,376,36-100,221,04951,637,57-50,100,471001,918,8800,00-0,011052,2110,285-0,09-0,401102,5311,7810-0,15-0,711152,8713,3815-0,20-0,921203,2415,0920-0,23-1,061253,6316,89

По данным таблицы 3.1 построим график кинематической характеристики (рисунок 3.3)

Рисунок 3.3 - Кинематическая характеристика подвески

.3 Расчёт пружины

Для расчета пружины необходимо определить жесткость пружины:

Спр=Спод ?0=39773?0,7679=30,542 кН/м(3.12)

где: Спод - жесткость подвески

?0= - передаточная функция, направляющего аппарата при положении статического равновесия.

Определяем средний диаметр пружины:

(3.13)

где: G=7,6?104 МПа - модуль упругости пружинной стали при кручении.

Рк=Рст/2 - усилие на рычаг подвескир= 9 - число рабочих витков

? = 90 МПа - допустимая контактная напряжения

К= D/d ? 7

Определяем диаметр проволоки:

(3.14)

Полное число витков пружины:

=Пр+1,5= 10,5(3.15)

Деформация пружины:

=(fст+fдв) Zn/Zp=(159+128)?0,025= 7,2 мм(3.16)

Минимальная длина пружины:

min=n?d+1,5 (n-2)=10,5?12+1,5?8,5= 138 мм(3.17)

Максимальная длина пружины при свободном состоянии

lmax=lmin+fст=138+160= 298 мм.(3.18)

Касательные напряжения, которые возникают при динамической нагрузке, сравниваем с допустимыми напряжениями:

?max= К(Рj?D)/2Wр=

=(3162?9,6?10-3)/(2?0,1?(1,2?10-3)4)= 745,925 МПа (3.19)р=Пd3/16(3.20)

К=1+1,5d/Dср=1+1,5?12/96= 1,1875 - коэффициент формы пружины

?max? [?]

,25 < 900 МПа

Пружина изготавливается из стали 60С2А.

.4 Выбор и расчёт амортизатора

При выборе характеристики амортизаторов задаем величину парциального коэффициента апериодичности, рассматривая подвеску как одномассовую систему.

В данном дипломном проекте разрабатывается амортизатор с переменным демпфированием, поэтому расчёт будем вести для трёх случаев: 1) Условие обеспечения оптимального демпфирования для автомобиля с частичной нагрузкой

) Условие обеспечения оптимального демпфирования для автомобиля с полной нагрузкой

) Спортивный режим - коефициент демпфирования в полтора раза больше, чем в первом расчётном случае

) Расчёт характеристики амортизатора для автомобиля с частичной нагрузкой

переднеприводный автомобиль амортизатор подвеска

(3.21)

(3.22)

где

y = 0,15…0,3

a=Ко/Кс= 2…5 - коэффициент апериодичности при ходе отбоя и сжатия, принимаем равным 2.

Крефициенты демпфирования

при сжатии

Кс1=2К1/(1+a)=2?728/(1+2)= 485,3 Н?с/м(3.23)

при отбое

Ко1=a?К1=2?728=1456 Н?с/м(3.24)

Коэффициент демпфирования амортизатора:

(3.25)

Определяем усилия при ходе сжатия и отбоя:

Ро1= Ко1?Vо=1456?0,3=-757 Н при Vо=0,3 м/с

Ро1= Ко1?Vо=1456?0,4=-582 Н при Vо=0,4 м/с

Ро1= Ко1?Vо=1456?0,52=-437 Н при Vо=0,52 м/с

Рс1= Кс1?Vс=485,3?0,3=145,6 Н при Vс=0,3 м/с

Рс1= Кс1?Vс=485,3?0,4=194,12 Н при Vс=0,4 м/с

Рс1= Кс1?Vс=485,3?0,52=254,2 Н при Vс=0,52 м/с

Определяем среднюю мощность, поглощения амортизатором при колебаниях:

ср=(1/4) V2max(Ко+К2)=(1/4)?0,522(1456+485,3)= 131,2 Вт

Наружный радиус цилиндра амортизатора определяется:

Определяем диаметр поршня:

) Расчёт характеристики амортизатора для автомобиля с полной нагрузкой

где

y = 0,15…0,3

a=Ко/Кс= 2…5 - коэффициент апериодичности при ходе отбоя и сжатия, принимаем равным 2.

Крефициенты демпфирования

при сжатии

Кс2=2К/(1+a)=2?801/(1+2)= 534 Н?с/м

при отбое

Ко2=a?К=2?801=1602 Н?с/м

Коэффициент демпфирования амортизатора:

Определяем усилия при ходе сжатия и отбоя:

Ро2=Ко2?Vо=1602?0,3=-833 Н при Vо=0,3 м/с

Ро2=Ко2?Vо=1602?0,4=-641 Н при Vо=0,4 м/с

Ро2=Ко2?Vо=1602?0,52=-481 Н при Vо=0,52 м/с

Рс2=Кс2?Vс=534?0,3=160,2 Н при Vс=0,3 м/с

Рс2=Кс2?Vс=534?0,4=213,6 Н при Vс=0,4 м/с

Рс2=Кс2?Vс=534?0,52=277,7 Н при Vс=0,52 м/с

) Расчёт характеристики амортизатора для спортивного режима

Крефициенты демпфирования

при сжатии

Кс3= Кс1?1,5=485,3?1,5=728 Н?с/м(3.26)

- при отбое

Ко3= Ко1?1,5=1456?1,5=2184 Н?с/м(3.27)

Определяем усилия при ходе сжатия и отбоя:

Ро3=Ко3?Vо=2184?0,3=-655 Н при Vо=0,3 м/с

Ро3=Ко3?Vо=2184?0,4=-874 Н при Vо=0,4 м/с

Ро3=Ко3?Vо=2184?0,52=-1136 Н при Vо=0,52 м/с

Рс3=Кс3?Vс=728?0,3=218,4 Н при Vс=0,3 м/с

Рс3=Кс3?Vс=728?0,4=291,2 Н при Vс=0,4 м/с

Рс3=Кс3?Vс=728?0,52=378,6 Н при Vс=0,52 м/с

Рисунок 3.4 - Характеристика амортизатора

3.5 Расчёт нагрузочных режимов

В этом разделе ограничимся рассмотрением трёх нагрузочных режимов

) Динамическая нагрузка. Этот нагрузочный режим соответствует проезду автомобиля через неровность значительной высоты с заданным коефициентом динамичности (в нашем случае Кд=2). При этом наблюдаются максимальные вертикальные усилия.

) Торможение. Этот нагрузочный режим соответствует торможению при небольшой начальной скорости. В этом случае возникают максимальнве продольные силы.

) Занос. Этот нагрузочный режим характеризуется максимальными поперечными усилиями в подвеске.

Вертикальная реакция веса на рычаг подрессоренных масс приложенная в центре пятна контакта колеса с дорогой, может быть разложена на две составляющие

W=Р+R

где: Р - сила вызывающая растяжение нижнего рычага; R - в свою очередь может быть разложена на силу S - вызывающую сжатиеупругогоэлемента и Q - воспринимаемую направляющей штока.

Реакция веса на колесо за вычетом 25 кг неподрессоренных масс W=263 кгс= 2630 Н.

Из решения силовых треугольников имеем:

Р=77 кг, R=278 кг, S=276 кг, Q=36 кг

Боковая сила Q создающая постоянную нагрузку на направляющую к поршню, является весьма нежелательной, т. к. будет постоянно-действующей и вызывает увеличенный износ в опорах трения стойки, а также снижает чувствительность подвески.

Рисунок 3.5 - Схема действующих сил

Для исключения выше указанного недостатка в проектируемой подвеске принимаем решение расположить ось упругого элемента - поршня, по направлению действия составляющей R.

В этом случае, в статическом положении, силы Q=0, а также включаем в работу буфер сжатия, ось которого совпадает с осью стойки. Тогда силы воздействующие на элементы подвески от статической нагрузки будут:

W=263 кг, P=77 кг, R=278 кг, S=0, Q=0

І. Определяем усилия, действующие на передние (ведущие) колеса:

Рисунок 3.6 - Схема сил действующих на автомобиль

Gа=980 кг; L=2300 мм; в=1221 мм; а=1079 мм; hд=52,5 см

а) автомобиль неподвижен:

Z?1=Z??1=GаВ/2L=980?1221/2?2300=259,9 кг » 260 кг=2600 Н

б) автомобиль преодолевает препятствие:

Z?10=Z??10=КдZ?1=2?260=520 кг=5200 Н

Кд =2 - коэффициент динамичности

в) торможение автомобиля:

Z?1t=Z??1t=(Gа(В+jв?hд)/2L=(980 (122,1+0,8?52,5)/2?230=350 кг=3500 Н

Х?1t=Х??1t=j ?Z?1t=0,8?350=280 кг=2800 Н

г) боковое скольжение (занос):

Z?13=(GаВ/2L) (1-2hд?j3/В)=260 (1-2?52,5?1/128)=46,7 кг=467 Н,

внутреннее колесо;

Z?13=(GаВ/2L) (1+2hд?j3/В)=260 (1+2?52,5?1/128)=473,2 кг=4732 Н, наружное колесо;

У?=j3?Z?13=1?48,7=48,7 кг внутреннее колесо;

У??=j3?Z??13=1?473,2=473,2 кг наружное колесо;

ІІ. Определяем распределение усилий между верхним шарниром, принадлежащим «свече» и нижним шарниром принадлежащим рычагу.

Усилия распределяем по отношению к оси поворота, как показано на рисунке 3.7:

а) автомобиль неподвижен:

Z??1-q=260-25 кг=235 кг=2350 Н

где q=25 кг - вес неподрессоренных масс

a=150; a0=10; a1=150+10=160

Z1=(Z??1-q)?cos160=235?0,96126=225 кг=2250 Н

Z2=(Z??1-q)?sin160=235?0,27564=64,7 кг=647 Н

Рисунок 3.7 - Схема распределения усилий

Z2?198,5/637=64?198,5/637=20,1 кг; 64?438,5/637=44,3 кг=443 Н

Z1?100/637=225?100/637=35,3 кг; 35,3-20,1=15,2 кг ^ АВ= 152 Н

,3+35,3=79,6 кг по линии EG.

Силу 79,6 кг приложенную в шарнире «G» раскладываем на составляющие.

Рычагом воспринимается сила 95 кг, лежащая в плоскости рычага, ^ оси его сил 36 кг воспринимается в точке E т.е. в пружину

+36=261 кг

б) автомобиль преодолевает препятствие

При этом режиме точка А и точка О как бы остаются на месте, а колесо точками В и С (рис. 3.5) как бы поднимается вверх на 87 мм

Z1=Z??10?cos160=520?0,96126=499,8 кг=4998 Н

Z2=Z?10?sin160=520?0,27564=143,3 кг=1433 Н

,3?198,5/655=43,4 кг;

,3?356,5/555=92 кг=920 Н;

,8?100/555=90 кг= 900 Н.

Расстояние РС = 100 мм

-43,4=46,6 ^ АВ в точке А

+92=182 ^ АВ в точке В

Силу 182 кг приложенную в точку В раскинем на составляющие, по методике, аналогичной предыдущему расчётному случаю:

Рычаг воспринимает силу 210 кг, лежащую в плоскости рычага ^ оси его качения. Сила 24 кг воспринимается в точке А.

,8+24=523,8 кг= 5238 Н

Максимальное усилие воспринимаемое пружиной:

Рпрmax=430 кг=4300 Н

Следовательно 523,8-430=93,8 кг=938 Н воспринимается в точке А ограничителя хода передней подвески, и так имеем

в) торможение

Рисунок 3.8 - Схема сил, действующих на автомобиль при торможении

При торможении автомобиля происходит перераспределение нагрузок на передние и задние колеса. Величина дополнительной нагрузки на каждое из передних колес определяется по формуле:

W?=(Gа??j?hg)/(2?g?L)

Gа - полный вес

j - максимальная замедления при торможении м/с2

W?=(980?9?0,525)/(2?9,81?2,3)=107,8 кг=1078 Н

Нагрузка на передние колеса будет при этом:

Wт=W+W?=249,9+107,8=351,7 кг=3517 Н

W=Gа?051/2=980?051/2=249,9 кг=2499 Н

,51 - часть общего веса автомобиля, приходящегося по развеске на переднюю ось.

За силу, действующую на подвеску колес в вертикальной плоскости, принимаем силу W?? равную разности между нагрузкой на колесо и весом колеса g, включающим в себя вес неподрессореной части подвески:

W??=Wт-g=351,7-25=526,7 кг=5267 Н

Рассмотрим действие силы торможения:

Хт=Wт?m

где: m - коэффициент трения скольжения резиновой шины по поверхности дороги m=0,7

Хт=351,7?0,7=246,19 кг=2461,9 Н

Тормозной момент:

Мт=Хт?Zк=246,19?0,252=62,1 кгс?м=621 Н?м

Усилие, действующее на тормозной момент:

Sв=Sм=Мт/(а+в)=62,1/0,615=100,8 кг= 1000 Н

а=548 мм

в=67 мм

Усилие от действия шины Хт определяется по формуле:

Хв=Хт?в/(а+в)=246,19?9,67/615=26,8 кг=268 Н

Хм=Хт?а/(а+в)=246,19?548/615=219,3 кг= 2193 Н

Результирующая сила, действующая на верхнюю опору стойки в продольной плоскости автомобиля:

Qпр=Sв-Хв=74 кг=740 Н

Результирующая сила, действующая на верхнюю опору стойки подвески в режиме торможения:

= 74 кг=740 Н

Шаровый палец нижнего рычага передней подвески нагружен силой, продольной плоскости автомобиля

Sн+Хн=100,8+219,3=320,1 кг

Результирующая сила, действующая на нижний шаровый палец при торможении:

=339,6 кг

Определяем усилие действующие на детали подвески при заносе автомобиля.

При заносе автомобиля, когда вес передается на одно колесо:

W=G?0,51-qк=Gпер-qк=499,8-25=474,8 кг=4748 Н

У=Gпер?m=499,8?0,7=349,86 кг=3498,6 Н

Gпер - вес приходящийся на передок автомобиля. Боковую силу «У» переносим в точку О и получаем при этом момент:

Му=У?Zк=349,86?0,254=88,86 кгс?м=888,6 Н?м

Момент Му будет вызывать равные силы Рв и Рн, направленные в противоположные стороны

Рв=Рн=Му/(а+в)=88,86/0,615=144,48 кг= 1444,8 Н

Усилия от силы У:

У?=У?а/(а+в)=349,86?548/615=311 кг=3110 Н

У??=У?в/(а+в)=349,86?67/615=38,1 кг=381 Н

Усилие, действующее на нижний шаровый палец от поперечной составляющей силы:

У?+Рн=311+144,48=455,48 кг=4554,8 Н

Усилие, действующее на нижний шаровый палец от вертикальной силы W, определяется по вертикальной диаграмме Р=182,5 кг.

Результирующая сила, действующая на нижний шаровой палец равна:

Ррез=У?+Рн+Р=311+144,48+182,5=637,98 кг=6379,8 Н

3.6 Расчёт деталей подвески на прочность и долговечность

Расчет рычага передней подвески.

а) рычаг передней подвески изготовливается из стали 10Г2 листов ГОСТ 1542-71

sв=40¸58 кг/мм2; sт=22,5 кг/мм2;

sв=48¸58 кг/мм2; sт=27 кг/мм2;

б) реактивная штанга передней подвески изготавливается из сталь 60СТА ГОСТ 1051-73 калибров 20-02мм

t0зак=870С, масло t0обр=4200С

sт=140 кг/мм2; sв=160 кг/мм2; sт/sв=0,875; НВ=363

sв=123,42 кг/мм2; sт=0,875?123,42=108 кг/мм2

Определяем реакцию в опорах:

а) по отношению к осям сайлент-блоков (оси сайлент-блоков совпадают с осью качения рычага);

б) по отношению к расчетным осям деталей, действующие силы лежат в плоскости рычага

аналогично при Р=217

коэффициент y=217/95=2,2842

,5?y=65 кг; 73?y=167 кг; 22?y=50 кг; 78,5?y=179 кг;

?y=4,5 кг; 36?y=82 кг; 4?y=9 кг;

Расчет на прочность реактивной штанги Æ 20 по всей длине:

W4=0,1d3=0,1?23=0,8 см3

f=0,785?22=3,14 см2

Худшие условия торможения.

l=5,2 см; t=0; R1=262,5 кг; R2=337 кг

sS=(262,5?5,2/0,5832)+(337/2,54)=2473£dт=10500 кг/см2

l2=45 см; t=3,8 см; R?1=426,5 кг; R2=38 кг

Сечение 2-2. (рисунок 3.15.)

sS=sк1+sк2+sр=(426,5?3,8+38?45)/0,5832+(426,5/2,54)=5879 кг/см2

n=sт/sS=10500/5879=1,78

Результаты расчета для различных режимов движения приведены в таблице 3.4.

Таблица 3.4 - Результаты расчета для различных режимов

Параметрысечение 2-2статикапереезд препятствийдвижение впередторможениезаносsS5571261208858792633n18,88,55,031,78~ 4

Проверяем штангу на продольную устойчивость. Худший случай является занос.

J=Пd4/64=3,14?24/64=0,785 см4

W=J/0,5d=0,785/1=0,785 f=2,54 см2; z=W/f=0,785/2,54=0,309

m=t2/p=3,8/0,309=12,29

l=l?m/і=49?0,7/0,555=61,8

jвп=j(m;l)=0,667; [sсм]=sт/n=10500/2,4=4375 кг/см2

[sЧ]=jвп[sсм]=0,667?4375=2918 кг/см2

sсм=Р2/f=180/2,54=71; [s]у=2918>dсм

Расчет рычага на прочность

f1=2?3,9?0,3=2,34; f2=0,3?4,9=1,47

fS=3,81

m1=2,34?1,95=1,563; m2=1,47?3,75=5,512; mS=10,076

l=10,076/3,81=2,64; l2=3,9-2,64=1,26; l5=2,64-0,3=2,34

і1х=(2?3,93?0,3)/12+2,34 (2,64-1,9)2=4,08

і2х=(0,33?4,9)/12+1,47 (3,75-2,64)2=1,822; JSх=5,902 см4

W1х=5,902/2,64=2,236 см3; W2х=5,902/1,26=4,684 см2

Wкр=(2?3,4+4,9)/3=0,31; W1у=W2у=18,77/2,75=6,828 см3

і1у=(2?3,9?0,32)/12+2,38?2,62=15,836

і2у=(0,3?0,93)/12=2,94

JуS=18,77 см2

Сечение 3-3 из рисунке 3.17.

l=4 см; t3=0; S=0,91

R1=372¯, R2=145 - худший случай занос.

sN=sку+sсм+sкн=(145?4/5,96)+(372?1/4,32)+(372?0,91/4,24)=270 кг/см2

tкр=145?0,91/0,432=305 кг/см2

fS=4,32 см2; mS=14,742 см3; l1=14,742/7,32=3,41 см; l2=6,7/3,41=2,29;

f3=3,2-2,29=0,91 см2

JSх=14,46 см4; JSу=10,012 см4

Wіх1=14,46/3,41=4,24 см3; Wіх2=14,46/2,29=6,31 см3

Wіу1=Wіу2=10,012/1,8=5,56 см3

Wкр=(2?5,7+3)?0,33/3=0,432 см3

Сечение 5-5 рассмотрим по рисунку 3.17.

l5=23,5; t5=1,9; S5=2,34

Худший случай занос.

tср=145/4,32=34 кг/см2

кг/см2

n=dт/dS=2250/732,5=3,07

sN=(400?1,9/6,828) - (20?23,5/6,828)+(400?2,34/2,236)+(400?1/3,8)=566 кг/см2

tкр=20?2,34/0,831=123 кг/см2; tср=20/3,81=5

кг/см2

Таким образом, наиболее опасным для данной детали является сечение 3-3, но она имеет достаточный запас прочности даже в худших расчетных случаях n=3,07.

Расчёт шарового пальца нижнего рычага

Расчет шарового пальца проводится для случая заноса автомобиля. Сила, действующая на палец:

Ррез=725,85 кг; l=24 мм; d=15 мм

Напряжения изгиба в сечении І-І

sи=Ми/Wи=Ррез?l/0,1d3=725,85?2,4/0,1?1,53=5161,6 кг/см2<tт

Напряжение среза пальца:

sср=Риз/Fср=725,85/1,767=410,78 кг/см2

[sср]=0,3sт=0,3?8500=2550 кг/см2

т.е. материал для пальца сталь 30Х ГОСТ 4543-71;

dв=90-100 кг/см2

dт=8500 кг/см2

4.Технология сборки и установки на автомобиль передней подвески

4.1Описание конструкции и назначения сборочного узла. Анализ технологичности

Передняя подвеска автомобиля ЗАЗ-1102 «Таврия» - независимая, типа «качающаяся свеча», конструктивно состоит из двух основных частей - правой и левой. Основным элементом правой или левой части подвески является амортизационная стойка, на которой установлены пружина и буфер сжатия, являющиеся упругими элементами подвески.

Амортизационная стойка выполняет несколько функций: является гидравлическим телескопическим амортизатором двухстороннего действия, служит направляющим аппаратом передней подвески; с помощью кронштейна, приваренного к резервуару амортизационной стойки, осуществляется поворот передних колес вокруг штока.

Верхняя опора стойки представляет собой резино-металлический элемент для гашения высокочастотных колебаний, возникающих при движении по неровностям дороги, а также обеспечивает угловое перемещение стойки. Опорный подшипник обеспечивает поворот стойки вокруг своей оси при повороте колес. На штоке стойки установлен резиновый буфер, ограничивающий ход колес вверх. Для ограничения хода колеса вниз, буфер установлен внутри амортизатора на штоке. Под верхний конец пружины установлен резиновый чехол для защиты штока амортизационной стойки.

Амортизационная стойка крепится к кулаку с помощью двух болтов через отверстия в кронштейне стойки. В месте крепления верхнего болта предусмотрена возможность регулировки угла развала передних колес.

Рычаг подвески в сборе состоит из штампованного рычага, реактивной штанги и корпуса шарового шарнира.

Шаровый шарнир (нижняя опора) неразборной конструкции, состоит из корпуса, в котором имеется гнездо для шарового шарнира. В корпусе установлен шаровый палец с вкладышами, упорная шайба, пружина и заглушка, завальцованная по окружности в корпусе. Шаровый шарнир соединен с рычагом двумя болтами.

Палец шарового шарнира крепится в клеммовом зажиме кулака и стопорится с помощью стяжного болта. В штампованный рычаг запрессован сайлентблок, который крепится к кронштейну кузова болтом. Реактивная штанга к кузову крепится с помощью сайлентблока, установленного внутри кронштейна. Кронштейн крепится к кузову тремя болтами.

Одним из факторов, которые оказывают существенное влияние на характер технологических процессов, является технологичность конструкции изделия соответствующих его деталей. Чем меньше трудоёмкость и себестоимость изготовления изделия, тем более оно является технологичным.

Количественные критерии технологичности:

Коэффициент преемственности:

, (4.1)

Коэффициент унификации:

, (4.2)

Коэффициент стандартизации:

, (4.3)

где n = 58 шт. - общее количество деталей в узле;ор = 16 шт. - количество оригинальных деталей в узле;ун = 11 шт. - количество унифицированных деталей в узле;ст = 31 шт. - количество стандартных деталей в узле;

Проверка:

, (4.4)

(4.5)

Таким образом, судя из расчёта и анализа результатов, следует, что данный узел имеет хорошие показатели технологичности, так как коэффициент стандартизации Кст наибольший среди показателей технологичности данного узла. Относительно низкое значение коэффициента унификации объясняется тем, что, несмотря на конструкционную схожесть передней подвески ЗАЗ-1102 с подвеской ВАЗ-2108 и использованием деталей, применявшихся на автомобилях ЗАЗ-968М и ЗАЗ-965, данный узел является оригинальной разработкой Запорожского автомобильного завода.

4.1.1 Выбор типа производства и формы организации сборочных работ

Производственная программа содержит номенклатуру изготавливаемых изделий с указанием их типов и размеров, количество изделий каждого наименования, подлежащих выпуску в течение года, перечень и количество запасных деталей к выпускаемым изделиям.

Такт выпуска - это максимальный интервал времени, через который должно выходить готовое изделие (узел или деталь), чтобы выполнить производственную программу.

Такт выпуска определяется по формуле:

, (4.6)

где Фд - действительный годовой фонд времени работы оборудования:

, (4.7)

D - количество рабочих дней в году, D = 254 дня;

с - количество рабочих часов в смену, с = 8 часов;

m - количество смен в одном рабочем дне, m = 1;

N - годовая программа выпуска изделий, N = 150000?2=300000 узл/год;

?эф - коэффициент использования эффективного времени, учитывающий потери на непредвиденный простой и ремонт оборудования, ?эф = 0,97.

Таким образом, при такте выпуска ? = 0,39 мин/шт. и программе выпуска N=35000 узл/год целесообразно применить на данном предприятии массовый тип производства.

Исходя из конструкции рассматриваемого узла и его технологичности, формой организации сборочных работ будет являться поточная сборка, при которой продолжительность каждой операции равна или кратна такту выпуска.

4.1.2 Разработка и нормирование технологического процесса сборки

Технологический процесс сборки - это совокупность операций по соединению деталей в определённой технически и экономически целесообразной последовательности для получения сборочных единиц и изделий, полностью отвечающих установленным на них требованиям.

Составление технологического процесса сборки выполняется в соответствии с ГОСТ 14.301-83.

Составляется технологическая схема сборки и установки передней подвески автомобиля ЗАЗ-1102, для чего вначале в качестве базовой детали выбирается кузов автомобиля.

Составляется маршрут слесарно-сборочных и регулировочных работ, а также производится нормирование по «Общемашиностроительные нормативы времени на слесарную обработку деталей и слесарно-сборочные работы по сборке машин и приборов в условиях массового, крупносерийного и среднесерийного типов производства» [6]. По найденным значениям операционного времени Топ определяется значение прибавочного времени Тприб и штучного времени Тшт по формулам:

Тприб = 14% Топ = 0,14 Топ; (4.8)

Тшт = Топ+ Тприб = Топ+0,14 Топ=1,14 Топ; (4.9)

Таблица 4.1 - Перечень слесарно-сборочных и регулировочных работ по сборке и установке передней подвески автомобиля ЗАЗ-1102 «Таврия»

№ пер.Наименование переходовВремя t, минПримечаниеtопtприбtшт1.Напрессовать обойму буфера 4 на корпус амортизатора 10,0800,01120,0912[6], к. 48,

поз. 3а2.Запрессовать втулку буфера 5 в буфер 60,0560,00780,0638[6], к. 48,

поз. 1а3.Напрессовать буфер в сборе на шток амортизатора0,0560,00780,0638[6], к. 48,

поз. 1а4.Запрессовать подшипник 10 в корпус опоры 110,0530,00740,0604[6], к. 32,

поз. 1а5.Обжать корпус опоры в четырех равнорасположенных местах0,0530,00740,0604[6], к. 32,

поз. 1а6.Установить на нижнюю чашку амортизатора пружину 70,0520,00730,0593[6], к. 40,

поз. 4д7.Установить на пружину 7 чехол защитный 80,0330,00460,0376[6], к. 40,

поз. 4а8.Установить чашку опорную 90,0280,00390,0319[6], к. 40,

поз. 2а9.Установить подсобранный узел в приспособление и сжать пружину0,440,06160,5016[6], к. 39, к. 38п. 5к10.Установить на выступающий ко-нец штока амортизатора опору стойки 110,0260,00360,0296[6], к. 40,

поз. 1а11.Установить ограничитель хода 130,0260,00360,0296[6], к. 40,

поз. 1а12.Установить прокладку 120,0260,00360,0296[6], к. 40,

поз. 1а13.Установить шайбу 39 на шток амортизатора0,0220,00310,0251[6], к. 53

поз. 2г14.Навить гайку 32 на резьбовую часть штока на 2-3 нитки0,0640,00900,073[6], к. 54

поз. 1з15.Затянуть гайку 320,0410,00570,0467[6], к. 56

поз. 2д16.Установить колпачок защитный 140,0840,01180,0958[6], к. 48

поз. 3б17.Взять поворотный кулак в сборе 2 и совместить его отверстия с отверстиями в корпусе амортизатора0,0570,00800,065[6], к. 38

поз. 19и18.Установить болт регулировочный 22 в верхнее отверстие0,0300,00420,0342[6], к. 52

поз. 1д19.Установить болт 27 в нижнее отверстие0,0300,00420,0342[6], к. 52

поз. 1д20.Установить шайбу 25 на болт 270,0180,00250,0205[6], к. 53

поз. 1б21.Установить 2 шайбы 39 на болты 22, 270,018×2= =0,0360,00500,041[6], к. 53 поз. 1б22.Навить 2 гайки 33 на болты 22, 27 на 2-3 нитки вручную0,064×2= =0,1280,01790,1459[6], к. 54 поз. 1з23.Затянуть 2 гайки 330,0250,00390,0319[6], к. 56

поз. 2б24.Взять амортизационную стойку в сборе, установить болты верхней опоры в отверстия чашки кузова0,0880,01230,1003[6], к. 38

поз. 23н25.Установить 3 шайбы 35 на болты верхней опоры0,016×3= =0,0480,00670,0547[6], к. 53 поз. 1а26.Навить 3 гайки 28 на 2-3 нитки0,057×3= =0,1710,02390,1949[6], к. 54 поз. 1е27.Затянуть 3 гайки 280,025×3= =0,0750,01050,0105[6], к. 56

поз. 2б28.Установить конец полуоси по шлицам в ступицу0,090,01260,1026[6], к. 77

поз. 7а29.Установить шайбу полуоси на выступающий конец полуоси0,0260,00360,0296[6], к. 53

поз. 4г30.Навить гайку полуоси на 2-3 нитки0,0670,00940,0764[6], к. 54

поз. 1и31.Затянуть гайку полуоси0,0430,00600,049[6], к. 56

поз. 3е32.Запрессовать сайлент-блок 15 в рычаг 160,1160,01620,1322[6], к. 32

поз. 4д33.Запрессовать сайлент-блок 18 в кронштейн реактивной штанги 190,0820,01150,0935[6], к. 32

поз. 1д34.Установить шайбу 20 на штангу реактивную 170,0270,00380,0308[6], к. 53

поз. 2з35.Конец штанги с нарезанной резьбой завести во внутреннюю втулку сайлент-блока кронштейна ре-активной штанги0,0340,00480,0388[6], к. 40

поз. 3б36.Установить вторую шайбу 20 на выступающий резьбовой конец штанги0,0200,00280,0228[6], к. 53

поз. 2в37.Навить гайку 34 на резьбовую часть штанги на 2-3 оборота0,0640,00900,073[6], к. 54

поз. 1з38.Установить подсобранный узел на штыри сборочного стенда0,0500,0070,057[6], к. 42

поз. 1б39.Установить 2 болта 21 головками в гнездо приспособления сборочного стенда0,020×2= 0,0400,00560,0456[6], к. 38 поз. 1а40.Установить на болты реактивную штангу0,0320,00450,0365[6], к. 40

поз. 2б41.Установить на болты рычаг0,0410,00570,0467[6], к. 40

поз. 2г42.Установить на болты шаровый шарнир 30,0410,00570,0467[6], к. 40

поз. 2г43.Установить на болты 2 шайбы 360,029×2= =0,0580,00810,0661[6], к. 40 поз. 1б44.Закрепить рычаг со стороны втулки сайлент-блока в приспособлении0,0200,00280,0228[6], к. 38

поз. 1а45.Навить 2 гайки 31 на 2-3 нитки0,059×2= =0,1180,01650,1345[6], к. 54 поз. 1ж46.Затянуть гайку 340,0430,00600,049[6], к. 56

поз. 3е47.Затянуть 2 гайки 310,024×2= 0,0480,00670,0547[6], к. 56 поз. 1а48.Взять рычаг в сборе и продеть шаровый палец в отверстие поворотного кулака0,0440,00620,0502[6], к. 40

поз. 1е49Установить болт 23 в отверстие поворотного кулака0,0320,00450,0365[6], к. 52

поз. 1а50.Установить шайбу 37 на болт0,0160,00220,0182[6], к. 53

поз. 1а51.Навить на болт гайку 30 на 2-3 нитки0,0570,00800,065[6], к. 54

поз. 1е52.Затянуть гайку 300,0210,00340,0274[6], к. 56

поз. 2а53.Установить 3 шайбы 38 на 3 болта 260,020×3= =0,0600,00840,0684[6], к. 53 поз. 1г54.Установить 3 шайбы 37 на 3 болта 260,020×3= =0,0600,00840,0684[6], к. 53 поз. 1г55.Совместить отверстия кронштейна реактивной штанги с отверстиями кронштейна кузова0,0390,00550,0445[6], к. 38

поз. 5ж56.Ввернуть 2 болта 26 в нижние отверстия кронштейна реактивной штанги на 2-3 нитки0,059×2= =0,1180,01650,1345[6], к. 54 поз. 1ж57.Определить зазор между кронштейном реактивной штанги и кронштейном кузова возле верхнего отверстия0,0700,00980,0798[6], к. 25,

поз. 54б58.Установить прокладку компенсационную 260,0200,00360,0296[6], к. 38,

поз. 1а59.Ввернуть болт 26 в верхнее отверстие кронштейна реактивной штанги на 2-3 нитки0,0590,00830,0673[6], к. 54

поз. 1ж60.Затянуть 3 болта 260,037×3= =0,1110,01550,1265[6], к. 56 поз. 3д61.Отвернуть гайку полуоси на 18?0,0190,00270,0217[6], к. 56

поз. 3а62.Застопорить гайку полуоси кернением в 2-х местах0,0770,01080,0878[6], к. 33 поз. 9б? Т3,7860,53004,3160Норма времени на организационно - техническое обслуживание рабочего местааобс = 5%[6], к. 1, поз. 1Норма времени на отдых и личные потребности рабочегоаотд=6+3=9%[6], к. 4, прим. 1На основании технических условий сборки, типа производства и технологической схемы, технологические переходы комплектуются в сборочные операции, то есть разрабатывается маршрут сборки узла (табл. 4.2).

Таблица 4.2 - Маршрут сборки и установки передней подвески автомобиля

№ оп.Наименование операцииПереходыТшт, минНаименование оборудования005Сборочная6-231,4170Сборочный стол010Сборочно-прессовая1-5, 32-471,0328Сборочный стенд015Сборочная24-310,9508Конвеер020Сборочно-регулировочная48-620,9154Конвеер?Тшт = 4,3160

Количество рабочих мест на участке:

, (4.10)

где ?Тшт - суммарное штучное время выполнения операции;

Фд - действительный годовой фонд времени работы оборудования при работе

в одну смену, Фд = 2032 ч;

N - годовая программа выпуска изделий, N = 150000?2=300000 узл/год;

?эф - коэффициент использования эффективного времени, ?эф = 0,97.

Количество работников, задействованных на операции 005:

Принимается Р?1 = 4, то есть для выполнения операции 005 необходимо 4 человека.

Количество работников, задействованных на операции 010:

Принимается Р?2 = 3, то есть для выполнения операции 010 необходимо 3 человека.

Количество работников, задействованных на операции 015:

Принимается Р?3 = 3, то есть для выполнения операции 015 необходимо 3 человека.

Количество работников, задействованных на операции 020:

Принимается Р?4 = 3, то есть для выполнения операции 020 необходимо 3 человека.

Общее количество рабочих:

(4.11)

Таким образом, для осуществления технологического процесса сборки и установки на автомобиль передней подвески необходимо 13 рабочих.

4.1.3 Выбор метода обеспечения заданной точности при сборке. Расчёт размерной цепи

Требования, предъявляемые к точности машины, вызывают необходимость проверки установочных размеров и допускаемых отклонений не только отдельных деталей, но и их звеньев и взаимного расположения их в кинематических цепях машины. Решение этой задачи возможно путём применения методов расчёта размерных цепей.

Размерная цепь - это совокупность взаимосвязанных размеров, образующих замкнутый контур и определяющих взаимное положение поверхностей (осей) одной или нескольких деталей. Размерная цепь состоит из отдельных звеньев. Звено - это каждый из размеров, образующих размерную цепь. [8]

При выборе метода достижения точности необходимо учитывать функциональное назначение изделия (узла), его конструктивные и технологические особенности, стоимость изготовления и сборки, эксплуатационные требования, тип производства, его организацию и другие факторы.

Заданная точность исходного звена должна достигаться с наименьшими технологическими и эксплуатационными затратами.

Из известных методов обеспечения заданной точности при сборке выбирается метод регулирования (компенсаторов), так как необходимо регулировать радиальный зазор между кольцами и шариками подшипника.

Метод компенсаторов - метод, при котором необходимый допуск на замыкающее звено размерной цепи достигается регулированием одной из деталей, называемой компенсатором. Изготовление основных деталей производится с экономически приемлемой точностью. Данный метод обеспечивает высокую точность и экономичность, позволяет облегчить ремонт, исключает пригоночные работы при сборке изделия.

При расчёте размерной цепи решается обратная задача - по заданным параметрам составляющих звеньев необходимо определить ожидаемые значения параметров компенсирующего звена.

Размерная цепь: полуось - шайба упора полуоси - внутреннее кольцо подшипника - участок ступицы - шайба упора гайки - гайка.

В данной размерной цепи:

А 1 - увеличивающее звено;

А 2 - уменьшающее звено;

А 3 - уменьшающее звено;

А 4 - уменьшающее звено;

А 5 - уменьшающее звено;

А 6 - уменьшающее звено;

А ? - замыкающее звено.

А к - компенсирующее звено;

В данной размерной цепи необходимо обеспечить радиальный зазор между кольцами и шариками подшипника, что осуществляется изменением осевого зазора А? путем отвинчивания гайки с соответствующим изменением величины компенсирующего звена - выступающей части полуоси.

Значения размеров составляющих звеньев:

А 1 = мм;

А 2 = мм;

А 3 = мм;

А 4 = мм;

А 5 = мм;

А 6 = мм;

А ? = мм.

Размерная цепь рассчитывается методом максимума-минимума (предельных отклонений).

Номинальный размер компенсирующего звена:

(4.12)

Максимальный размер компенсирующего звена:

(4.13)

Минимальный размер компенсирующего звена:

(4.14)

Допуск компенсирующего звена:

(4.15)

Правильность расчёта проверяют по правилу:

(4.16)

Таким образом, исполнительный размер компенсирующего звена имеет величину А к = мм.

Для обеспечения необходимого осевого зазора гайку полуоси необходимо отвернуть на угол, определяемый по формуле:

, (4.17)

где ? - величина зазора;

P - шаг резьбы.

Задавшись величиной ? = 0,075 мм, получим

4.2 Технология изготовления корпуса шарового шарнира

Проектирование технологических процессов изготовления (механической обработки) детали, входящей в изделие являются одной из наиболее трудоёмких частей курсового проекта.

Для разработки технологического процесса обработки детали требуется предварительно изучить её конструкцию и функции, выполняемые в узле, механизме, машине, проанализировать технологичность конструкции и проконтролировать чертёж. Рабочий чертёж детали должен иметь все данные, необходимые для исчерпывающего и однозначного понимания при изготовлении детали, и соответственно действующим стандартам.

Технологический процесс изготовления детали должен соответствовать программе её выпуска, типу производства и его организационно-техническим характеристикам.

4.2.1 Описание условий работы и конструкции корпуса шарового шарнира

Корпус шарового шарнира состоит из собственно корпуса и кронштейна его крепления к подвеске. Кронштейн имеет два отверстия для крепления болтами. Рабочая поверхность полости корпуса имеет сферическую форму. Основные размеры полости обеспечивают размещение шарового пальца с пластмассовыми вкладышами и пружинного компенсатора износа вкладышей, обеспечивающего беззазорность в шарнире в процессе срока службы. Форма корпуса опоры обеспечивает надежное крепление пылевлагозащитных чехлов.

Корпус шарового шарнира представляет собой деталь подвески автомобиля повышенной надежности. К детали предъявляются повышенные требования по показателям долговечности. В ходе эксплуатации деталь подвергается воздействию пыли, влаги, грязи, вследствие чего предусмотрена защита внутренних рабочих поверхностей. Материал детали и технологический процесс ее обработки должны обеспечивать высокую ударную прочность.

4.2.2 Определение типа производства изготовления корпуса шарового шарнира

При определении типа производства детали необходимо учитывать, что масса корпуса шарового шарнира составляет 0,375 кг и годовая программа выпуска N = 150000·2 = 300000 узл/год. При данных показателях можно предварительно сказать, что тип производства детали массовый. Проверим данное предположение, определив такт выпуска корпуса шарового шарнира.

Такт выпуска определяется по формуле:

, (4.18)

где Фд - действительный годовой фонд времени работы оборудования:

, (4.19)

D - количество рабочих дней в году, D = 254 дня;

с - количество рабочих часов в смену, с = 8 часов;

m - количество смен в одном рабочем дне, m = 1;

N - годовая программа выпуска изделий, N = 150000·2 = 300000 узл/год;

?эф - коэффициент использования эффективного времени, учитывающий потери на непредвиденный простой и ремонт оборудования, ?эф = 0,97.

Так как такт выпуска менее 5 минут, то целесообразно для изготовления корпуса шарового шарнира применить массовый тип производства.

4.2.3 Выбор метода получения заготовки и экономическое обоснование способа ее получения

Правильный выбор заготовки оказывает непосредственное влияние на возможность рационального построения технологического процесса изготовления как отдельных деталей, так и машины в целом, способствуя снижению удельной металлоёмкости и уменьшения отходов.

Наиболее распространённые в машиностроении способы получения заготовок могут быть реализованы различными способами, выбор которых требует технологического обоснования.

В курсовом проекте способ получения заготовки определяется на основании чертежа детали, результатов анализа ее служебного назначения и технических требований, программы выпуска и величины серии, типа производства, экономичности изготовления.

При определении метода получения заготовки необходимо руководствоваться двумя показателями: коэффициентом использования материала и себестоимостью заготовки.

Рассчитаем данные показатели для двух методов получения заготовки - горячей штамповки на молотах в открытых и закрытых штампах. Каждый из выбранных методов получения заготовки должен отвечать ряду условий, а именно обеспечивать:

1. свойство заготовки, которое необходимо для исполнения деталью своих служебных функций по данным условиям эксплуатации;
2. возможность получения заготовок из предлагаемого материала и предлагаемой конструкции;
3. продуктивность изготовления заготовки с учётом предлагаемой программы выпуска.

Стоимость одной заготовки, полученной методом горячей штамповки, определяется по формуле:

, (4.20)

где Сб - базовая стоимость изготовления 1 т. заготовки, грн.;

Q - масса заготовки, кг;

q - масса готовой детали, кг;

КТ - коэффициент, который учитывает класс точности заготовки;

КМ - коэффициент, который учитывает материал заготовки;

КС - коэффициент, который учитывает группу сложности заготовки;

КЗ - коэффициент, который учитывает массу заготовки;

КП - коэффициент, который учитывает программу выпуска заготовки;

Sотх - стоимость 1т. стружки, грн.

Коэффициент использования заготовки:

, (4.21)

;

Результаты расчётов сводятся в таблицу 4.3.

Таблица 4.3 - Выбор метода получения заготовки

ПоказателиОбозначениеЕдиница измеренияШтамповка в открытых штампахШтамповка в закрытых штампахПрипуск на сторонуZмм2,502,50Масса заготовкиQкг0,5050,472Базовая стоимость 1т. заготовокСбгрн.32003500КоэффициентыКт Км Кс Кз Кп- - - - -1,05 1,00 0,84 1,33 0,81,05 1,00 0,84 1,33 0,8Стоимость 1т. стружкиSотхгрн.140140Стоимость одной заготовкиCгрн.1,451,53Коэффициент использования заготовки?-0,6830,731

При сравнении двух способов получены значения С1 < С2 и ? 1 < ? 2. В этом случае необходимо сравнить дополнительные затраты на изготовление заготовок по второму варианту с дополнительными затратами на материал по первому варианту.

Дополнительные затраты на изготовление заготовок в закрытых штампах:

(4.22)

Дополнительные затраты на материал при изготовлении заготовок в открытых штампах:

(4.23)

(4.24)

Как видно из результатов расчета, получение заготовки путем горячей штамповки в закрытых штампах экономически более выгодно, так как Е1 < Зм2 [1].

Таким образом, способ получения заготовки - горячая штамповка на молотах в закрытых штампах, что является оптимальным вариантом для массового типа производства.

4.2.4 Разработка маршрута обработки заготовки. Выбор оборудования

Маршрут обработки заготовки составляется для определения наиболее рационоальной последовательности обработки поверхностей детали. При составлении данного маршрута необходимо учитывать качество обрабатываемых поверхностей, их вид и размеры.

Перед составлением маршрута обработки заготовки необходимо составить план обработки элементарных поверхностей. Это делается для определения количества переходов, необходимых для достижения требуемой точности размеров и необходимой шероховатости поверхности.

Составим маршрут обработки заготовки.

Таблица 4.4 - Маршрут обработки заготовки

№ п/пНаименование и краткое содержание операцииОборудованиеАЗаготовительная005Агрегатная. Обработка пов-тей 1-5Вертикальный агрегатно-сверлильный станок АБ-2078010Вертикально-сверлильная. Обработка пов-ти 5Вертикально-сверлильный станок 2Н125015Агрегатная. Обработка пов-тей 6-12Вертикальный агрегатно-сверлильный станок АБ-2079020Агрегатная. Обработка пов-тей 13-19Вертикальный агрегатно-сверлильный станок АБ-2080025Фрезерная. Обработка пов-ти 20Шпоночно-фрезерный станок 692Р030Вертикально-сверлильная Обработка пов-ти 12Вертикально-сверлильный 2А125035СлесарнаяВерстак слесарный040МоечнаяМоечная машина045КонтрольнаяКонтрольный стол

4.2.5 Расчёт припусков и межоперационных размеров

При составлении плана обработки элементарных поверхностей определяется необходимое количество переходов и виды обработки. При этом следует учитывать, что при выборе методов обработки поверхности необходимо избегать больших уточнений за один переход, так как это приводит к ускоренному износу инструмента и увеличению времени обработки.

Чем выше требования к точности: размеров, формы, взаимного расположения поверхностей заготовки, тем меньше необходимо переходов для достижения необходимых показателей качества детали.

Для оценки достаточности выбранного числа переходов можно воспользоваться понятием «требуемое уточнение», значение которого рассчитывается по формуле:

, (4.25)

где Тзi - допуск на i-й параметр исходной заготовки;

Тдi - допуск по чертежу для готовой детали.

На каждой i-том переходе обеспечивается частное уточнение i-того параметра:

, (4.26)

где Тi, (j-1) и Ti, j - соответственно технологические допуски, обеспечиваемые на предыдущем (j-1) и данном j-том переходах.

Составим план обработки элементарной поверхности 11.

Обработка поверхности производится за три перехода: сверление, зенкерование и развертывание.

Поверхность внутренняя цилиндрическая Ø 28+0,130. Заготовка - горячая штамповка из углеродистой стали 30 ГОСТ 1050-74. Масса заготовки 0,472 кг. Тип производства - массовый.

План обработки элементарной поверхности сводится в таблицу 4.5.

Таблица 4.5 - План обработки элементарных поверхностей

Наименование поверхности и её размерПараметр заготовки, мкмПараметр детали, мкмТребуемое уточнениеТехнологические переходыПоказатель качестваЧастные уточненияТdзRазТdдRад?d?RaTdjRазj?dj?RaПоверхность внутренняя цилиндрическая Ø--1306,32,541,98Сверление33012,5--Зенкерование210101,571,25Развертывание1306,31,621,59Суммарное уточнение2,541,98

Таким образом, после трёх переходов точность размера обеспечивается, так как суммарное уточнение равняется требуемому уточнению.

Припуск - это слой материала, подлежащий удалению на этапах механической обработки. Припуск необходим для того, чтобы на последующих стадиях обработки данной поверхности можно было получить необходимую точность. Припуск назначается на каждой поверхности обрабатываемой детали. Величина припуска на данный вид механической обработки зависит от многих факторов. В данном расчёте используется табличный метод расчёта припусков. Данный метод достаточно прост и основан на статистических данных, но он даёт сравнительно большую погрешность.

Общий припуск на обработку z? - слой материала, удаляемый с поверхности детали в процессе механической обработки.

Операционный припуск zi - это слой материала, удаляемый с заготовки при выполнении технологической операции. Если операция состоит из операционных переходов, то необходимо рассчитать припуск:

, (4.27)

где k - общее число технологических переходов для обработки поверхности на i-ой операции.

Операционный припуск может принимать значения: номинальное , минимальное и максимальное . Значения задаются в нормативных таблицах.

(4.28)

, (4.29)

где Тdi и Тd(i-1) - соответственно технологические допуски на i-й и j-ой операций.

Расчёт исполнительных размеров следует начинать с последней операции, на которой обеспечивается размер, проставленный для рассматриваемой поверх ности на рабочем чертеже детали.

Для внутренних цилиндрических поверхностей значения номинальных размеров рассчитываются:

(4.30)

Для записи операционных исполнительных размеров необходимо указать номинальные значения размеров di и Di и допустимые предельные отклонения es и ei или ES и EI.

На размер заготовки предельные отклонения задаются с учётом её получения:

(4.31)

Расчёт припусков и межоперационных размеров выполняется в следующей последовательности. В первую очередь, по таблице припусков [2] выбирается необходимая величина минимального припуска, зависящая от вида обработки и размера обрабатываемой поверхности. Затем определяется номинальный и максимальный припуски, которые зависят от величины минимального припуска и значений верхнего и нижнего отклонений при данном виде обработки.

Величины верхнего и нижнего отклонений определяются из величины до пуска на данный вид механической обработки и, следуя принципу, по которому для размеров, полученных механической обработкой допуск даётся «в металл», а при назначении величин отклонений на отливку - поровну в каждую сторону.

Данные величин рассчитанных припусков и значения межоперационных размеров сводятся в таблицу 4.6.

Таблица 4.6 - Величины припусков на механическую обработку и межоперационных размеров.

План обработки элементарной поверхностиПредельные отклонения, мкмДопуск на обра- ботку, мкмНоминальный припуск, ммНоминальный размер, ммИсполни- тельный размер, ммПредель-ные припуски, ммESEITdiZmaxZminПоверхность внутренняя цилиндрическая Ø 28+0,130Заго - товка----0---Сверле-ние+330033012,52512,8312,5Зенкеррование+21002101,2527,51,460,92Разветывание+13001300,25280,380,04

Схема для расчёта припусков и межоперационных размеров представлена на рисунке 4.2

4.2.6 Проектирование технологической операции

005 Агрегатная

Выбор оборудования.

В условиях массового производства экономически целесообразно использовать автоматы и полуавтоматы. Использование универсальных станков, станков с ЧПУ и револьверных станков экономически нецелесообразно. Для обработки внутренней цилиндрической поверхности 11 выбирается в качестве оборудования вертикальный агрегатно-сверлильный станок АБ-2079.

Выбор режущего инструмента.

Для сверления отверстий в деталях из углеродистых сталей используются сверла из быстрорежущего сплава Р6М5

Выбирается из «Справочника технолога-машиностроителя. Том 2» [2] сверло спиральное из быстрорежущей стали Р6М5 с коническим хвостовиком (по ГОСТ 10903-77)

Данное сверло имеет следующие конструктивные параметры:

d = 25 мм, L = 281 мм, l =160 мм. [2]

Расчёт режимов резания.

Для определения режимов резания необходимо рассчитать глубину резания, подачу и скорость резания.

Глубина резания t при сверлении принимается равной половине диаметра обрабатываемого отверстия

=0,5·D = 0,5·25 = 12,5 мм(4.32)

Подача S при сверлении отверстий принимается максимально допустимой по прочности сверла

Выбирается подача при сверлении стали сверлами из быстрорежущей стали [2]. Так как обрабатываемый материал - сталь 30 твердостью 240…300 НВ и диаметр сверла D = 20-25 мм то подача равна

s = 0,27 - 0,32 мм/об

Принимаем s = 0,32 мм/об.

Скорость резания V при сверлении рассчитывают по эмпирической формуле:

,(4.33)

где Т = 70 мин - среднее значение стойкости инструмента;

Cv, q, m, y - коэффициенты, выбираемые из таблицы [2]

Cv = 7,0; q = 0,3; m = 0,20; y = 0,5.

Коэффициент Kv является произведением коэффициентов, учитывающих влияние материала заготовки KMV, материала инструмента KИV и глубину сверления KlV:

Kv = KMV ·KИV ·KlV = 0,9·1·1 =0,9(4.34)

Следовательно, скорость резания:

Найдем обороты шпинделя, соответствующие данной скорости резания:

(4.35)

По паспорту станка выбираем n = 185 об/мин

Фактическая скорость резания:

(4.36)

Крутящий момент Мкр при сверлении рассчитывают по формуле:

(4.37)

где См, q, y - коэффициенты, выбираемые из таблицы [2]

См = 0,0345; q = 2; y = 0,8.

Kр - коэффициент, учитывающий фактические условия обработки; в данном случае зависит только от материала обрабатываемой заготовки и определяется выражением

Кр = Кмр =0,85(4.38)

Следовательно, крутящий момент:

Осевая сила Pо при сверлении рассчитывается по формуле:

(4.39)

где Ср, q, y - коэффициенты, выбираемые из таблицы [2]

Ср = 68; q = 1,0; y = 0,7.

Kр = 0,85 - коэффициент, учитывающий фактические условия обработки; выбирается также, как и при расчете крутящего момента.

Следовательно, осевая сила:

Мощность резания Ne определяют по формуле:

(4.40)

Нормирование

При проектировании технологических операций механической обработки необходимо рассчитать штучное время обработки, которое равно сумме основного машинного времени обработки То, вспомогательного времени Твсп и прибавочного времени Тприб (которое равно сумме времени на обслуживание и времени на перерыв):

Тшт = То + Твсп + Тприб(4.41)

Основное машинное время обработки:

(4.42)

где n = 185 об/мин - частота вращения шпинделя;

s = 0,32 мм/об - подача;

L - путь, проходимый инструментом в процессе обработки детали:

L = Lврезания + Lрез(4.43)

где Lврезания = 7 мм - длина врезания;

Lрез = 18 мм - длина резания.

Таким образом, основное машинное время обработки:

Определим вспомогательное время на станке:

Твсп = Тбп + Тбо + Тконтр(4.44)

где Тбп = 0,04 мин - время быстрого подвода инструмента;

Тбо = 0,01 мин - время быстрого отвода инструмента;

Тконтр = 0,02 мин - время контроля размеров обработанной поверхности.

Откуда

Твсп = 0,04 + 0,01 + 0,02 = 0,07 мин

Найдем прибавочное время:

Тприб = Тпер + Тобсл =0,2 мин (4.45)

Вычислив все составляющие, найдем штучное время обработки:

Тшт = 0,27 + 0,07 + 0,2 = 0,69 мин

.3 Конструирование приспособления

Повышение производительности труда и улучшение качества продукции важнейшие задачи машиностроения. Один из эффективных путей совершенствования производства - повышение оснащённости производственных процессов прогрессивной и автоматизированной оснасткой. Важнейшими элементами этой оснастки являются приспособления механосборочного производства.

Правильно спроектированное и изготовленное приспособление является эффективным средством повышения производительности труда и качества изделий, снижение их себестоимости, облегчение труда рабочих и повышение безопасности труда.

4.3.1 Описание конструкции и принципа работы приспособления

При сборке верхней опоры подвески применяется специальное приспособление для сборки пружины со стойкой передней подвески. Данное приспособление представляет собой два захвата пружины и симметричную рычажную систему, связывающую названные захваты с винтовым приводом. В приспособлении применяется кинематическая пара винт-гайка. Винтовой привод имеет пластмассовую рукоятку, обеспечивающую удобство использования при различных температурах окружающей среды. Приспособление может иметь дополнительный набор захватов пружин различных диаметров, что расширяет его применение для сборки других автомобилей. Предусмотрена антикоррозионная защита деталей приспособления оцинковкой и окраска нерабочих поверхностей пентафталевой эмалью. Винтовая пара для уменьшения потерь на трение и обеспечения повышенной износостойкости смазывается литиевой консистентной смазкой. Основные размеры приспособления обеспечивают удобную и безопасную работу.

Конструкция обеспечивает выполнение сборочной операции одним слесарем-сборщиком.

Усилие на рукоятке при сжатии пружины составляет 28 Н.

Необходимое сжатие пружины - 95 мм.

4.3.2 Силовые расчёты

Силовой расчет приспособления состоит в определении сил, действующих в механизме и определении длины рукоятки, обеспечивающей легкое проворачивание винта (усилие на рукоятке не должно превышать 80-100 Н).

Для расчета усилия на рукоятке примем условие, что момент на рукоятке равен моменту трения в резьбовой паре увеличенному на коэффициент запаса:

(4.46)

Коэффициент запаса Кз = 1,5 учитывает возможное увеличение усилия, необходимого для проворачивания винта при загрязнении резьбы.

Момент трения найдем, зная радиус трения и силу трения:

(4.47)

Примем dтр = 0,016 м.

Сила трения прямо пропорциональна нормальной силе:

(4.48)

где f = 0,16 - коэффициент трения «сталь по стали»;

N - нормальная сила.

Из тригонометрических соображений следует, что

(4.49)

где ? = 60? - угол при вершине резьбы;

P? - сила взаимодействия винт-гайка.

Силу P? взаимодействия винт-гайка определим по формуле

, (4.50)

где l1 = 0,155; l2 = 0,175 - плечи рычага, м

Силу сжатия пружины P определим по зависимости:

(4.51)

где c - жесткость пружины, Н/м;

? = 0,095 - деформация пружины, м.

В соответствии с документацией ЗАЗ c = 20200 Н/м

Таким образом

Р = 2020·0,095 = 1919 Н

Сила P? взаимодействия винт-гайка будет равна:

Найдем нормальную силу N:

Сила трения в резьбовом зацеплении:

В этом случае момент трения будет равен:

Рассчитаем момент на рукоятке:

Зная значение момента, который необходимо приложить к рукоятке для сжатия пружины, определим ее длину:

(4.52)

здесь [Fр] - максимально допустимое усилие на рукоятке ([Fр] = 80 - 100 Н)

Для удобства проворачивания винта увеличим длину рукоятки: LР = 10 см.

При данных конструктивных параметрах усилие на рукоятке будет

Так как Fр < 80-100 Н такие конструктивные параметры являются приемлемыми.

5. Экономическое обоснование проектируемого автомобиля

Основанием при принятии решения о проектировании и производстве легковых автомобилей индивидуального пользования является годовой экономический эффект, определяемый по формуле:

,(5.1)

где Ц1 и Ц2 - цены базового и нового автомобиля соответственно, грн/шт.;

Кпер - коэффициент перспективности новой модели;

Ен - нормативный коэффициент эффективности, Ен = 0,15;

, - издержки потребителей за год соответственно по базовому и новому автомобилю, грн;

А2 - выпуск автомобилей, с разработанными в дипломном проекте изменениями, в расчетном году, А2 = 5 тыс. шт.

Р1,2 - доля отчислений на полное восстановление:

,(5.2)

гдеТ - срок службы автомобиля до капитального ремонта, лет;

Lг - средний годовой пробег автомобиля, Lг =20 тыс. км;

Lр - ресурс до капитального ремонта, Lр =250 тыс. км.

На новом автомобиле изменена конструкция передних амортизаторов.

Установлены дополнительно электромоторы, червячные редукторы и приводные валы клапанов, что позволило изменять жёсткость подвески в зависимости от дорожных условий и повысить комфортабельность автомобиля. Себестоимость изготовления деталей и затраты на их установку на автомобиль увеличили его цену на 30 гривен. Цена Ц2 вновь проектируемого автомобиля изменится и будет определяться из выражения:

Ц2 = Ц1 + Ц.р.,(5.3)

гдеЦ1 - цена базового автомобиля, Ц1 = 19125 грн.,

Ц.р. - увеличение цены за счёт установленных дополнительно электромоторов, червячных редукторов и приводных валов клапанов, Ц.р. = 30 грн.

Ц2 = 19125 + 30 = 19155 грн.

5.1 Расчет эксплуатационных затрат на легковой автомобиль

Эксплуатационные затраты определяются в гривнах на автомобиль по следующим элементам:

Затраты на топливо:

ИТ = 0,0001 · Кз · АТ · Lг · ЦТ,(5.4)

где Кз - коэффициент, учитывающий надбавку к расходу топлива на зимний период, Кз = 1,033;

АТ - средний расход топлива одним автомобилем на 100 км, л;

АТ = 0,5 · А90 + 0,5 · Аг.ц,(5.5)

А90, Аг.ц - расход топлива при скорости 90 км/ч и «городском цикле» на 100 км, для базового и проектируемого автомобилей:

А90 = 5,5 л, Аг.ц = 7,4 л,

ЦТ - оптовая цена топлива, ЦТ = 3,95 грн.

АТ1,Т2 = 0,5 · 5,5 + 0,5 · 7,4 = 6,45 л,

Подставляем полученные значения среднего расхода топлива и определяем затраты на топливо:

ИТ1,Т2 = 0,0001 · 1,033 · 6,45 · 20000 · 395 = 5264 грн,

Затраты на масло:

ИМ = 0,001 · АТ · Lг · КМ · ЦМ,(5.6)

где КМ - норма расхода масла по отношению к расходу топлива,

КМ = 0,0085;

ЦМ - цена масла, ЦМ = 12 грн.

ИМ1,М2 = 0,001 · 6,45 · 20000 · 0,0085 · 12 = 13,2 грн

Затраты на техническое обслуживание:

,(5.7)

гдеТТ.О. - трудоемкость технического обслуживания, ТТ.О. = 4,1 ч/тыс. км;

СТ.О. - стоимость одного нормо-часа обслуживания и ремонта легкового автомобиля, СТ.О. = 25 грн.

2050 грн

Затраты на эксплуатацию шин:

,(5.8)

гдеСш - стоимость одной шины в сборе с камерой, Сш = 100 грн;

пШ - количество ходовых шин, пШ = 4 шт.

Lш - гарантийный пробег шины, Lш= 20000 км;

400

Годовые эксплуатационные издержки по автомобилю

И´ = ИТ + ИМ + ИТ.О. + Иш.(5.9)

И´1,2 = 5264 + 13,2 + 2050 + 400 = 7727 грн.

5.2 Расчет коэффициента перспективности

Коэффициент перспективности - относительный показатель, характеризующий степень превосходства технического уровня проектируемого автомобиля по сравнению с базовой моделью:

,(5.10)

где - интегральный показатель технического уровня нового автомобиля;

- интегральный показатель технического уровня базового автомобиля

Для определения интегральных показателей данные, характеризующие технический уровень базовой и проектируемой модели, целесообразно представить в таблице 5.1.

Таблица 5.1 - Показатели технического уровня

Параметры и показателиОбозначениеПроектируемая модельБазовая модельОбщие данныеСтранаУкраинаУкраинаФирма, заводЗАЗЗАЗМодель11021102Расположение двигателяПередн.Передн.Ведущие колесаПередн.Передн.Тип охлажденияВодяноеВодяноеЧисло мест / дверей5/35/3Тип кузова«Хэтчбэк»«Хэтчбэк»Полезная нагрузкакг425425Число и расположение цилиндров4, рядн., попер.Рабочий объем двигателял1,21,2Диаметр и ход поршнямм72´6772´67Степень сжатия9,89,8Тип тормозовДиск/барабанТип подвескинезависимаяРазмер шин155/70 R13База автомобилямм23002320Колея передняя12801314Колея задняя13061306Дорожный просветмм160160Наименьший радиус поворотам55Объем топливного бакал4343Сорт топливаАи - 95Аи - 95Ресурс до капремонтатыс. км250250Розничная ценагрн1915519125Данные для расчетаМаксимальная мощностьNeкВт3939Максимальная скоростьVaкм/ч148148Время разгонаtс1919Частота вращения коленвалапри номинальной мощностиnNоб/мин54005400при максимальной мощностиnдоб/мин57005700Максимальный крутящий моментMдН · м8080Момент при номинальной мощностиMNН · м7070Габаритные размеры автомобилядлинаLaмм37083708ширинаBaмм17821782высотаHaмм14101410Габаритные размеры салонадлинаLcмм22402240ширинаBcмм13501350высотаHcмм950950Объем багажникаБм30,750,75Внутрений шумШсдБ5050Внешний шумШадБ7575Число колебаний подвески в минутупереднейхпмин - 16270заднейхзмин - 17272Скоростьпо «кругу»Vккм/ч52,952,9по «змейке»Vзкм/ч55,255,2Боковой скосСнм2,52,5Усилиена рулевом колесеРКН140140на педали тормозаРТН235235Тормозной путь автомобиля с 80 км/чSTм43,243,2Площадь тормозных элементовFTсм2260260Главный радиус тормозных элементовR1мм100100Статический радиус колесаRKмм252252Масса снаряженного автомобиляGснкг728727Полная масса автомобиляGпкг11281127Массанеснаряженного автомобиляGакг676675запасного колесаGккг1515Число пассажировnчел.55Число выполненных международных правилr1212ТоксичностьCo%0,70,7Средний расход топлива на 100 кмQсрл6,456,45Расход топлива на 100 км при скорости90 км/чQ90л5,55,5120 км/чQ120л7,47,4«городском цикле»Qг.ц.л7,47,4Оптовая цена топливаЦткоп.395395Пробег до капремонтаLртыс. км250250Трудоемкостьтехобслуживания на 1000 кмТочел.·ч4,14,1текущего ремонта на 1000 кмТрчел.·ч3,23,2Ход поршня двигателяSnмм6767Передаточное числовысшей передачиU10,970,97главной передачиUг.п.3,8753,875Длина окружности катящегося колесаОкмм15821582Гарантийный срок службы автомобиляГмес2424

Интегральный показатель технического уровня автомобиля:

ПS = Кд · Пд + Кк · Пк + Кб · Пб + Кн · Пн + Кэ · Пэ,(4.11)

гдеКд - коэффициент весомости динамики автомобиля, Кд = 0,18;

Пд - условная оценка динамики автомобиля;

Кк - коэффициент весомости комфортабельности автомобиля,

Кк = 0,22;

Пк - условная оценка комфортабельности автомобиля;

Кб - коэффициент весомости безопасности автомобиля, Кб = 0,15;

Пб - условная оценка безопасности автомобиля;

Кн - коэффициент весомости надежности автомобиля, Кн = 0,15;

Пн - условная оценка надежности автомобиля;

Кэ - коэффициент весомости экономичности автомобиля, Кэ = 0,30;

Пэ - условная оценка экономичности автомобиля;

Расчет условных показателей технического уровня

Условная оценка динамики автомобиля:

Пд = К'д · Уд + К"д · Ум + К» 'д · Уф,(5.12)

где К'д, К"д, К» 'д - коэффициенты весомости соответствующих показателей динамики автомобиля: К'д = 0,34, К"д = 0,33, К» 'д = 0,33;

Уд, Ум, Уф - условные оценки соответственно скоростной динамики автомобиля, мощности двигателя, приспособляемости двигателя.

Условные оценки:

скоростной динамики автомобиля

,(5.13)

для проектируемой и базовой модели:

;

мощности двигателя

,(5.14)

для проектируемой и базовой модели:

=1;

приспособляемости двигателя

,(5.15)

для проектируемой и базовой модели:

= 1.

Подставляем полученные значения условных оценок в формулу 5.12 и получим:

для проектируемой и базовой модели:

Пд = 0,34 · 2 + 0,33 · 1 + 0,33 · 1 = 1,34.

Условная оценка комфортабельности автомобиля:

Пк = К'к · Ув + К"к · Уш + К» 'к · Ух,(5.16)

где К'к, К"к, К» 'к - коэффициенты весомости соответствующих показателей комфортабельности: К'к = 0,45, К"к = 0,3, К» 'к = 0,25;

Ув, Уш, - условные оценки соответственно, полезной вместимости, уровня шума и плавности хода.

Условные оценки:

полезной вместимости

,(5.17)

где;

= 0,308,

для проектируемой модели:

= 2,

для базовой модели:

= 2;

уровня шума в пассажирском салоне

,(5.18)

для проектируемой модели:

= 1,

для базовой модели:

= 1;

плавности хода

,(5.19)

для проектируемой модели:

= 1,565,

для базовой модели:

= 1,5.

Подставляя полученные значения условных оценок в формулу 5.16 получим:

для проектируемой модели:

Пк = 0,45 · 2 + 0,3 · 1 + 0,25 · 1,565 = 1,591,

для базовой модели:

Пк = 0,45 · 2 + 0,3 · 1 + 0,25 · 1,5 = 1,575.

Условная оценка безопасности автомобиля:

Пб = К'б · Уу + К"б · УТ + К» 'б · Уб,(5.20)

где К'б, К"б, К» 'б - коэффициенты весомости соответствующих показателей безопасности: К'б = 0,45, К"б = 0,3, К» 'б = 0,25;

Уу, УТ, Уб - условные оценки соответственно, управляемости автомобиля, тормозных свойств и выполнения правил по безопасности.

Условные оценки:

управляемости автомобиля

,(5.21)

для проектируемой модели:

= 4;

для базовой модели:

= 4;

тормозных свойств

,(5.22)

для проектируемой модели:

= 2;

для базовой модели:

= 2;

выполнения правил по безопасности

,(5.23)

для проектируемой модели:

= 3,

для базовой модели:

= 3.

Подставляя полученные значения условных оценок в формулу 5.20 получим:

для проектируемой модели:

Пб = 0,45 · 4 + 0,3 · 2 + 0,25 · 3 = 3,15.

для базовой модели:

Пб = 0,45 · 4 + 0,3 · 2 + 0,25 · 3 = 3,15.

Условная оценка надежности автомобиля:

Пн = К'м · Ур + К"м · Ун + К» 'м · Уг, (5.24)

где К'м, К"м, К» 'м - коэффициенты весомости соответствующих показателей надежности: К'м = 0,4, К"м = 0,3, К» 'м = 0,3;

Ур, Ун, Уг - условные оценки соответственно, ресурса работоспособности автомобиля, износостойкости (долговечности) двигателя, гарантийности (безотказности) работы автомобиля.

Условные оценки:

ресурса работоспособности автомобиля

, (5.25)

для проектируемой модели:

= 1,

для базовой модели:

= 1;

износостойкости (долговечности) двигателя

,(5.26)

для проектируемой модели:

=1;

для базовой модели:

=1;

гарантийности (безотказности) работы автомобиля

, (5.27)

для проектируемой модели:

= 1,

для базовой модели:

= 1.

Подставляя полученные значения условных оценок в формулу 5.24 получим:

для проектируемой модели:

Пн = 0,4 · 1 + 0,3 · 1+ 0,3 · 1 = 1,

для базовой модели:

Пн = 0,4 · 1 + 0,3 · 1 + 0,3 · 1 = 1.

Условная оценка экономичности автомобиля:

Пэ = К'э · УЕ + К"э · Уэ + К» 'э · Уо, (5.28)

где К'э, К"э, К» 'э - коэффициенты весомости соответствующих показателей экономичности: К'э = 0,4, К"э = 0,3, К» 'э = 0,3;

УЕ, Уэ, Уо - условные оценки соответственно, материалоемкости автомобиля, топливной экономичности и трудоемкости обслуживания.

Условные оценки:

материалоемкости автомобиля

, (5.29)

для проектируемой модели:

= 2,

для базовой модели:

= 2;

топливной экономичности

,(5.30)

для проектируемой модели:

= 1;

для базовой модели:

= 1;

трудоемкости обслуживания

,(5.31)

для проектируемой модели:

= 2,

для базовой модели:

= 2.

Подставляя полученные значения условных оценок в формулу 5.28 получим:

для проектируемой модели:

Пэ = 0,4 · 1,997 + 0,3 · 1 + 0,3 · 2 = 1,7,

для базовой модели:

Пэ = 0,4 · 2 + 0,3 · 1 + 0,3 · 2= 1,7.

Зная составляющие условные оценки по формуле 5.11 определяем интегральный показатель технического уровня автомобиля:

для проектируемой модели:

ПS = 0,18 · 1,34 + 0,22 · 1,591 + 0,15 · 3,15 + 0,15 · 1+ 0,30 · 1,7 = 1,724,

для базовой модели:

ПS = 0,18 · 1,34 + 0,22 · 1,575 + 0,15 · 3,15 + 0,15 · 1 + 0,30 · 1,7 = 1,72,

Результаты расчетов интегральных показателей технического уровня проектируемого и базового автомобилей сводим в таблицу 5.2.

Зная все составляющие, по формуле 5.10 определяем коэффициент перспективности вновь проектируемого автомобиля:

= 1,002.

Проектируемый автомобиль является экономически перспективным, так как коэффициент перспективности выше 1.

Годовой экономический эффект от внедрения в производство нового автомобиля определяем по формуле 5.1:

=41250 грн.

Проведенный экономический анализ проектируемой модели показал экономическую целесообразность ее внедрения.

Таблица 5.2 - Результаты сравнения оценок технического уровня нового и базового автомобилей

Удельный показательУсловное обозначениеРасчетное числовое значение показателей автомобиляЗначение показателей для интегральной оценки автомобилябазовогоновогобазовогонового1. Динамика автомобиляПд1,341,34В том числе:показатель скоростной динамикиУд22показатель мощности двигателяУм11показатель приспосабливаемости двигателяУф112. Комфортабельность автомобиляПк1,5751,591В том числе:показатель вместимостиУв22показатель шума в салонеУш11показатель плавности ходаУх1,51,5653. Безопасность автомобиляПб3,153,15В том числе:показатель управляемостиУу44показатель тормозных свойствУТ22показатель выполнения правил безопасностиУб334. Надежность и долговечностьПн11В том числе:показатель ресурса работоспособностиУр11показатель долговечности двигателяУн11показатель гарантийного срока службыУг115. ЭкономичностьПэ1,71,7В том числе:показатель материалоемкости автомобиляУЕ22показатель топливной экономичностиУэ11показатель трудоемкости обслуживанияУо22интегральный показатель тех. уровняПS1,7201,724коэффициент перспективностиКпер11,002

Заключение

При выполнении дипломного проекта установлено, что проектируемый легковой переднеприводный автомобиль особо малого класса с амортизаторами с переменным демпфированием в передней подвеске удовлетворяет потребности потребителя.

Также в данном дипломном проекте спроектировано и рассчитано амортизатор с переменным демпфированием, что значительно расширяет функциональный диапазон применения автомобиля, а также имеет большое значение точки зрения комфортабельности и безопасности - уменьшаются вибрационные нагрузки, воздействующие на водителя, пассажиров и перевозимый груз, что приводит к снижению утомляемости, а значит, к повышению активной безопасности.

Перечень ссылок

1.Р.В. Ротенберг. Подвеска автомобиля. Колебания и плавность хода. Москва, Машиностроение 1972 392 стр.

2.Б.В. Гольд. Конструирование и расчёт автомобиля. Москва 1962 465 стр.

.С.Д. Пономарёв. Расчёт упругих элементов машин и приборов. Москва, Машиностроение 1980 205 стр.

.Литвинов А.С., Роттенберг Р.В., Фрумкин А.К. Шасси автомобиля. М., Машиностроение, 1971 г. - 478 стр.

.Дербаремдикер А.Д. Гидравлические амортизаторы автомобиля. М., Машинострение, 1969 - 114 стр.

.Современные материалы в автомобилстроении. Справочник. М., Машиностроение, 1977 - 271 стр.

.Скиндер И.Б., Лиэпа Ю.А. Гидравлические амортизаторы. Атлас конструкций, Машиностроение, 1968 г., 72 стр.

.Лукин П.П., Гаспарянс Г.А., Родионов В.Ф. Конструирование и расчёт автомобиля. - М.:Машиностроение, 1984. - 376 стр.

.Методические указания по расчету подвесок легкового автомобиля к курсовому и дипломному проектированию. Сост. Брылев В.В. - Запорожье, 1981 г. - 71 стр.-Запорож. Машиностр. Ин-т им. В.Я. Чубаря. Кафедра автомобили.

.Цимбалин В.Б., Успенский И.Н. и др. Шасси автомобиля. Атлас конструкций. М., Машиностроение, 1977 г. - 108 стр.

Введение В условиях постоянного расширения автомобильного парка Украины и невысоких доходов среднего украинца перед автомобильной промышленностью страны

Больше работ по теме: