148187 (Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108), страница 7

Оболочковые кузова (рис. 25) выполняются из крупных штампованных деталей, наружных и внутренних панелей, соединенных точечной сваркой в замкнутую силовую систему преимущественно из стального листа толщиной 0,6...0,8 мм. Кузова такого типа наиболее распространены, так как обладают технологическими, преимуществами (автоматическая сварка панелей может выполняться на конвейере).

Рисунок 25. Оболочковый кузов легкового автомобиля

Нагрузочные режимы кузовов

На неподвижный автомобиль действуют статические нагрузки от собственной массы и полезной нагрузки. При движении автомобиль испытывает динамические нагрузки от неровностей дороги, от разгона и торможения, при поворотах и от веса агрегатов. Работоспособность кузова характеризуется его прочностью и жесткостью под действием динамических нагрузок.

Кузов подвержен изгибу и кручению: симметричная нагрузка вызывает изгиб, кососимметричная нагрузка — кручение в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Статическая нагрузка, умноженная на ускорение, определяет динамическую нагрузку, так же как при нагружении рамы.

Пространственная система кузова трудно поддается расчету на сложные напряжения изгиба и кручения. Поэтому кузов условно расчленяют на отдельные элементы и рассчитывают их на изгиб и кручение раздельно.

Наиболее достоверную информацию о напряженном состоянии кузова получают методом тензометрирования как в стендовых, так и в дорожных условиях.

Прочность оценивают по пределу текучести материалов. При одностороннем растяжении или сжатии допускаемое напряжение:

σ = σ _s/ К_без.

Условия прочности при изгибе:

σ_ст + σ_д ≤ σ_и или σ_ст ≤ σ_s К_без (1 — К_д)

при кручении σ_к ≤ σ_s К_без (1 + 1 / К_д).

При наличии сложного напряженного состояния эквивалентное напряжение

.

Удельная крутильная жесткость характеризует сопротивление кузова закручиванию и представляет собой отношение момента к вызванному углу закручивания на длине базы автомобиля, умноженному на размер базы, для легковых автомобилей она составляет 130...300 Н∙м²/°.

Изгиб кузова в вертикальной плоскости характеризует удельная изгибная жесткость — отношение нагрузки к вызванному прогибу, умноженному на размер базы в третьей степени (прогиб балки пропорционален третьей степени длины пролета); для легковых автомобилей она составляет 850...2200 Н∙м³/мм.

Наиболее полное приближение к результатам натурных испытаний несущей системы дает расчет кузова и рамы с использованием метода конечных элементов. Этот метод расчета многократно статически неопределимых конструкций основан на совместном рассмотрении напряженного состояния системы небольших элементов конечного размера. Метод конечных элементов заключается в том, что реальная конструкция заменяется структурной моделью, состоящей из простейших элементов, таких, как стержни, пластины и др. объемные элементы с известными упругими свойствами. Исходя из того, что упругие свойства отдельных элементов известны, можно определить свойства всей системы в целом при определенных нагрузках. Процесс расчета осуществляется в несколько этапов. На этапе предварительной подготовки конструкцию разбивают на простые элементы. Например, разбиение кузова производят на одной половине по оси симметрии примерно на 200—500 элементов. На этапе получения предварительной модели определяют координаты узловых точек. Эта работа занимает по времени несколько недель или даже месяцев. Затем проводится расчет с использованием ЭВМ по специально разработанным программам. На рисунке 38 показана для примера структурная модель кузова легкового автомобиля, построенная в результате подготовительных этапов с помощью графопостроителя.

Следует помнить, что структурная модель рассмотрена без учета различных мелких элементов (отверстий, гофр, сварки и др.), которые могут оказать заметное влияние на напряженное состояние кузова и нуждаются в последующей экспериментальной проверке.

Рисунок 26. Расчетная структурная модель кузова легкового автомобиля

2. Система управления шасси автомобиля

3.1 Тормозная система автомобиля

1 – главный цилиндр гидропривода тормозов; 2 – трубопровод контура «правый передний – левый задний тормоз»; 3 – гибкий шланг переднего тормоза; 4 – бачок главного цилиндра; 5 – вакуумный усилитель; 6 – трубопровод контура «левый передний – правый задний тормоз»; 7 – тормозной механизм заднего колеса; 8 – упругий рычаг привода регулятора давления; 9 – гибкий шланг заднего тормоза; 10 – регулятор давления; 11 – рычаг привода регулятора давления; 12 – педаль тормоза; 13 – тормозной механизм переднего колеса.

Анализ и оценка конструкции тормозной системы автомобиля

Тормозной механизм.

Для оценки конструктивных схем тормозных механизмов служат следующие критерии:

Коэффициент тормозной эффективности. Отношение тормозного момента, создаваемого тормозным механизмом, к условному приводному моменту

К_э = М_тор /(∑Рr_тр),

где М_тор — тормозной момент; ∑Р — сумма приводных сил; r_тр — радиус приложения результирующей сил трения (в барабанных тормозных механизмах — радиус барабана r_б, в дисковых — средний радиус накладки r_ср).

Тормозная эффективность должна оцениваться раздельно при движении вперед и назад.

Дисковые тормозные механизмы.

Дисковые тормозные механизмы применяются главным образом на легковых автомобилях: на автомобилях большого класса на всех колесах; на автомобилях малого и среднего классов — в большинстве случаев только на передних колесах (на задних колесах применяются барабанные тормозные механизмы).

В последние годы дисковые тормозные механизмы нашли также применение на грузовых автомобилях ряда зарубежных фирм.

Рисунок 28 - Схема дискового тормозного механизма и его статическая характеристика

Схема и статическая характеристика дискового тормозного механизма приведены на рисунке 28. Для него тормозной момент

М_тр = 2Р μ r_ср,

а коэффициент эффективности

К_э = М_тр / (2Р r_ср) = μ.

При расчетном коэффициенте трения μ = 0,35 коэффициент эффективности К_э = 0,35. Из этого можно заключить, что дисковый тормозной механизм обладает малой эффективностью (как можно будет увидеть дальше — минимальной сравнительно с другими тормозными механизмами). Так, при расчетном коэффициенте трения μ = 0,35 тормозной момент примерно в 3 раза меньше приводного момента. Основным достоинством дискового тормозного механизма является его хорошая стабильность, что отражено в статической характеристике, которая имеет линейный характер. В настоящее время стабильности отдается предпочтение перед эффективностью, так как необходимый тормозной момент можно получить увеличением приводных сил в результате применения рабочих цилиндров большего диаметра или усилителя.

Барабанные тормозные механизмы.

Рассмотрим силы, действующие на колодку барабанного тормозного механизма (рис. 29, а).

Рисунок 29. Схема сил, действующих на колодку барабанного тормозного механизма, и характеристика

Колодка прижимается к тормозному барабану под действием силы Р_τ. При вращении барабана по направлению, указанному стрелкой, между барабаном и накладкой колодки возникают силы взаимодействия. Выделим элементарную нормальную силу dР_n и элементарную касательную силу dР_τ.

Элементарная нормальная сила

dР_n = μ dF = p b r_б dβ,

где р — давление на накладки; dF — элементарная площадка накладки; b — ширина накладки; r_б — радиус барабана; β — угловая координата элементарной площадки.

Элементарная касательная сила (сила трения)

dР_τ = μ dР_n = μ p b r_б dβ

Тормозной момент, создаваемый колодкой,

.

Чтобы проинтегрировать это выражение, необходимо знать, как изменяется давление по длине накладки. При расчетах обычно принимают равномерное распределение давления или распределение по синусоидальному закону р = p_maxsinβ (возможно применение и других законов изменения давления).

При равномерном распределении давления M_тр = μbr_б²pβ₀ (β₀ = β₂ — β₁ — угол охвата накладки), а при распределении по синусоидальному закону

M_тр = μbr_б²p (cos β₁ — cos β₂).

С достаточной для практических целей точностью можно принять распределение давления по длине накладки равномерным. Это допущение используется далее при сравнительной оценке различных схем тормозных механизмов.

Как видно из схемы, равнодействующая сил трения (условная) приложена на радиусе ρ, который зависит от угла β₀ = = 90...120°. При расчетах тормозного момента равнодействующую сил трения обычно приводят к радиусу тормозного барабана, что позволяет использовать упрощенные формулы. С этой целью вводят коэффициент k₀, который можно определить, приравняв момент трения и колодках M_тр = ρ расчетному моменту трения M_тр = = Р_τ r_б, тогда

M_тр = ρ = Р_τ r_б,

где Р_τ — сила трения, действующая в колодку на плече r_б. Отсюда

k₀ = r_б / ρ = / Р_τ = / P_n; = k₀ P_n

Коэффициент k₀ может быть найден по графику рисунок.

Тормозной механизм с равными приводными силами и односторонним расположением опор — схема сил, действующих на колодки, и статическая характеристика показаны на рисунке 30.

На схеме Р' = Р" = Р — приводные силы; Р'_n, Р"_n — равнодействующие нормальных сил, действующих со стороны тормозного барабана на колодки; P'_τ, P"_τ — силы трения, действующие на колодки; R'_x, R''_x, R'_y, R''_y — реакции опор.

Рисунок 30. Схема тормозного механизма с равными приводными силами и односторонним расположением опор и его статическая характеристика

Для активной колодки сумма моментов сил относительно точки опоры колодки

Ph + P'_τ r_б — k₀P'_n a = 0.

Принимая во внимание, что P'_τ = μP'_n, подставим значение P'_n в уравнение моментов и решим его относительно P'_τ:

.

Момент трения, создаваемый активной колодкой,

.

При k₀a = μ r_б, М_тр = ∞ тормозной механизм заклинивается.

Для пассивной колодки сумма моментов сил относительно точки опоры колодки,