АННОТАЦИЯ

Пневматическая подвеска седельного тягача “Урал-6470” –расчетно — пояснительная записка 117 стр; 38 иллюстраций. Библиография литературы 13 наименований; 11 листов чертежей ф. А1, 1 лист чертежей ф. А3.,7 листов спецификаций.

Внимание! 
Это ОЗНАКОМИТЕЛЬНАЯ ВЕРСИЯ работы №3375, цена оригинала 1000 рублей. Оформлена в программе Microsoft Word

В проекте проведен анализ существующих конструкций задних подве-сок грузовых автомобилей с колесной формулой 6х4. На основе проведённого анализа разработана конструкция пневматической подвески задней оси и проведена её компоновка. В конструкторской части приведено описание конструкции разработанной подвески, расчет параметров подвески описание вводимых в конструкцию деталей, проектный расчет элементов пневматической подвески. В технологической части приведено краткое описание техпроцесса и расчет режимов работы пресса на изготовление кронштейна амортизатора пневматической подвески. В экономической части определен годовой экономический эффект в сфере производства и эксплуатации в расчете на один автомобиль, а также интегральный экономический эффект за срок службы автомобиля. В разделах БЖД и гражданская оборона дано описание разрабатываемого автомобиля с точки зрения безопасности и возможности использования разрабатываемого автомобиля в составе подразделений ГО. В конце проекта дано заключение о целесообразности создания и ис-пользования автомобиля Урал-6470 с пневматической подвеской задней оси.

ВВЕДЕНИЕ

Основными устройствами, защищающими автомобиль от динамических воздействий дороги и сводящими колебания и вибрации к приемлемому уровню, являются подвеска и шины.

Многолетний опыт показывает, что неровности дороги и вызываемые ими колебания кузова и колес автомобиля ведут, как правило, к ухудшению всех его эксплуатационно-технических качеств и к тем большему, чем хуже качество дороги.

Есть два пути уменьшения этих потерь – строительство дорог с усовер-шенствованным покрытием и улучшение качества подвески. Оба направления дополняют друг друга, так как строительство дорог – процесс длительный и дорогостоящий. Кроме того, улучшение характеристик подвески приводит к повышению комфортности и улучшению условий труда (а, следовательно, к повышению производительности труда) водителя даже на современных дорогах с высококачественным покрытием. Следует также отметить, что повышение эксплуатационных качеств подвески не только ведет к росту эффективности автомобильных перевозок, но и способствует повышению долговечности дорожного покрытия. Применение современных систем подвесок (пневма-тических упругих элементов, резинометаллических шарниров и т.п.) на грузовых автомобилях ведет к значительному снижению шума от автомобиля, что особенно актуально в крупных городах и населенных пунктах, находящихся вблизи крупных автодорог.

На магистральных автомобилях давно применяют не рессорную, а пневматическую подвеску. Пневматическая подвеска все чаще устанавливается на строительной автотехнике, условия эксплуатации которой не требуют наличия очень большого дорожного просвета, усиленной подвески или двух ведущих задних осей.

Двухточечная пневматическая подвеска хорошо зарекомендовала себя, как надежная и долговечная подвеска для магистральных и вседорожных автомобилей. Эта система демонстрирует присущую ей прочность и не нуждается в регулярном техническом обслуживании. Базовая конструкция такой подвески устанавливается как на передних, так и на задних осях автомобиля.

Несмотря на простоту конструкции, пневматическая система подвески обладает выдающимися функциональными возможностями, не ограниченными только защитой перевозимого груза. От других систем подвески она отличается повышенной жесткостью, что обеспечивает повышенное сопротивление крену и, следовательно, исключительную устойчивость автомобиля. Это свойство пневматической подвески может оказаться весьма важным для тех операторов, которые занимаются перевозкой тяжеловесных грузов.

Новая система обладает большей гибкостью и упругостью. В результате ее применение обеспечивает оптимальную защиту груза, лучшее сцепление с дорогой и способность автомобиля «держать дорогу». Это достигается ценой меньшего сопротивления крену и некоторого снижения прочности подвески до стандартного уровня. Следовательно, такая подвеска может быть рекомендована для эксплуатации на дорогах с хорошим покрытием.

1 ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ПРОЕКТА

1.1 Назначение разрабатываемого автомобиля

Аналогом для разрабатываемого автомобиля служит Урал-6470 (рис. 1) с колесной формулой 6х4 с дизельным двигателем ЯМЗ­7511 предназначен для буксирования полуприцепов по дорогам I–IV категории.

Рисунок 1 Седельный тягач Урал-6470-0000010-21

Автомобиль рассчитан на эксплуатацию при безгаражном хранении в районах с умеренным климатом по ГОСТ 15150-69, температурах окружающего воздуха от минус 45 С до плюс 40 С.

Автомобиль предназначен для эксплуатации с полуприцепами по

ГОСТ Р 52281-04 с двухпроводным приводом тормозной системы по

ГОСТ 4364-81, имеющими пневмовыводы по ГОСТ Р 50023-92 и электровыводы по ГОСТ 9200-76 (исполнения II) и полную массу в соответствии с технической характеристикой.

Ресурс автомобиля при первой категории условий эксплуатации в соответствии с ГОСТ 21624-81 составляет 1000000 км.

Таблица 1 Техническая характеристика

Параметры Урал-6470-0000010-21

1 2

Общие данные

Масса полуприцепа, приходящаяся на седельно-сцепное устройство, кг

15900

Масса автомобиля в снаряженном состоянии, кг

9580

Полная масса автомобиля, кг 25630

Распределение нагрузки на дорогу от автомобиля полной массой, кг:

через шины передних колес

через шины задних колес

6750

18880

Максимальная скорость движения автомобиля на высшей передаче, км/ч

100

Контрольный расход топлива автомобиля при скорости 60 км/ч на 100 км, л, не более

24,5

Продолжение таблицы 1

1 2

Наименьший радиус поворота автомобиля по оси следа переднего внешнего (относительно центра поворота) колеса, м, не более 6,52

Двигатель

Тип, модель ЯМЗ-7511 дизельный, V-8, 4-тактный, с турбонаддувом, непосредственным впрыском топлива, жидкостным охлаждением.

Мощность при частоте вращения 1900 мин-1, кВт(л.с.)

294 (400)

Максимальный крутящий момент при частоте вращения 1100-1300 мин-1, Н.м (кгс. м) 1715 (175)

Частота вращения коленчатого вала, мин-1:

при номинальной мощности

1900

при максимальном крутящем моменте

1100-1300

Продолжение таблицы 1

1 2

Ходовая часть

Рама Переменного сечения, по ширине

спереди – 950 мм, сзади – 770 мм

Буксирные приборы Спереди – буксирное устройство по

ГОСТ 25907 (две буксирные вилки со шкворнями, типоразмер «3»).

Сзади – шкворневое буксирное устройство или буксирная проушина

Подвеска автомобиля:

передняя

Зависимая, на параболических рессорах

задняя Зависимая, балансирная на полуэллиптических рессорах

Колеса 9-22,5 дисковые, стальные, с разъемным трехкомпонентным ободом, с коническими посадочными полками 5°, с центрированием по центральному отверстию диска

Шины Автошина 315/80 R22,5 154/150М пневматические, камерные, радиальные, с универсальным рисунком протектора

Продолжение таблицы 1

1 2

Номинальное давление воздуха в шинах кПа (кгс/см2):

передних колес

задних колес

810±20 (8,3±0,2)

650±20 (6,6±0,2)

Держатель запасного колеса Горизонтальный, расположен на кронштейне на левом лонжероне

Тормозная система

Рабочая тормозная система С двухконтурным пневматическим приводом, с антиблокировочной системой. Колесные тормозные механизмы барабанного типа

Аварийная тормозная система Один из контуров рабочей тормозной системы

Стояночная тормозная система

С двумя пружинными энергоаккумуляторами, действующими на тормозные колодки колес заднего моста

Вспомогательная тормозная система Тормоз компрессионного типа установлен в системе выпуска газов

Кабина

Кабина Двухместная, с одним спальным местом, опрокидываемая

Отопитель кабины Основной – жидкостный от системы охлаждения двигателя

Дополнительный – независимый воздушный отопитель

Подвеска кабины Пружинная, с гидравлическими амортизаторами и стабилизатором поперечных колебаний

Продолжение таблицы 1

1 2

Угол опрокидывания кабины, град 60

Запорное устройство кабины Гидравлический замок

Механизм опрокидывания кабины Гидравлический с ручным приводом

Специальное оборудование

Седельно-сцепное устройство JOST тип JSK37C185Z, FISCHER тип SK-S 36.20*

* Допускается конструкцией.

Габаритные размеры автомобиля показаны на рис. 2. Размеры, отмеченные звездочкой, указаны для автомобиля в снаряженном состоянии.

Рисунок 2. Габаритные размеры седельного тягача

1.2 Общее устройство подвески

Подвеской автомобиля называют совокупность устройств, связывающих колеса с рамой (кузовом) и предназначенных для уменьшения динамических нагрузок, передающихся автомобилю вследствие неровной поверхности дороги, а также обеспечивающих передачу всех видов сил и моментов, действующих между колесом и рамой (кузовом).

Разнообразные силы взаимодействия колеса и дороги можно свести к трем составляющим: вертикальной Z, продольной X, поперечной или боковой Y. Передача этих сил и их моментов осуществляется через детали подвески. Подвеска автомобиля состоит из трех устройств: упругого, гасящего и направляющего.

Разнообразные силы взаимодействия колеса и дороги можно свести к трем составляющим: вертикальной Z, продольной X, поперечной или боковой Y.

Передача этих сил и их моментов осуществляется через детали подвески. Подвеска автомобиля состоит из трех устройств: упругого, гасящего и направляющего.

Упругое устройство служит для уменьшения динамических нагрузок, обусловленных главным образом действием вертикальных составляющих Z. В некоторых случаях через упругое устройство подвески могут передаваться и другие составляющие сил взаимодействия колеса и дороги. Наличие упругого устройства подвески вызывает колебания кузова и колес автомобиля. Эти колебания должны происходить при определенных силах сопротивления (при затухании). Детали подвески, обуславливающие затухание колебаний кузова и колес автомобиля, относятся к гасящему устройству подвески. Передача продольной и поперечной составляющих X и Y, а также моментов этих сил происходит через направляющее устройство подвески, определяющее также характер движения (кинематику) кузова и колес автомобиля.

Функции трех перечисленных элементов подвески могут выполнять одни и те же или различные элементы. Так при зависимой рессорной подвеске вертикальные нагрузки передаются через листовые рессоры, а поперечные и продольные силы и моменты этих сил через балку, соединяющие колеса и листовые рессоры. Необходимое затухание колебаний достигается в следствие трения между листами в рессорах и в шарнирах, связывающих рессору с рамой. Таким образом, в данной подвеске листовые рессоры выполняют функции всех трех элементов подвески.

В случае пружинной зависимой подвески (заднеприводные модели ВАЗ) вертикальные нагрузки передаются через упругий элемент — пружину; продольные и поперечные силы и моменты от них передаются через систему штанг (четыре продольные и одна поперечная) — это направляющее устройство; гасящим устройством служат гидравлические амортизаторы. Таким образом, функции всех трех устройств выполняют различные детали.

1.3 Анализ применяемых типов подвесок задней оси

Подвески бывают зависимыми и независимыми. В первом случае левое и правое колеса одной оси связаны между собой жесткой балкой: при наезде одного колеса на неровность дороги, второе наклоняется на тот же угол. Во втором колеса подвешены независимо: при наезде на неровность дороги, одно из колес меняет свое положение, а второе — нет, что повышает управляемость, устойчивость и плавность хода автомобиля.

Пружины подвески служат для смягчения ударов и колебаний, передаваемых от дороги к кузову, а гидравлические амортизаторы необходимы для гашения колебаний кузова за счет сопротивления, возникающего при перетекании жидкости через калиброванные отверстия из одной полости амортизатора в другую. Также могут применяться газовые амортизаторы, в которых сопротивление возникает при сжатии газа. Стабилизаторы поперечной устойчивости предназначены для повышения управляемости и уменьшения крена автомобиля на поворотах. При выполнении поворота кузов и колеса автомобиля с одной стороны прижимаются к земле, а с противоположной стороны — стремятся оторваться от земли. Стабилизатор препятствует этому, прижимая разгруженную сторону автомобиля.

В настоящее время на автомобилях применяются различные типы подвесок — от простейших зависимых до сложных многорычажных, с рессорными, пружинными, торсионными, пневматическими и гидропневматическими упругими элементами. На грузовых автомобилях в основном применяются зависимые подвески, что обусловлено простотой и надежностью их конструкции, а также высокой несущей способностью. Однако, существует множество конструкций зависимых подвесок грузовых автомобилей, что обусловлено в основном различной грузоподъемностью, применением различных упругих элементов и условиями эксплуатации.

Задние подвески грузовых автомобилей различаются по количеству мостов (от одного до трех), по типу применяемого упругого элемента и по конструктивному исполнению.

Классификация по количеству мостов.

Задняя подвеска автомобилей с колесной формулой 4х2.

Колесная формула 4х2 широко распространена на седельных дорожных тягачах, фургонах и т.д. Преимуществами такой схемы являются:

 простота конструкции;

 малая габаритная длина;

 низкое сопротивление качению и потери на трение в трансмиссии;

Факторы, ограничивающие применение данной схемы:

 ограничение максимальной нагрузки на ось на дорогах общего пользования;

 ограниченная несущая способность шин;

 недостаточная проходимость (например, для карьерных самосвалов).

Задняя подвеска автомобилей с колесной формулой 6х4.

Для данной группы автомобилей характерна балансирная подвеска задних двух осей, обе из которых являются ведущими. К преимуществам данного типа подвески можно отнести:

 равномерное распределение нагрузки между осями;

 большая грузоподъемность;

 двукратное снижение перемещений подрессоренной части по сравнению с перемещениями мостов от неровностей опорной поверхности за счет балансирной схемы.

 лучшая проходимость.

Недостатки:

 сложность конструкции;

 большие габаритные размеры;

 повышенный износ шин и элементов трансмиссии из-за циркуляции мощности (при отсутствии дифференциала между мостами балансирной тележки) и проскальзывания шин в повороте;

 повышенное сопротивление качению.

Дополнительные (подъемные) мосты.

Устанавливается на различные виды грузовых дорожных автомобилей (седельные тягачи, бортовые автомобили и т.д.) с различными колёсными формулами. Данный тип автомобилей с колёсной формулой 4х2+2 (рисунок 3) находится в промежуточной нише между полноценными тягачами 4х2 и 6х4.

Рисунок.3 — Автомобиль — тягач с дополнительным (подъемным) средним мостом.

Использование подобной схемы (см. рис.3) даёт этим образцам ряд преимуществ:

 снижение снаряженной массы;

 повышение топливной экономичности (при поднятой дополнительной оси);

 снижение сопротивления качению (при поднятой дополнительной оси);

 больший срок службы шин дополнительной оси;

К недостаткам можно отнести:

 сниженную, по сравнению с обычной, несущую способность подъёмной оси;

 сложность конструкции.

На автомобилях с колесной формулой 6×4 и 6×6 широкое распространение получила подвеска задних мостов с балансирной тележкой и одноточечной опорой рессоры на раму. В качестве направляющего аппарата используются реактивные штанги. В некоторых конструкциях задних мостов тяговые силы передаются рессорами, а реактивный и тормозной моменты — реактивными штангами. Такая конструкция обеспечивает равномерное распределение крутящего момента по ведущим мостам и приемлемую плавность хода.

Большее распространение получили конструкции балансирных тележек, в которых для передачи тяговых и тормозных сил используют реактивные штанги. Именно эта схема применена в задних мостах отечественных автомобилей ЗИЛ, КамАЗ, «Урал». Схема обеспечивает равномерное распределение нагрузки между мостами и дает им возможность независимо друг от друга перемещаться вверх и вниз. Листовые рессоры при этом нагружены только весом автомобиля.

В США большое распространение на грузовиках получила подвеска задних ведущих мостов Iton Hendrixon. В ней картеры ведущих мостов имеют подвесные кронштейны с разветвлениями для захвата концов уравнительной балки, в эти концы вставлены резиновые втулки. Ось уравнительной балки установлена в резиновой втулке, которая в свою очередь, размещена в запрессованной стальной втулке, закрепленной к разъемному гнезду рессорного хомута. Поперечная труба, размещенная во втулках, связывает две уравнительные балки, что обеспечивает их точную фиксацию друг относительно друга.

Равномерное распределение нагрузки по осям тележки мостов в подвеске Iton Hendrixon

Особенностью этой подвески является то, что когда одно из колес пары мостов поднимается в случае наезда на препятствие, то в результате действия уравнительной балки хомут проходит только половину вертикального расстояния, пройденного колесом. Наклон мостов автомобиля зависит от упругости резиновых втулок, благодаря чему удерживается взаимная параллельность мостов между собой, а также параллельность колес относительно рамы. Применение резиновых элементов снижает до минимума заботы, связанные с необходимостью смазки узла.

Рисунок 4 — Задняя подвеска автомобиля Урал-6464 (6х4).

На рисунке 4 изображена задняя подвеска автомобиля Урал-6464 с тремя продольными реактивными штангами на каждую ось и стабилизатором поперечной устойчивости задней оси. Поперечные штанги отсутствуют, поперечные реакции воспринимают рессоры.

Пневматическая задняя подвеска представляет собой совокупность нескольких систем и узлов:

 упругий элемент;

 демпфирующее устройство (амортизатор);

 направляющее устройство;

 система управления и питания.

Большие количество составляющих обуславливает основные недостатки пневматических подвесок:

 высокая себестоимость;

 сложность обслуживания и ремонта.

На рисунке 5 представлена принципиальная схема пневматической подвески.

Рисунок 5 Принципиальная схема пневматической подвески с резинокордными упругими элементами и автоматическим регулированием положения кузова

1 – упругий элемент; 2 – ось автомобиля; 3 – рама автомобиля;

4 – дополнительный воздушный резервуар; 5 – воздуховод; 6 – регулятор положения кузова; 7 – компрессор; 8 – резервуар.

Анализ конструкций автомобилей показывает, что весовой коэффициент использования автомобиля, определяемый отношением полезной нагрузки к собственному весу, непрерывно увеличивается. Стремление к минимальному собственному весу, увеличению весового коэффициента использования автомобиля и максимальной комфортности приводит к тому, что подвески со стальными рессорами уже не всегда способны вписываться в предъявляемые к ним требования. Во многих случаях подвеска должна обеспечивать:

 максимальную плавность хода при отсутствии значительных взаимных смещений подрессоренных и неподрессоренных частей автомобиля;

 минимальный просвет между кузовом (шасси) и осями;

 постоянство высоты подножки или уровня пола при изменении нагрузки.

При линейных характеристиках традиционных упругих элементов не удается добиться приемлемой частоты собственных колебаний, равной

90-120 мин-1, что вынуждает конструкторов обращаться к упругим элементам с нелинейной, прогрессивной характеристикой: пневматическим или гидропневматическим, обладающим целым рядом достоинств.

Во-первых, эти упругие элементы имеют большую энергоемкость в основном рабочем диапазоне и при больших прогибах, а значит, обеспечивают снижение амплитуды колебаний, уменьшение количества энергии, поглощаемой амортизаторами, упрощают регулировку. При этом в подвесках со стальными упругими элементами прогрессивная характеристика достигается только за счет сильного усложнения конструкции. Второе достоинство — легкость автоматического регулирования жесткости и динамичного хода подвески в соответствии с условиями нагружения, что позволяет получить большую плавность хода и улучшить другие эксплуатационные качества. При одинаковых размерах упругого элемента подвеска позволяет иметь высокую степень унификации для автомобилей разной грузоподъемности со значительной разницей в величине подрессоренных масс. Это третье достоинство. В — четвертых, пневмоэлементы имеют чрезвычайно высокую долговечность, недостижимую для стальных упругих элементов. Например, баллоны автобусов GMC выхаживают до 1 млн. км.

Постоянное положение кузова облегчает обеспечение правильной кинематики подвески и рулевого привода, снижается центр тяжести автомобиля и, следовательно, повышается его устойчивость. При любой нагрузке обеспечивается надлежащее положение фар, что повышает безопасность движения в ночное время. Это — пять. В-шестых, для улучшения устойчивости автомобиля при торможении на пневмоподвеску часто возлагается еще одна функция: точно регулировать тормозные усилия на колесах в зависимости от изменения нагрузок на них. Практически пневмоподвеска делает это более точно, чем механические системы регулирования тормозного давления и не обладает недостатком электронных систем, допускающих сбои в работе в условиях повышенной влажности. И, наконец, благодаря ей увеличивается срок службы автомобиля в целом.

Итог получается достаточно простым: учитывая, что стоимость изготовления пневмоподвесок почти сравнялась со стоимостью рессорных подвесок, применение первых позволяет получить большой технико-экономический эффект.

1.4 Плавность хода и организм человека

Плавностью хода называют свойство, характеризующее утомляемость водителя и сохранность груза от колебаний автомобиля. Стремление повысить грузоподъемность и скорость транспортных средств, расширить использование автопоездов с целью повышения производительности и энерговооруженности сопряжено с возрастанием вибрационных нагрузок, действующих на водителя, пассажиров и перевозимый груз. С другой стороны для повышения производительности и безопасности движения на автомобильном транспорте необходимо снижать утомление водителя, составной частью которого является воздействие колебаний.

Рисунок 6 — Пределы воздействия вибрации при 8-ми часовой продолжительности:

1 – порог снижения комфорта; 2 – граница снижения производительности труда от усталости; 3 – предел воздействия

Человек ощущает колебания и вибрации неодинаково на разных частотах и в разных направлениях. Воздействия с частотой до 20…25 Гц воспринимаются человеком как отдельные колебания, с более высокой частотой – слитно, как вибрация. В связи с тем, что колебания автомобиля от неровностей дороги, определяющие неудобства езды, находятся в диапазоне 1…20 Гц, оценку плавности хода проводят в этой области частот. При колебаниях до 1 Гц ощущения разных людей во многом зависят от их индивидуальных качеств (эффект укачивания и т.п.). Наибольшая чувствительность человека к вертикальным колебаниям находится в диапазоне частот 4…8 Гц. Диапазон частот 1…4 Гц является генетически привычным для человека, т. к. этим частотам соответствуют частоты ходьбы (1,7 — 2,5 Гц) и бега (2,5 – 5 Гц) [2].

Стандарт ИСО 2631 описывает нормы воздействия колебаний на человека. Граница снижения производительности труда от усталости при 8-ми часовом воздействии определяет предел, превышение которого может повлечь значительное снижение производительности труда, снижение внимания и замедление реакции водителя. Нормы, предлагаемые стандартом ИСО 2631, приведены на рисунке 6.

1.5 Обоснование применения пневматической подвески задней оси

Цель данной работы состоит в разработке пневматической подвески для автомобиля УРАЛ-6470, что позволит ему передвигаться по дорогам 1-4 категории.

Анализ конструкции автомобилей показывает, что весовой коэффициент использования автомобиля, определяемый отношением полезной нагрузки к собственному весу автомобиля, непрерывно увеличивается. Эта тенденция наиболее ярко выражена для седельных тягачей. Стремление к минимальному собственному весу, увеличению весового коэффициента использования автомобиля и максимальной комфортабельности приводит к тому, что обычные системы подвесок, оборудованных стальными рессорами, уже не отвечают в полной мере предъявляемым к ним основным требованиям:

1) получению максимальной плавности хода при отсутствии значительных взаимных смещений подрессоренных и неподрессоренных частей автомобиля;

2) обеспечению минимального просвета (зазора) между кузовом (шасси) и осями;

3) достижению постоянства высоты подножки, уровня пола или седельно-сцепного устройства при изменении нагрузки;

4) обеспечению требуемой периодичности технического обслуживания и ресурса элементов подвески.

Выполнение этих во многом противоречивых требований связано со значительными трудностями. При изменении нагрузки на автомобиль меняются величина и распределение общей подрессоренной массы, в результате чего меняются и частоты собственных колебаний подрессоренных масс. Если, например, при полной нагрузке плавность хода автомобиля удовлетворительна, то она может оказаться неудовлетворительной при частичной загрузке или вообще неприемлемой для порожнего автомобиля. Иначе говоря, подвеска с постоянной жесткостью плохо при¬спосабливается к значительным изменениям нагрузки.

При нагружении автомобиля в основном изменяется нагрузка на одну из подвесок, т. е. в широких пределах изменяется только одна собственная частота, в то время как вторая частота изменяется мало, а для грузовых автомобилей практически остается постоянной. Так, для автобусов вес, приходящийся на заднюю подвеску, изменяется в 2 — 3 раза, а для грузовых автомобилей — в 2,5 — 4 раза (в 3,75 раза для а/м “Урал-6470”) [3]. Это приводит к большой разнице между частотами передней и задней подвесок, что отрицательно сказывается на плавности хода автомобиля и вызывает значительные продольные угловые колебания кузова. Важнейшим преимуществом пневматической подвески является возможность осуществления автоматического регулирования подвески таким образом, чтобы статический прогиб упругих элементов оставался постоянным независимо от нагрузки. При этом одновременно с увеличением общей энергоемкости системы можно получить подвеску с меньшей начальной жесткостью по сравнению с подвеской без компенсации. Применение регулируемой пневматической подвески приводит к значительному уменьшению частоты собственных колебаний кузова при практической изохронности подвески; повышается плавность хода и сохраняется комфортабельность независимо от нагрузки автомобиля; снижаются динамические нагрузки на шины, колеса и шасси автомобиля (особенно при малонагруженном или порожнем автомобиле). Так, например, установка пневматической подвески на автомобиле “ЗИЛ-164” привела к снижению вертикальных ускорений в кузове с 5-6 до 3,5-4 м/сек2 при езде по асфальтированному шоссе со скоростью 40 — 50 км/час и с 8 — 10 до 4,5 — 6 м/сек2 при движении по дороге с булыжным покрытием со скоростью 30 — 40 км/час. [3].

В случае применения резино — кордовых упругих пневматических элементов и резино — металлических шарниров в значительной мере уменьшаются трение и износ в узлах подвески, а также передаваемые на шасси вибрации и толчки, обеспечивается качественная звукоизоляция кузова от шумов, передаваемых на шасси через упругие элементы подвески.

Эти шумы имеют существенное значение для оценки комфортабельности автомобиля. Сопротивление передаче колебаний высокой частоты для воздуха и резины значительно выше, чем для рессорной стали. Если принять этот коэффициент для воздуха условно равным единице, то для резино — кордовой оболочки он составит 0,002, а для стали — 0,00001 [3]. Отсюда становится понятным понижение уровня шумов, передаваемых на кузов при использовании резино — кордовых упругих элементов.

Снижение динамических нагрузок в сочетании с постоянной высотой пола платформы позволяет намного увеличить весовой коэффициент использования автомобиля. Результаты тензометрирования в наиболее напряженных точках рамы и заднего моста (см. рисунок 7) показывают, что в результате уменьшения динамических нагрузок и вибраций существенно снижаются действующие напряжения, что позволяет применить менее прочные и более легкие материалы и уменьшить габаритные размеры ряда частей автомобиля [3].

Возможно также снижение веса неподрессоренных частей за счет малого веса самого упругого элемента. Так вес двухгофрового пневмобаллона, например, при грузоподъемности автомобиля 3175 кг составляет всего 2,27 кг [3]. В связи с ограничением габаритов автопоезда по ширине и высоте для повышения грузоподъемности кузова необходимо предельно понизить уровень пола платформы прицепа (полуприцепа). Применение регулируемой пневматической подвески с компенсацией статического прогиба дает возможность использовать пространство, определяемое статическим прогибом обычных рессор, для увеличения полезной нагрузки автомобиля.

Рисунок 7 — Осциллограммы напряжений в картере заднего моста при переезде единичной неровности:

а) — подвеска на листовых рессорах;

б) — пневматическая подвеска.

Так, для седельного тягача Джи-Эм-Си (GMC) каждый миллиметр статического прогиба соответствовал 0,023 м3 неиспользованного пространства. Так как обычные подвески автопоезда имеют статический прогиб без нагрузки

76 — 127 мм, выигрыш в объеме при переходе на пневматическую подвеску составляет 1,8 — 3,0 м3. Высота опорного круга передней части полуприцепа была соответственно понижена на 127 мм [ 3 ].

Очевидно, что установка пневматических упругих элементов в компенсированной подвеске неизбежно связана с применением ряда дополнительных агрегатов, питающих эти элементы воздухом и объединенных единой системой циркуляции воздуха. Комплекс этих агрегатов в сочетании с упругим, направляющим и гасящим устройствами и образует систему пневматической подвески автомобиля.

Так как использование пневматических упругих элементов приводит к установке на автомобиль ряда дополнительных узлов, входящих в систему циркуляции, было бы неправильно оценивать долговечность подвески в целом только ее упругими элементами. Отсюда следует, что качественное выполнение этих узлов имеет большое значение для распространения пневматической подвески. Совершенствование этих узлов с целью повышения долговечности и надежности их работы неизбежно приводит к некоторым усложнениям конструкции подвески, а, следовательно, и к увеличению стоимости ее изготовления по сравнению с обычной рессорной подвеской. Кроме того, надо учитывать дополнительные затраты, связанные с введением рычажного направляющего устройства, необходимого для передачи реактивных сил и моментов.

Для седельных тягачей допускается установка пневматической подвески только для задней оси; учитывая рост грузоподъемности автопоездов и стремление к увеличению нагрузки на переднюю ось, следует рекомендовать установку пневматических упругих элементов и в передней подвеске.

1.6 Упругие элементы пневматических подвесок

Типы применяемых пневматических подвесок очень многообразны, работа над ними ведётся постоянно, что приводит к появлению новых схем. По виду упругого элемента пневматические подвески могут быть разделены на подвески с телескопическими и с резинокордными упругими элементами.

Основными частями телескопического пневматического упругого элемента являются поршень и рабочий цилиндр. Причём изменение объема воздуха при работе подвески происходит за счёт перемещения поршня в цилиндре.

В резинокордном пневматическом упругом элементе сжимаемый воздух ограничивается полностью или частично гибкой резинокордной оболочкой и изменение его объёма при работе связано с изменением формы оболочки.

Резино — кордные упругие элементы.

Рис. 8 Резино — кордный пневматический элемент — двухсекционный пневмобаллон.

1 — резино — кордная оболочка; 2 — прижимные кольца; 3 — болты; 4 — стягива-ющее кольцо; 5 — борт оболочки с вложенным бортовым кольцом.

Круглые пневмабаллоны получили широкое применение ранее других резино — кордных упругих элементов и являются наиболее изученными. Оболочка пневмобаллона состоит из нескольких слоёв прорезиненной кордной ткани (каркаса), внутреннего герметезирующего и внешнего защитного слоя резины. В качестве материала ткани обычно используют полиамидное волокно (нейлон, капрон). В большинстве случаев число кордных слоев равно двум, реже, четырём. Внутренний слой резины должен быть не только воздухонепроницаемым, но и хорошее сопротивление воздействию масла. Внешний слой должен хорошо сопротивляться воздействию масла, бензина, солнечных лучей, озона. Общая толщина оболочки составляет обычно 3-5 мм. Оболочка имеет как сверху, так и снизу борт со стальным проволочным кольцом, причём слои корда завёртывают вокруг кольца.

Кольца можно сделать как из одной проволоки большого диаметра или из многих свитых тонких проволок. В некоторых случаях вместо проволоки используют резину высокой твёрдости.

В ряде случаев толщина оболочки не одинакова по её меридиану: наименьшую толщину оболочка имеет по поверхности большего диаметра, наибольшую у стягивающих и прижимных колец.

Диафрагменные упругие элементы

Рисунок 9 — Резино — кордный пневматический элемент диафрагменного типа.

Диафрагменные пневматические упругие элементы нашли практическое применение в автомобильных подвесках позже, чем баллонные. Основная причина появления диафрагменных упругих элементов заключалась в стремлении применять пневматическую подвеску на легковых автомобилях. Баллонные упругие элементы для этой цели мало пригодны, так как они не допускают снижения собственной частоты колебаний подвески ниже 75 -80 кол / мин. И требуют больших дополнительных резервуаров, трудно разместимых на легковых автомобилях. Кроме того, конструктивно и технологически трудно получить баллонные упругие элементы малого диаметра при сохранении того же хода и тех же статических прогибов, что и для элементов большого диаметра. Поэтому минимальные внешние диаметры пневмобаллонов, применяемых в настоящее время, составляют около 200 мм, что так же создаёт затруднения при их компоновке в подвеске.

Диафрагменные упругие элементы обеспечивают более низкие частоты, могут быть выполнены очень малых диаметров и для них требуются меньшие резервуары. Их можно применять не только на легковых, но и на грузовых автомобилях и автобусах. При этом в результате уменьшения или полного устранения дополнительных резервуаров заметно снижается вес, уменьшается расход воздуха при регулировании высоты кузова и, следовательно, снижается загрузка компрессора.

Виды диафрагменных упругих элементов.

а) Обычно корпус крепиться на подрессоренной части автомобиля, шток поршня на неподрессоренной. При перемещении поршня происходит «перекатывание» диафрагмы в зазоре между поршнем и направляющей и сжатие воздуха в корпусе упругого элемента.

Рисунок 10 — Резино — кордный пневматический элемент диафрагменного типа

1 — жесткий корпус; 2 — резинокордная диафрагма; 3 — поршень; 4 — направляющая.

б) В этом случае нет внешней направляющей оболочки и она под действием внутреннего давления воздуха в упругом элементе принимает равновесную форму, подобно тому, как это происходит в баллонных упругих элементах.

Рисунок 11 Диафрагменный упругий элемент с направляющей.

1 — поршень; 2 — резино — кордная оболочка; 3 – корпус

в) Резинокордная оболочка крепиться к верхнему поршню и к нижнему поршню. Средняя её часть стягивается широкой стальной обоймой, препятствующей расширению оболочки под действием давления воздуха. При работе подвески деформируется не только нижняя часть оболочки, связанная с поршнем, но и верхняя связанная с поршнем.

Рисунок 12 — Двойной диафрагменный элемент

2 — резино — кордная оболочка; 5 — верхний поршень; 6 — нижний поршень;

7 — стальная обойма.

г) Представляет собой сочетание баллонного и диафрагменного. Форма резино — кордной оболочки в верхней её части соответствует обычному круглому пневмобаллону. В нижней части оболочка крепиться к поршню и работает так же как в диафрагменном упругом элементе. Направляющая (4) выполнена как одно целое со стягивающим кольцом.

Рисунок 13 — Комбинированый упругий элемент.

2 — резино — кордная оболочка; 3 — поршень; 4 — направляющая; 7 — стальная обойма.

д) Диафрагменный упругий элемент рукавного типа.

Если диафрагменный упругий элемент имеет цилиндрический поршень и цилиндрическую направляющую и диафрагма на всём рабочем ходе не выходит из кольцевого зазора между поршнем и направляющей, эффективная площадь остаётся постоянной. Придавая поршню или направляющей более сложную форму, можно добиться желательного закона изменения эффективной площади, в частности, уменьшения её на некотором участке рабочего хода.

Этим диафрагменные элементы выгодно отличаются от баллонных, у которых эффективная площадь по мере их сжатия всё время возрастает, что препятствует снижению жёсткости до желательной величины.

Рисунок 14 — Диафрагменный упругий элемент рукавного типа.

2 — Резино-кордная оболочка; 3 — поршень; 9 — опорный фланец; 8 — зажимное кольцо.

1.7 Выбор упругого элемента

Проводя анализ седельных тягачей производителей (DAF, MAN, МАЗ) серийно устанавливающих на свои автомобили пневматические подвески, выяснилось, что наибольшее распространение, в настоящее время, получили диафрагменные упругие элементы рукавного типа. После изучения продукции производителей пневматических упругих элементов: Continental, Pirelli, Dunlop и др., предпочтение было отдано изделиям фирмы Continental, выбранный тип упругих элементов соответствует необходимым параметрам: ход подвески, грузоподъёмность, рабочее давление, габариты упругих элементов.

Для обеспечения грузоподъёмности, в 15 900 кг, приходящихся на седельно-сцепное устройство седельного тягача Урал — 6470, необходима установка четырёх упругих пневмоэлементов CONTITECH 916 N1. Одна подушка данной конструкции обеспечивает грузоподъёмность в 4100 кг, при избыточном давлении в 9,5 атм, что соответствует рабочему давлению пневматической системы автомобиля (рисунок 15).

Рисунок 15 Пневматический элемент (подушка) CONTITECH 916 N1

1.8 Основные типы системы питания пневматических подвесок

Рисунок 16 — Система питания открытого типа.

4 — ресивер тормозной системы; 6 — ресивер пневмоподвески; 13 — регулятор положения кузова; 14 — упругий элемент.

Назначение системы питания пневматических подвесок — снабжение упругих элементов воздухом под давления. Воздух должен быть очищен от примесей — воды, масла и пыли. Важнейшим требованием к системе питания пневматической подвески является требование герметичности системы.

Рисунок 17 — Система питания закрытого типа.

1 — компрессор; 3 — ресивер пневмоподвески; 6 — регулятор положения кузова; 3 — упругий элемент; 14 — регулятор давления.

Системы питания разделяются на закрытые и открытые. Наибольшее распространение получили открытые системы, в которых выходящий из упругого элемента воздух не возвращается обратно в компрессор, а выпускается в атмосферу. При закрытой системе питания воздух попадает в упругие элементы по трубопроводам высокого давления и возвращается к компрессору по трубопроводам низкого давления. Воздух из атмосферы попадает в закрытую систему только при недостатке воздуха в системе. Преимуществами этой системы, по сравнению с открытой, являются меньшая мощность компрессора, меньшая загрязнённость и увлажнённость воздух, но эта система значительно сложнее открытой.

В данной дипломной работе будет рассмотрена конструкция открытого типа. Что обусловлено выбором поставщика аппаратов управления пневмоподвеской и позволит сохранить пневматический привод тормозов практически без изменений. Материальные затраты на проектирование седельного тягача с подобной системой питания ниже, чем при установке закрытой системы.

Рисунок 18 — Схема питания воздухом пневматической подвески.

К — компрессор; БПВ — блок подготовки воздуха; ЗК — защитный клапан;

РПП — ресивер пневмотической подвески; АРТСП — автоматический распре-делитель тормозных сил на пневмоподвеске; УП — упругий пневмоэлемент;

ДУ — датчик уровня; КПК — клапан положения кузова; ЭМК — электромагнитный клапан.

1.9 Целесообразность данного проекта.

Конечной целью установки пневматической подвески на автомобиль

Урал-6470 являлись:

1 Уменьшение высоты седла, что дает возможность использования с данным автомобилем более широкой гаммы производимых прицепов отечественных и зарубежных фирм-производителей. Данный параметр должен быть снижен на 230мм при максимальной нагрузке на седло в сравнении с автомобилем-аналогом, оборудованным рессорной задней подвеской. Таким образом, высота седла будет понижена до 1150мм. Этот показатель может быть достигнут с помощью установки колес иной размерности, нежели на автомобиле-аналоге. Так на проектируемом автомобиле установлены колеса

8,5-20 дисковые, стальные, с разъемным трехкомпонентным ободом и шины 11,00R20 150/146К мод. КАМА-310, пневматические, камерные, радиальные, с универсальным рисунком протектора, имеющие статический радиус колеса 500мм, что на 70 мм меньше, нежели на автомобиле-аналоге. Таким образом, за счет установки колес иной размерности высота седла будет понижена на 140мм. Следующим этапом понижения высоты седла станет установка на данный автомобиль пневматической подвески. Которая по итогам расчетно-проектных работ должна дать выигрыш ещё в 90мм при полной загрузке, без потери работоспособности и плавности хода. Таким образом, в сумме должно быть достигнуто понижение высота седла на 230мм, до отметки в 1150мм, что близко к величине большинства производимых полуприцепов.

2 Следующим аспектом, который может быть достигнут за счет применения пневматической подвески, станет возможность использования автомобиля на уровне международных и межрегиональных перевозок. Это обусловлено значительным повышением плавности хода, повышенной сохранностью груза, высокой комфортабельностью, снижением расхода топлива, а так же более высокой надежностью и меньшей периодичностью проведения ТО.

3 Так же большим преимуществом проектируемой подвески является возможность её установки на автомобили с колесной формулой 4х2 без внесения значительных изменений в конструкцию. Что является немаловажным фактором с точки зрения унификации. И дает значительную выгоду в экономическом плане.

Все вышеописанное в целом делает разработку и применение пневматической подвески на автомобиле выгодным в экономическом и эксплуатационном плане.

За основу разрабатываемой подвески была взята рессорная подвеска, устанавливаемая в данный момент на автомобиль Урал-6470, в дальнейшем её конструкция была значительна изменена. Так из конструкции были исключены следующие детали (приведены наименования деталей для одной стороны, так как конструкция симметрична):

 рессора в сборе

 балансир в сборе

 торсион поперечной устойчивости в сборе

 реактивные тяги

 кронштейны крепления реактивных тяг

 кронштейны крепления рессор к мосту.

Таким образом, в данном дипломном проекте будет получена основа для разработки и компоновки пневматической подвески с использованием различных элементов. Принцип действия проектируемой подвески будет изложен в конструкторской части.

2 Конструкторская часть.

2.1 Описание устанавливаемых элементов.

Подвеска автомобиля-прототипа была кардинально переработана, в результате чего, были добавлены следующие комплектующие:

 пневматические элементы (пневмоподушки Contitech 916 N1);

 амортизаторы (Шк — 2905006.);

 кронштейны крепления амортизатора;

 полурессоры;

 кронштейны крепления полурессор к мосту (верхний, средний, нижний), стремянки;

 кронштейны крепления полурессор к раме;

 кронштейны крепления пневмоэлемента к раме;

 ось.

1 Пневматические элементы

Роль пневматического элемента в проектируемом автомобиле выполняет диафрагменный упругий элемент рукавного типа.

Если диафрагменный упругий элемент имеет цилиндрический поршень и цилиндрическую направляющую и диафрагма на всём рабочем ходе не выходит из кольцевого зазора между поршнем и направляющей, эффективная площадь остаётся постоянной. Придавая поршню или направляющей более сложную форму, можно добиться желательного закона изменения эффективной площади, в частности, уменьшения её на некотором участке рабочего хода.

Этим диафрагменные элементы выгодно отличаются от баллонных, у которых эффективная площадь по мере их сжатия всё время возрастает, что препятствует снижению жёсткости до желаемой величины.

После изучения продукции производителей пневматических упругих элементов Continental, Pirelli, Dunlop и др., предпочтение было отдано изделиям фирмы Continental. Выбранный тип упругих элементов соответствует необходимым параметрам: ход подвески, грузоподъёмность, рабочее давление, габариты упругих элементов.

Для обеспечения грузоподъёмности, 15900 кг, приходящихся на седельно-сцепное устройство седельного тягача Урал — 64704, необходима установка четырёх упругих пневмоэлементов CONTITECH 916 N1 Одна подушка данной конструкции обеспечивает грузоподъёмность в 4100кг, при избыточном давлении в 9 атм, что соответствует рабочему давлению пневматической системы автомобиля.

Таблица 2

Техническая информация

Номер для заказа 50336

Вес 2,1 kg

Грузоподъемность при избыточном давлении = 5 атм 21,0 kN

Грузоподъемность при избыточном давлении макс. = 9,5 атм 41,0 kN

Грузоподъемность при избыточном давлении мин. = 1,0 атм 3,6 kN

Свободный ход (мин. высота) *180 mm

Свободный ход (макс. высота) *450 mm

Габариты макс. диаметр 300 mm

Диаметр монтажного пространства (dR) 310 mm

Резонансная частота *1,30 Hz

Пневмоэлемент закреплен нижней частью к полурессоре болтовым соединением. Верхняя часть закреплена при помощи 4 болтовых соединений к специально изготовленному кронштейну и нижнему торцу рамы.

2 Амортизаторы (Шк — 2905006.)

Для данной конструкции были выбраны амортизаторы (Шк-2905006). Они служат для гашения колебаний, возникающих при движении автомобиля. Закреплены нижней частью на среднем кронштейне крепления моста и полурессоры при помощи кронштейна, в верхней же части на специальный кронштейн крепления амортизатора. Выбранный амортизатор соответствует всем требуемым характеристикам.

Амортизатор подвески Шк-2905006 предназначен для гашения колебаний вызываемых упругими элементам подвески колес при движении транспорта.

Технические характеристики:

Диаметр поршня, мм — 50;

Диаметр штока, мм — 20;

Ход поршня, мм — 180;

Длина в сдвинутом состоянии, мм — 390;

Наружный диаметр корпуса, мм — 76;

Рабочая жидкость — МГП -10 ОСТ 38.154-74;

Объем рабочей жидкости, мл — 500+10;

Силы сопротивления, развиваемые амортизатором, кгс:

на ходе сжатия:

 клапанный режим 0,52 м/сек — 200-300;

 дроссельный режим 0,17 м/сек — 45-125;

на ходе отдачи:

 клапанный режим 0,52 м/сек — 935-1265;

 дроссельный режим 0,17 м/сек — 350-650;

Масса, кг — 6,20.

3 Кронштейн крепления амортизатора предназначен для крепления амортизатора к раме. Выполнен из стали 45Л. Закреплен на раме при помощи двух болтовых соединений.

4 Полурессора

Данный элемент конструкции выполняет одну из основных силовых функций в проектируемой конструкции, так как воспринимает нагрузки не только от моста, но и передает их на ось вращения кронштейна, а так же воспринимает нагрузки, передаваемые пневмоэлементом. Изготовлена с применением ковки из стали 65Г, применяемой для изготовления высоконагруженных и ответственных рессор. Данный элемент закреплен на несущем кронштейне при помощи оси, соединен с мостом посредством системы кронштейнов крепления и стремянок, так же на нем закреплен пневмоэлемент.

5 Кронштейн закрепления подушки к раме изготовлен с учетом посадочных размеров подушки и имеет два отверстия для крепления к раме, и два — для фиксации подушки. Изготовлен из стали 20, толщиной 8 мм. Выполняет так же роль замыкающего элемента рабочей схемы конструкции.

6 Кронштейн крепления полурессоры к раме (несущий кронштейн).

Закреплен на 4 болтовых соединениях на боковой поверхности рамы, перед мостом. Имеет сложную форму, благодаря которой нагрузка распределена как на болтовое соединение, так и на нижнюю часть рамы. Изготовлен литьем из стали 30Л, обладающей высокой прочностью и стойкостью к нагрузкам.

Выполняет несущую функцию.

7 Кронштейн крепления полурессоры к мосту

Данная система состоит из 3 отдельно взятых элементов, выполняющих различные функции:

а) Верхний кронштейн имеет сложную форму, для фиксации стремянок и предотвращения их сползания во время эксплуатации автомобиля. Данный элемент приварен к чулку моста шовной сваркой.

б) Средний кронштейн представляет собой проставку между чулком моста и полурессорой, так же имеет сложную форму и кронштейн для крепления амортизатора. Данный элемент так же приварен к чулку моста.

в) Нижний кронштейн предназначен для фиксации стремянок, имеет форму, огибающую полурессору и надежно фиксирующий её при помощи стремянок.

Данные элементы выполнены литьем из стали 30Л.

8 Ось. В проектируемой конструкции применена ось, соединяющая полурессору с несущим кронштейном. Эта ось является тяжелонагруженным элементом системы, и выполняется из стали 38ХГН, применяемой для изготовления деталей, к которым предъявляются повышенные нормы прочности. Расчет данной детали на прочность приведен ниже.

Так же имеют место малозначительные доработки различных элементов, таких как стремянки, демпфер — отбойник и так далее, форма и размеры которых были изменены с учетом изменений конструкции подвески.

2.2 Расположение и закрепление деталей.

Расположение и закрепление деталей имеет следующую последовательность:

Несущий кронштейн при помощи четырех болтовых соединений крепиться на внешнюю боковую поверхность рамы. Он имеет сложную форму, благодаря чему охватывает нижнюю часть, что положительным образом сказывается на распределении нагрузки.

К кронштейну через ось закреплена полурессора, к которой при помощи системы кронштейнов крепления моста и полурессор крепится мост. А так же фиксируется пневматический элемент, который верхней частью при помощи кронштейна крепиться к раме, замыкая систему. Средний кронштейн крепления моста имеет проушины для установки амортизатора, который в свою очередь верхней частью закреплен к кронштейну на раме.

Принцип действия данной системы следующий: при воздействии на колеса, реакция, направленная перпендикулярно вверх действует на ось моста. Через систему кронштейнов, данный момент передается на полурессору, которая вращаясь на оси несущего кронштейна, передает большую часть полученной нагрузки на пневмоподушку, которая в свою очередь смягчает и гасит возникшую реакцию, за счет собственной деформации. От раскачивания в вертикальной плоскости данную конструкцию защищает амортизатор, закрепленный на каждой стороне моста. От смещения мостов в продольном и поперечном направлении защищает конструкция подвески, проектный расчет элементов которой будет приведен ниже.

Так же разработанная конструкция подвески позволяет изменять высоту седла, относительно опорной поверхности в пределах 90мм. Таким образом, минимальная высота седла, при сохранении работоспособности подвески составляет 1150 мм. Изменение высоты происходит за счет снижения объема воздуха в пневматических элементах .

2.3 Определение основных расчетных случаев нагружения.

Отметим, что, так как автомобиль является трехосным, с двумя ведущими мостами, то определение основных расчетных случаев нагружения будет проводиться для более нагруженной (средней) оси.

2.3.1 Разгон на первой передаче с максимальным ускорением.

Следует отметить, что автомобиль “Урал-6470” оснащается двигателем “ЯМЗ-7511” мощностью 400 л.с. В ходе проведения расчета предполагаем, что силы трения в трансмиссии равны нулю; крутящий момент, передаваемый от двигателя, соответствует максимальному, заявленному заводом-изготовителем; момент между ведущими колесами распределяется равномерно; колеса ведущих осей имеют одинаковое сцепление с дорогой и сопротивление качению. В режиме разгона на первой передаче с максимальным ускорением факторами, ограничивающими величину продольной реакции от дороги, являются:

 величина максимальной реакции на колесе по тяге;

 величина максимальной реакции на колесе по сцеплению колес ведущего моста с дорогой.

Ограничивающим будет являться тот фактор, значение которого будет наименьшим: в случае, если сила тяги на колесе окажется меньше силы сцепления, именно она определит реакцию от опорной поверхности. И, наоборот, при недостаточном сцеплении колеса с дорогой вся тяга от двигателя не сможет быть реализована.

Определим значения данных величин.

1) Максимальная реакция на колесе по тяге:

Rт = Mк • rк ; (1)

где Mк — максимальный крутящий момент на колесе;

rк — динамический радиус колеса.

Максимальный крутящий момент на колесе равен:

Mк = Mд • iкп1 • iгп , (2)

где Mд — максимальный крутящий момент двигателя;

iкп1 — передаточное число первой передачи;

iгп — передаточное число первой передачи.

2) Максимальная реакция на колесе по сцеплению колес ведущего моста с дорогой:

Rсц = fсц • N, (3)

где fсц — коэффициент сцепления колеса с дорогой;

N — нормальная реакция опорной поверхности.

При расчете следует учитывать перераспределение веса автомобиля при движении с ускорением: т. к. центры тяжести тягача и полуприцепа расположены на некотором расстоянии от опорной поверхности, то при ускорении возникают опрокидывающие моменты от сил инерции, которые догружают заднюю ось. В результате нормальная, а, следовательно, и продольная реакция опорной поверхности возрастают. Схема сил при ускорении автопоезда представлена на рис. 19.

Рис.19. Схема сил при ускорении автопоезда

Рассмотрим уравнение равновесия сил:

Rсц — F сопр = mа/п• aа/п , (4)

где F сопр — суммарная сила сопротивления движению автопоезда;

mа/п — полная масса автопоезда;

aа/п — ускорение автопоезда.

F сопр = mа/п • g • fсопр , (5)

где g — ускорение свободного падения;

fсопр — коэффициент сопротивления качению.

Выразим ускорение автопоезда:

aа/п = (Rсц — F сопр) /mа/п . (6)

Рассчитаем значение реакции опорной поверхности, исходя из коэффициента сцепления колес с дорогой:

Rсц = N • fсц , (7)

где fсц — коэффициент сцепления колес с дорогой,

N — вес, приходящийся на ведущую ось автопоезда полной массы.

N = Nст + N `, (8)

где Nст — статический вес, приходящийся на ведущую ось автопоезда полной массы;

N `- догружающая сила, вызванная перераспределением веса при ускорении.

Nст = mз • g, (9)

где mз — масса автопоезда, приходящаяся на заднюю ось тягача.

N `= Mопр / L, (10)

где Mопр — момент, возникающий от действия сил инерции при ускорении;

L — база автомобиля-тягача.

Опрокидывающий момент складывается из опрокидывающего момента от инерции тягача и из момента, который возникает от сил инерции полуприцепа. При этом следует учитывать, что силы от полуприцепа передаются через седельно-сцепное устройство, укрепленное на раме шарнирно. Таким образом, сила инерции полуприцепа будет приложена в точке вращения шарнира.

Mопр = Fин тяг • hс + Fин приц • hсц , (11)

где Fин тяг — сила инерции автомобиля-тягача;

Fин приц — сила инерции полуприцепа;

hс — высота расположения центра тяжести автомобиля-тягача от опорной поверхности;

hсц — высота расположения шарнира седельно-сцепного устройства от опорной поверхности;

Fин тяг = mтягача • aа/п , (12)

где mтягача — снаряженная масса автомобиля-тягача;

Fин приц = mприц • aа/п , (13)

где mприц — полная масса полуприцепа.

Таким образом, получаем уравнение:

Rтяги = mз * g + aа/п* fсц (mтягача* hс + mприц* hсц)/L; (14)

Ускорение автопоезда будет равно:

aа/п = (Rтяги — mз * g)* L /[(mтягача* hс + mприц* hсц)* fсц ]. (15)

Приравниваем правые части уравнений (41) и (50):

(Rсц-F сопр)/mа/п=(Rтяги-mз*g)*L /[(mтягача* hс+mприц*hсц)*fсц ]. (16)

Выразим из уравнения (16) Rсц :

(17)

Исходные данные для расчета приведены в таблице 3.

Таблица 3 Исходные данные для расчета реакций дороги при разгоне на первой передаче

Параметр Значение

Полная масса автопоезда, кг 50000

Ускорение свободного падения, м/с2 9,81

Коэффициент сопротивления качению 0,3

База автомобиля Урал6470, м 3,96

Масса автопоезда, приходящаяся на заднюю наиболее загруженную ось тягача, кг 10000

Продолжение таблицы 3

Параметр Значение

Коэффициент сцепления с дорогой 0,8

Снаряженная масса автомобиля-тягача, кг 9580

Высота расположения центра тяжести автомобиля-тягача от опорной поверхности, м 0,932

Полная масса полуприцепа, кг 40000

Высота расположения шарнира седельно-сцепного устройства от опорной поверхности, м 1.15

Макс. крутящий момент ЯМЗ-7511, Нм 1715

Передаточное число первой передачи 12.24

Передаточное число главной передачи 4,8

Т.о. получаем:

Rтяги = 38729,3Н;

Rсц = 84163Н.

Т. о. максимальная сила реакции опорной поверхности при ускорении составит:

Rр = 38729,3 Н.

2.3.2 Экстренное торможение автопоезда.

В режиме экстренного торможения фактором, огранивающим значение силы реакции опорной поверхности, будет являться сила сцепления колеса с дорогой. Для расчета принимаем следующие допущения:

 тормозная система способна обеспечить тормозную силу большую, чем сила сцепления колеса с дорогой;

 тормозные силы равномерно распределены между колесами задней оси;

 торможение происходит на гладкой горизонтальной поверхности с асфальтовым покрытием;

 вес, приходящийся на заднюю ось, распределен равномерно между колесами задней оси.

Известно, что тормозная система автомобиля “Урал-6470” обеспечивает замедление автопоезда полной массы равное 7 м/с2 . При проведении расчетов следует учитывать, что полуприцеп, входящий в состав автопоезда, оборудован тормозной системой и тоже участвует в торможении, поэтому при проведении расчетов тормозной динамики согласно правилу 13 ЕЭК ООН автопоезд заменяют моделью.На рис.20 представлена схема сил, действующих на модель при торможении.

Рис.20. Схема сил, действующих на модель при торможении

Найдем вес автопоезда, приходящийся на заднюю ось модели с учетом перераспределения веса при торможении:

N = Nст – N `, (18)

где N ` — сила, разгружающая заднюю ось автомобиля-тягача, вызванная перераспределением веса при замедлении.

N `= Mопр / L, (19)

где Mопр — момент, возникающий от действия сил инерции при замедлении;

L — база автомобиля-тягача.

Mопр = Fин тяг • hс + Fин груза • hсэ , (20)

где Fин тяг — сила инерции автомобиля-тягача;

Fин груза — сила инерции груза;

hс — высота расположения центра тяжести автомобиля-тягача от опорной поверхности;

hсц — высота расположения центра вращения шарнира седельно-сцепного устройства от опорной поверхности;

Fин тяг = mтягача • jа/п , (21)

где mтягача — снаряженная масса автомобиля-тягача;

jа/п — замедление автопоезде при экстренном торможении.

Fин груза = mгруза • jа/п , (22)

где mгруза — масса груза.

N = mз • g — (mтягача • jа/п • hс + mгруза • jа/п • hсц )/L. (23)

Сила реакции опорной поверхности при торможении:

Rт = N • fсц .

Исходные данные для расчета приведены в таблице 4.

Таблица 4 Исходные данные для расчета реакций дороги при экстренном торможении

Параметр Значение

Ускорение свободного падения, м/с2 9,81

База автомобиля “Урал-6470”, м 3,96

Масса автопоезда, приходящаяся на заднюю ось тягача, кг 10000

Коэффициент сцепления с дорогой 0,8

Снаряженная масса автомобиля-тягача, кг 9580

Высота расположения центра тяжести автомобиля-тягача от опорной поверхности, м 0,932

Продолжение таблицы 4

Параметр Значение

Масса груза, кг 40000

Высота расположения центра шарнира седельно-сцепного устройства от опорной поверхности, м 1,15

Максимальное замедление, обеспечиваемое тормозной системой автопоезда, м/с2 [6] 7

Таким образом, получаем:

N = 72348 Н;

Rт = 57878,8 Н.

Максимальная сила, действующая на направляющее устройство в продольном направлении::

Rп max = max(|Rр |; |Rт |), (24)

где |Rр |, |Rт | — модули соответствующих реакций.

Rп max = Rm = 57878,8 Н.

2.3.3 Движение в повороте с максимальным боковым ускорением.

Будем считать, что автопоезд движется по дуге постоянного радиуса с постоянной скоростью. Движение является установившимся, т.е. все силы уравновешены.

При движении автопоезда в повороте происходит перераспределение нормальной нагрузки между колесами левой и правой стороны автомобиля. При этом величина силы сцепления левых и правых колес различается. Однако, т.к. суммарная нагрузка на ось не меняется, будем считать, что максимальная боковая реакция опорной поверхности равна:

Rбок = N • fсц = mз • g • fсц . (25)

Схема сил, действующих на ведущую ось автопоезда в повороте, приведена на рис.21.

Рис.21. Схема сил, действующих на ведущую ось автопоезда в повороте

Значения для расчета берем из таблицы 9. Максимальная боковая сила при движении автопоезда в повороте будет равна:

Rбок = 78400 Н.

Рассмотрим силы, действующие на направляющее устройство задней оси автомобиля-тягача при движении в повороте. Это сила реакции опорной поверхности Rбок и сила инерции автопоезда, которые равны по модулю и противоположны по направлению.

Сила реакции опорной поверхности действует горизонтально и приложена в точке крена задней подвески. Сила инерции подрессоренных масс приложена в центре масс подрессоренной части.

Таким образом, на направляющее устройство будет действовать два силовых фактора: боковая сила, равная силе реакции опорной поверхности и крутящий момент, обусловленный действием пары сил (сила инерции и сила реакции опоры) и равный:

Мзпкр = Rбок • h, (26)

где Мзпкр – крутящий момент, действующий на заднюю подвеску.

Расстояние h равно 0,6 м, значит:

Мзпкр = 47040 Нм.

2.4 Определение реакций и расчет на прочность элементов подвески.

Проведем расчет на прочность двух элементов конструкции: полурессоры, и оси крепления полурессоры к кронштейну крепления её с рамой. Таким образом мы выясним, достаточными ли прочностными характеристиками обладают данные элементы, с учетом выбранных габаритных размеров и материала, применяемого для их получения.

2.4.1 Расчет на прочность полурессоры.

Известно, что на заднюю тележку, как и на сам автомобиль действует три силы: силы продольного перемещения вдоль оси автомобиля, силы раскачивания, направленные по вертикали, а так же силы бокового перемещения. Распределение сил представлено на рисунке 22.

Рис 22. распределение сил, действующих на автомобиль.

Расчет полурессоры заключается в проверке прочности её на излом в месте наиболее вероятного заклинивания полурессоры, где могут возникать максимальные напряжения изгиба. Таким образом цель расчета состоит в доказательстве того, что материал полурессоры, и её сечение выбраны верно,с учетом возникающих в данном месте величин напряжений.

Наиболее нагруженной частью рессоры, где может возникнуть заклинивание, и как следствие наибольший момент является место наименьшего сечения, находящееся у основании полурессоры. Основной задачей данного расчета является нахождение допустимого максимального напряжения в данном месте, которое равно:

σизг= Мизг/W (27)

Схема приложения силы представлена на рисунке 23.

Рис.23. Схема приложения сил.

Момент подрессоренной части будет равен:

(28)

где mнеподр=2500кг.

Боковая сила задней тележки, направленна перпендикулярно оси автомобиля и равна:

Fбок= Мподр*а, (29)

где а=gбок.мах.=10м/с2

следует учесть, что сила, приложена к задней тележке, в то время как расчет ведется на примере полурессоры одного моста. Таким образом изгибающий момент в наиболее вероятном месте изгиба будет равен силе приложенной к оси моста, умноженной на плечо, где плечо-величина расстояния от оси моста до места изгиба:

Мизг= Fбок/2*Lp (30)

Таким образом возьмем величину ширины полурессоры 80мм, высоту

25 мм, плечо приложения силы равно 540мм, масса, приходящаяся на заднюю тележку равно 18800 кг.

Lp=0,54м

b=0,08м

h=0,025м

G2=18800 кг.

Найдем момент подрессоренной части, приходящийся на один мост:

Мподр=18800/10-2500=620

Fбок= 620*10=6200 кг.

Мизг= 6200/2*0,54=1674

W=I/ymax ,(31) Iпрямоуг=bh3/12 (32), ymax=h

Таким образом W= bh2/12, и следовательно

σизг= Мизг/W=12 Мизг/0.00005=402МПа. (33)

Учитывая коэффициент безопасности, равный 2, получаем

[σ] ≤σизг.расч./2=201МПА (34)

[σ]= σт для выбранной стали 65Г стандартной поставки величина

σв = 730 МПа. Что удовлетворяет заданному нами сечению. Таким образом мы выбираем сечение рессоры в наиболее нагруженном месте равным 80*25 мм. Ширина рессоры в 80 мм выбрана не случайно, она имеет значение при дальнейшей компоновке подвески и изменять её значение не имеет смысла.

2.4.2 Расчет на прочность оси.

Ось вращения полурессоры на кронштейне рассчитываем на срез. То есть на способность выдерживать нагрузки, прикладываемые на неё полурессорой.

Расчет проводиться в сходной с расчетом полурессоры последовательностью. Его целью является проверить, что выбранный нами материал и диаметр сечения оси соответствует величинам воспринимаемых напряжений, и способен их выдерживать.

Так как вес приходящийся на заднюю тележку распределяется на все четыре пары колес, то на одну пару колес, а, следовательно, на одну систему, состоящую из пневмоэлемента, полурессоры, и кронштейна его крепления приходиться 4700кг.

Для силы вертикального перемещения за основу расчета берем сумму моментов подрессоренной и неподрессоренной части. На рисунке 24 представлено распределение сил на задней тележке автомобиля.

Рис.24 Распределение сил на задней тележке.

Таким образом

(38), где G2 =4700кг, отсюда следует что

(39) или

Так плечо приложение силы берется от центра оси моста, до центра рассчитываемой оси. При состоянии подвески в максимально загруженном состоянии. Данный случай представлен на рисунке 25.

Рис.25 Схема распределения нагрузки на ось.

Наибольший момент будет

(40),

где l=0,601м.

Учитывая, что , и , получаем что (41)

Радиус рассчитываемой оси равен 0,025м.

Подставив имеющиеся значения величин в данное уравнение получаем, что

,

откуда

,

Учитывая коэффициент безопасности, равный 2, получаем

[σ] ≤σт./2=115,1МПА (42)

[σ]= σт для выбранной стали 38ХГН поставки КП440 величина

σт = 635 МПа. Что удовлетворяет заданному нами сечению. Таким образом, мы оставляем выбранный диаметр оси равным 50мм. С учетом сверления в ней замкнутого отверстия и нарезания в ней резьбы для фиксации оси на кронштейне.

2. 5 Тягово-динамический расчет автомобиля

2.5.1 Исходные данные для расчета

 полная масса автомобиля ma=25630 кг

 масса на ведущие колёса m =18880 кг

 коэффициент сопротивления качению f=0,014

 максимальная скорость amax=100км/ч=27,86 м/с

 динамический радиус колеса rд=0,50м (для Barum BD 20)

 число цилиндрических и конических пар в потоке мощности p=4

 число карданных шарниров l=5

 коэффициент аэродинамического сопротивления Сх=0,7

 плотность воздуха r=1,25 кг/м3

 ширина колеи автомобиля В=2,064 м

 высота автомобиля Н=3,98м

 коэффициент заполнения лобового сечения КЛ=0,8

 коэффициент сопротивления движению y=0,014

 максимальный коэффициент сопротивления движению ymax=0,3

 коэффициент сцепления колес с дорогой =0,8

 КПД вспомогательного оборудования hобс=0,87

 максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя

nmax=1900 мин -1

 минимальная частота вращения коленчатого вала nmin=600 мин-1

 минимальный удельный расход топлива q=194,0 г/кВтч

 мощность двигателя (брутто) Ne=294 кВт.

Передаточные числа КП (ЯМЗ-2391): i1=12,24; i2=6,88; i3=4,86; i4=3,5;

i5=2,74; i6=1,97; i7=1,39; i8=1; i9=0,78

Передаточное число главной передачи: io=4,8.

2.5.2. Внешняя скоростная характеристика

Внешняя скоростная характеристика двигателя – график зависимости эффективной мощности момента двигателя от оборотов коленвала, на установившемся режиме работы.

Для расчета максимальной мощности и дальнейших расчетов требуется определить КПД трансмиссии. Определяем его по формуле:

ηтр = 0,98р•0,996l, (43)

где р – количество полных зубчатых пар зацеплений в потоке мощности,

l – количество карданных шарниров

ηтр = 0,984 • 0,9965 = 0,904

Определим максимальную мощность двигателя по формуле:

Nemax = , (44)

где — коэффициент аэродинамического сопротивления,

— плотность воздуха,

— площадь лобового сечения автомобиля,

— максимальная скорость автомобиля,

— минимальный коэффициент сопротивления движению ( ),

— полная масса автомобиля,

— ускорение свободного падения,

, (45)

где — ширина колеи автомобиля,

— высота автомобиля,

— коэффициент заполнения лобового сечения.

Nemax = =178,3 кВт

Определяем максимальную мощность брутто:

(46)

где ηобсл – КПД обслуживающих систем, ηобсл=0,87.

Определяем удельную мощность двигателя:

(47)

где Nemax- максимальная мощность двигателя, кВт;

ma — масса груженного автомобиля, т;

С учетом имеющихся прототипов двигателей принимаем двигатель ЯМЗ-7511 с мощностью 294кВт (400 л.с.).

Наибольшее распространение получила следующая формула:

(48)

где A1,A2, — эмпирические коэффициенты.

Для дизельных двигателей А1=0,5; А2=1,5;

— максимальная эффективная мощность и соответствующее ей значение частоты вращения коленчатого вала двигателя,

— текущие значения эффективной мощности и частоты ращения коленчатого вала.

Определим крутящий момент, в зависимости от оборотов вала:

, Нм (49)

где — мощность двигателя, кВт,

— дискретное значение числа оборотов, об/мин.

Значения эффективных частот вращения, мощности и момента сводим в таблицу.

Таблица 5 Внешняя скоростная характеристика

Обороты,

об/мин Мощность,

кВт Момент,

Н•м

600 81,44 1296,8

700 98,2 1340

800 119,36 1425,5

Продолжение таблицы 5

Обороты,

об/мин Мощность,

кВт Момент,

Н•м

900 137,3 1457,5

1000 156,7 1497,1

1100 175,8 1527

1200 194,63 1549,6

1300 212,3 1561

1400 228,7 1560

1500 244,9 1559,8

1600 260,5 1555,5

1700 273,7 1538,3

1800 285,18 1513,7

1900 294 1478

Судя по расчетным и табличным данным максимальный момент

Me max 1561 H м при ne = 1300 об/мин

График внешней скоростной характеристики представлен на рисунке 26.

2.5.3 Определение передаточных чисел

Передаточное число высшей передачи определяется из условия достижения максимальной скорости

, (50)

где iв — передаточное число высшей передачи,

ne max — максимальное значение числа оборотов, об/мин,

Va max — максимальная скорость автомобиля, м/с,

rд — динамический радиус колеса, м.

Передаточное число низшей передачи определяется по условиям:

а) из условия сцепления колес с дорогой, при φ = 0,8

б) из условия преодоления максимального дорожного сопротивления, при ψmax=0,3

в) из условия минимальной скорости движения Va min=0,8 м/с

где mφ — масса, приходящаяся на ведущие колеса, кг;

φ — коэффициент сцепления для определения угла подъема,

rд — динамический радиус колеса, м;

Me max — максимальный крутящий момент, ;

ηтр — КПД трансмиссии,

ma — полная масса автопоезда, кг,

Ψmax — максимальный коэффициент дорожного сопротивления,

Va min — минимальная скорость двигателя автомобиля, м/с.

Подставим в наши выражения

а)

б)

Т.к. раздаточная коробка отсутствует то передаточное число трансмиссии iр.к = 1.

Определим передаточное значение на низшей передаче:

где iн1 — передаточное число низшей передачи из условия сцепления колес с дорогой,

iр.к — передаточное число раздаточной коробки.

.

Определим передаточные числа коробки передач

Диапазон передаточных чисел:

где iн — передаточное число низшей передачи,

iв — передаточное число высшей передачи.

Передаточные числа коробки передач определяются по формуле:

где m — рассчитываемая передача,

n — число передач в коробке.

Так как передаточные числа по значениям близки к передаточным числам коробки ЯМЗ-239, то мы выбираем эту коробку передач с передаточным числом главной передачи i0=4,8.

2.5.4 Тяговая характеристика автомобиля

Тяговой характеристикой автомобиля называют график зависимости силы тяги на колёсах автомобиля от скорости движения на различных передачах Pk=f(a). (57)

Силу тяги определяем по формуле:

где Pk – сила тяги на колёсах автомобиля, Н;

тр – КПД трансмиссии,

iтр – передаточное число трансмиссии,

rk – радиус качения колеса.

, (59)

где iкп – передаточное число коробки передач.

Передаточное число для первой передачи:

Передаточное число для девятой передачи:

Сила тяги на колёсах автомобиля первой передаче:

Сила тяги на колёсах автомобиля девятой передаче:

Скорость автомобиля:

Скорость автомобиля на первой передаче:

Скорость автомобиля на девятой передаче:

График тяговой характеристики двигателя представлен на рисунке 27.

2.5.5 Мощностной баланс автомобиля

Уравнение мощностного баланса имеет следующий вид:

Nk=Nf+N+Nw+Nj, (61)

где Nk – мощность, приложенная к колёсам со стороны трансмиссии, Вт;

Nf – мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления качению, Вт;

N – мощность затрачиваемая на преодоление подъёма, Вт;

Nw – мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха, Вт;

Nj – мощность затрачиваемая на преодоление сил инерции, Вт.

(62)

Для нашего варианта рассмотрим случай равномерного прямолинейного движения автомобиля по ровной дороге без подъёма, когда мощность, приложенная к колёсам (Nk) расходуется только на преодоление сопротивления качению и сопротивления воздуха (Nf+Nw).

, (63)

где Vа – скорость движения автомобиля, м/с.

Мощность приложенная к колёсам со стороны трансмиссии на первой передаче:

Мощность приложенная к колёсам со стороны трансмиссии на девятой передаче:

Мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления качению:

, (64)

Мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления качению на первой передаче:

Мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления качению на девятой передаче:

Мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха:

, (65)

где Fa – площадь лобового сечения автомобиля, м2;

;

βw – коэффициент обычно 0,4…0,5

Мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха на первой передаче:

Мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха на девятой передаче:

График мощностного баланса представлен на рисунке 28.

2.5.6 Динамическая характеристика автомобиля

Динамической характеристикой называют график зависимости динамического фактора D автомобиля с полной нагрузкой от скорости движения на различных передачах. Динамическим фактором автомобиля называют отношение разности силы тяги на колёсах и силы сопротивления воздуха к весу автомобиля:

, (66)

где D – динамический фактор автомобиля;

Pw – сила сопротивления воздуха, Н;

mа- полная масса автомобиля.

, (67)

Сила сопротивления воздуха на первой передаче:

Сила сопротивления воздуха девятой передаче:

Динамический фактор автомобиля на первой передаче:

Динамический фактор автомобиля на девятой передаче:

График динамической характеристики представлен на рисунке 29.

2.5.7 Ускорение автомобиля

Ускорение автомобиля на разных передачах определяем по формуле:

, (68)

где j – ускорение автомобиля;

j – коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс автомобиля;

Коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс автомобиля на первой передаче:

Коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс автомобиля на девятой передаче:

Ускорение автомобиля на первой передаче:

Ускорение автомобиля на девятой передаче:

График ускорения автомобиля представлен на рисунке 30.

2.5.8 Время и путь разгона автомобиля

Время и путь разгона определяем графоаналитическим способом. Кривую ускорений разбиваем на ряд отрезков и считаем, что в каждом интервале скорости автомобиль разгоняется с постоянным ускорением, то есть:

, (70)

где jср – среднее ускорение в выбранном интервале скоростей, м/с2;

ji и ji+1 – ускорения соответственно в начале и конце выбранного интервала скоростей, м/с2;

i – номер рассматриваемого интервала.

При изменении скорости, например, от Vi до Vi+1 среднее ускорение можно рассчитать также по формуле:

, (71)

где ti – время разгона автомобиля в интервале скоростей от Vi до Vi+1, с.

Из формулы (29) находим время разгона в i-м интервале скоростей:

, (72)

Тогда общее время разгона автомобиля можно определить как:

, (73)

где t – время разгона автомобиля в интервале скоростей от Vmin до Vmax, с;

n – количество интервалов.

При расчёте пути разгона приближённо считаем, что в каждом интервале изменения скорости автомобиль движется равномерно со средней скоростью Vср, которая определяется по формуле:

, (74)

где Vср – средняя скорость в интервале от Vi до Vi+1, м/с.

Исходя из этого допущения, путь разгона в интервале скоростей от Vi до Vi+1 можно определить как:

, (75)

где Si – путь, пройденный автомобилем за время ti, м.

Тогда общий путь разгона автомобиля за время t определяется по формуле:

, (76)

где S – общий путь разгона, пройденный за время t, м.

При разгоне с места отсчёт ведём от скорости, соответствующей минимально устойчивому числу оборотов коленчатого вала двигателя.

По мере приближения скорости автомобиля к максимальной, ускорение приближается к нулю. Это означает, что время разгона автомобиля до максимальной скорости, определяемое пересечением кривой ускорения с осью абсцисс, теоретически бесконечно велико. Однако разгон становится практически неощутим при скорости автомобиля, равной 0,9…0,95 Vmax. Поэтому время и путь разгона определяются обычно до скорости на 5…10 % меньше максимальной.

Графики времени и пути разгона представлены на рисунках 31 и 32.

2.5.9 Угол подъёма автомобиля

Максимальный угол подъёма автомобиля по тяге определяем по формуле:

, (77)

где max – максимальный угол подъёма автомобиля по тяге, .

.

Максимальный угол подъёма по сцеплению определяем по формуле:

, (78)

где max  – максимальный угол подъёма автомобиля по сцеплению, .

.

2.5.10 Расчет топливной экономичности

Рассчитаем увеличение расхода топлива при повышении сопротивления качению f с 0,014 до 0,03

, (79)

q=197 г/кВтч=40,5 г/Вт•с

экономия топлива 35%.

3 Технологическая часть

В современном производстве одним из основных направлений развития технологии механической обработки является использование черновых заготовок с экономичными конструктивными формами, обеспечивающими возможность применения наиболее оптимальных способов их обработки, т.е. обработки с наибольшей производительностью и наименьшими отходами. Это направление требует непрерывного повышения точности заготовок и приближения их конструктивных форм и размеров к готовым деталям, что позволяет соответственно сократить объём обработки резанием, ограничивая её в ряде случаев чистовыми, отделочными операциями. Снижение трудоёмкости механической обработки заготовок, достигаемое рациональным выбором способа их изготовления, обеспечивает рост производства на тех же производственных площадях без существенного увеличения количества оборудования и технологической оснастки. Наряду с этим рациональный выбор способов изготовления заготовок применительно к различным производственным условиям определяет степень механизации и автоматизации производства.

В данной части пояснительной записки приведено краткое описание технологического процесса для выбранной детали, а также расчет режима резания для одной операции.

3.1 Краткое описание технологического процесса

Деталью для которой разрабатывается технологический процесс является Кронштейн крепления амортизатора

Кронштейн крепления амортизатора предназначен для крепления амортизатора к лонжерону рамы.

Метод получения заготовки – литье в песчаные формы. Данный метод получения заготовки позволяет добиться достаточной точности размеров заготовки при низкой себестоимости в условиях мелкосерийного производства. Предельные отклонения размеров заготовки при литье в песчаные формы соответствуют 14 квалитету. Обработка поверхностей – получистовая. Внешний вид заготовки представлен на рисунке 33.

Рисунок 33. Заготовка кронштейна крепления амортизатора

Операции техпроцесса:

005 Литье;

010 Обрубка и очистка отливки;

015 Термообработка – нормализация;

020 Малярная;

025 Навесить бирку с номером детали на тару;

030 Фрезеровать поверхность 1 (см. рис.35), обеспечить шероховатость Rz 160. В пункте 3.2 приведен расчет режима резания для данной операции;

035 Фрезеровать поверхность 2 выдерживая размер 76 мм. Обеспечить шероховатость Rz 160;

040 Фрезеровать поверхности 3 и 4, выдерживая размер 65+0,6 мм;

045 Сверление двух отверстий 19+0,33мм. Обеспечить соосность 0,2 мм и шероховатость Rz 80;

050 Сверление отверстия 19+0,33мм. Обеспечить шероховатость Rz 80;

055 Притупить острые кромки;

060 Промыть деталь;

065 Технический контроль.

3.2 Расчет режима резания фрезерной операции [7]

При расчете режима резания были использованы общемашиностроительные нормативы режимов резания.

Общемашиностроительные нормативы предназначены для выбора стандартизованного режущего инструмента (фрез) для конкретных условий обработки, определения режимов резания, норм износа и расхода фрез, а также основного времени обработки для разработанного технологического процесса на металлорежущих станках фрезерной группы. Применяемое оборудование, инструмент, заготовки и оснастка должны удовлетворять требованиям соответствующих ГОСТов и ТУ.

Нормативы используются при обработке заготовок из углеродистых, легированных и коррозионно-стойких сталей, серых, ковких и высокопрочных чугунов, а также медных и алюминиевых сплавов фрезами, оснащенными быстрорежущей сталью, твердым сплавом, минеральной керамикой и сверхтвердыми инструментальными материалами.

В состав нормативов входят общие и методические указания, содержащие рекомендации по выбору инструмента, назначению режимов резания, по нормам износа и расхода фрез.

Минимальная глубина резания при торцовом фрезеровании для габаритных размеров обрабатываемой поверхности до 400х400 и выполняемом размере до 80 мм составляет 2,15 мм; назначаю глубину резания t = 3 мм; материал заготовки — сталь 45Л, механические свойства стали 45Л приведены в таблице 6.

Таблица 6 Механические свойства стали 45Л [8]

Параметр Значение

Предел текучести т , МПа 320

Предел временного сопротивления в , МПа 550

Твердость НВ 210

Габаритные размеры обрабатываемой поверхности – 186х60 мм. Схема фрезерной обработки представлена на рис.34.

Рис.34. Схема фрезерной обработки на операции 030

1) Выбор инструмента.

Исходя из ширины обрабатываемой поверхности В=60 мм, выбираю диаметр торцовой фрезы из таблицы 7.

Таблица 7 Диаметры торцовых фрез для ширины фрезерования В=60 мм

Диаметр фрезы, мм

80 100 125 160 200

Д Р Р Р Д

Условные обозначения: Д – допустимая область применения;

Р – рекомендуемая область применения.

Диаметр фрезы выбирают возможно меньшим из рекомендуемых. Выбираю диаметр торцовой фрезы D = 100 мм.

Параметры выбранного инструмента приведены в таблице 8.

Таблица 8 Параметры торцовой фрезы для операции 030

Параметр Значение

Тип фрезы Насадная торцовая со вставными ножами оснащенными пластинами из твердого сплава

Диаметр фрезы, мм 100

Число зубьев Z 10

Главный угол в плане , град 60

Материал режущей части Т14К8

Направление вращения правое

Обозначение фрезы Фреза 2214-0153 ГОСТ 9473-80

2) Определение подачи на зуб Sz , мм/зуб.

Подача на зуб определяется по формуле:

Sz = Szт • kS1 • kS2 • kS3 • kS4 • kS5 • kS6 , (80)

где Szт – табличное значение подачи на зуб;

Szт=0,06 мм для фрезы диаметром 100 мм и глубины резания 3мм;

kS1 – поправочный коэффициент на твердость стали;

kS1 = 1,0 для НВ = 210;

kS2 – поправочный коэффициент на марку материала инструмента;

kS2 = 1,1 для твердого сплава Т14К8;

где kS3 – поправочный коэффициент на тип фрезы;

kS3 = 1,0 для фрезы со вставными ножами;

где kS4 – поправочный коэффициент на геометрические параметры режущей части;

kS4 = 1,0 для угла в плане  = 60°;

где kS5 – поправочный коэффициент на схему фрезерования;

kS5 = 1,0 для встречного фрезерования;

kS6 – поправочный коэффициент на тип обработки;

kS6 = 0,65 для получистовой обработки.

Т.о. подача на зуб равна:

Sz = 0,043 мм.

3) Назначение нормативного периода стойкости фрезы.

Исходные данные приведены в таблице 9.

Таблица 9 Периоды стойкости торцовых фрез

Диаметр фрезы D, мм Период стойкости Тн, мин

63 80

125 150

Т.о. для диаметра фрезы 100 мм:

Тн = 80 + (100 – 63) • (150-80)/(125-63) = 120 мин.

4) Расчет скорости резания, частоты вращения и минутной подачи.

Рекомендуемая скорость резания и потребной мощности.

Рекомендуемая скорость резания рассчитывается по формуле:

V = Vт • kV1• • kV2 • kV3 • kV4 • kV5 • kV6 • kV7 , (81)

где Vт – табличная скорость резания;

Vт = 344 м/мин для глубины резания 3 мм и подаче на зуб 0,043 мм;

kV1 – поправочный коэффициент на материал заготовки,

kV1 = 1,0 для углеродистой стали;

kV2 – поправочный коэффициент на твердость материала заготовки,

kV2 = 1,0 для НВ = 210;

kV3 – поправочный коэффициент на состояние обрабатываемой поверхности,

kV3 = 0,8 для поверхности с коркой;

kV4 – поправочный коэффициент по материалу фрезы,

kV4 = 0,8 для твердого сплава Т14К8;

kV5 – поправочный коэффициент на тип фрезы,

kV5 = 1,0 для фрезы со вставными ножами;

kV6 – поправочный коэффициент на геометрические параметры режущей части,

kV6 = 1,0 для угла в плане  = 60°;

kV7 – поправочный коэффициент на нормативный период стойкости,

kV7 = 1,0 для Тн = 120 мин.

Т.о. рекомендуемая скорость резания:

V = 242,176 м/мин.

Потребная мощность рассчитывается по формуле:

N = Nт • kN1 • kN2 • kN3 • kN4 • kN5 • kN6 • kN7 • kN8, (82)

где Nт – табличная потребная мощность;

Nт = 9,1 кВт для глубины резания 3мм и подаче на зуб 0,043мм;

kN1 – поправочный коэффициент на материал заготовки,

kN1 = 1,0 для углеродистой стали;

kN2 – поправочный коэффициент на твердость материала заготовки,

kN2 = 1,0 для НВ = 210;

kN3 – поправочный коэффициент на состояние обрабатываемой поверхности,

kN3 = 0,8 для поверхности с коркой;

kN4 – поправочный коэффициент по материалу фрезы,

kN4 = 0,8 для твердого сплава Т14К8;

kN5 – поправочный коэффициент на тип фрезы,

kN5 = 1,0 для фрезы со вставными ножами;

kN6 – поправочный коэффициент на геометрические параметры режущей части,

kN6 = 1,0 для угла в плане  = 60°;

kN7 – поправочный коэффициент на нормативный период стойкости,

kN7 = 1,0 для Тн = 120 мин.

kN8 – поправочный коэффициент на число зубьев фрезы,

kN8 = 1,0 для Z = 10.

Т.о. потребная мощность составит:

N = 6,4 кВт.

Исходя из потребной мощности выбираю станок 6Р12Б.

Технические характеристики станка 6Р12Б представлены в таблице 10.

Таблица 10Технические характеристики станка 6Р12Б [9]

Параметр Значение

Тип станка вертикальный продольно — фрезерный

Размеры поверхности стола, мм:

длина

ширина

1250

320

Наибольшие перемещения стола, мм:

продольное

поперечное

вертикальное

800

240

410

Подача стола, мм/мин

продольная

поперечная

вертикальная

40-2000

40-2000

13,3-666,6

Скорость быстрого перемещения стола, мм/мин

продольная

поперечная

вертикальная

4600

4600

1530

Частота вращения шпинделя, об/мин 50-2500

Мощность электродвигателя привода вращения шпинделя, кВт 10

Отклонения:

от плоскостности рабочей поверхности

от параллельности верхней поверхности основанию

от перпендикулярности обрабатываемых поверхностей

30 мкм

30 мкм

0,02/100

Рекомендуемая частота вращения фрезы:

nр = 1000 • V / (3,14 • D); (83)

nр = 771,26 об/мин.

Назначение фактической частоты вращения фрезы.

nф =770 об/мин.

Фактическая скорость резания:

Vф = 3,14 • D • nф / 1000; (84)

Vф = 241,78 м/мин.

Рекомендуемая минутная подача:

SМ = SZ • Z • nф ; (85)

SМ = 331,1 мм/мин.

Минутная подача фактическая по станку:

SМф = 320 мм/мин.

Фактическая подача на зуб:

SZф = SМф / ( Z* nф ); (86)

SZф = 320/(10*770) = 0,042 мм/зуб.

5) Расчет длины рабочего хода.

Длина рабочего хода определяется по формуле:

Lрх = lрез + y + lдоп , (87)

где lрез – длина резания (lрез = 186 мм);

y – длина подвода, врезания и перебега;

lдоп – дополнительная длина рабочего хода, назначаемая в особых случаях ( lдоп = 0).

Для симметричного фрезерования торцовыми фрезами при получистовой обработке:

y = 0,5 • (D – (D 2 – B 2) 0,5 + (2…5); (88)

y = 12 … 15 = 14 мм.

Lрх = 200 мм.

6) Расчет основного времени t0 перехода:

t0 = Lрх / SМф • kр , (89)

где kр – число переходов, kр = 1;

t0 = 0,625 мин.

7) Определение расхода фрез за 1000 часов основного времени.

Коэффициент времени резания:

λ = lрез / Lрх ; (90)

λ = 186/200 = 0,93.

Определение коэффициента изменения стойкости:

kт = 1 для отношения nр / nф = 1.

Оценка расхода фрез за 1000 часов основного времени на один переход:

Р1000 = Р1000Т • λ • Тт /(Тн • kт ), (91)

где Р1000Т – табличное значение расхода фрез на 1000 часов основного времени;

Тт – табличное значение стойкости фрезы.

Для фрезы диаметром 100 мм Р1000Т = 34 шт, Тт = 150 мин.

Расход фрез на 1000 часов основного времени:

Р1000 = 25,296 = 26 шт.

4 Экономическая часть

4.1 Краткая характеристика предприятия-изготовителя

Важную роль в развитии экономики страны занимает автомобильный транспорт. В настоящее время практически не существует таких экономических проблем, которые бы его не затрагивали. Автомобильный транспорт, во-первых, развивается более высокими темпами, чем другие отрасли народного хозяйства, во-вторых, является одной из трудоемких отраслей народного хозяйства, в-третьих, потребляет наибольшее количество энергетических ресурсов, в-четвертых, является капиталоемким.

ОАО “АЗ “Урал” расположено в Уральском промышленном регионе с высоким экономическим и сырьевым потенциалом. Как и у всех коммерческих предприятий, основной целью ОАО “АЗ“Урал” является получение прибыли.

История развития автомобильного завода началась с 30 ноября 1941 года, когда были организованы автомоторное и литейное производства, 8 июля 1944 года с конвейера завода сошёл первый автомобиль “ЗИС-5В”; в 1958 году был освоен выпуск двухосного грузового автомобиля “Урал-355М”. В 1961 году из ворот завода выходят первые большегрузные, трёхосные автомобили высокой проходимости “Урал-375”. В 1969 году автомобиль “Урал-375Д” был награждён золотой медалью и дипломом первой степени на Лейпцигской международной выставке; в 1977 году было налажено производство автомобиля “Урал-4320” с дизельным двигателем, а с 1989 года налажено производство четырёхосных автомобилей “Урал-5323”.

В 2004 году состоялась презентация новой для ОАО “АЗ “Урал” дорожной серии автомобилей. Седельный тягач “Урал-63674”, самосвалы “Урал-63685” и “Урал-6563”, бортовой автомобиль “Урал-6367” и седельный тягач “Урал-6464” с колёсной формулой 6х4,а так же “Урал-6470” — спектр разрабатываемой продукции.

Основными потребителями продукции Уральского автозавода являются: силовые министерства и заводы комплектации министерства обороны; Росавтодор; НГК; РАО ЕЭС; общетранспортные предприятия; строительные, коммунальные, ремонтные предприятия; лесная промышленность; предприятия геологии и геофизики; пожарная служба; Росагропроснаб; МЧС и многие другие. При этом характер спроса на автомобили Уральского автозавода остаётся равномерным, так как подобная автотехника и спецтехника используется круглогодично. Автомобили “Урал” используются как в районах с хорошими дорогами, так и в регионах с неразвитой дорожной сетью и пересечённой местностью: Тюменская, Челябинская, Томская области, Крайний Север, Дальний Восток, Казахстан

и т. д.

Основными предприятиями в России и СНГ, выпускающими продукцию аналогичного назначения, являются КамАЗ, ЗИЛ, МАЗ, КрАЗ и др. Изделия конкурентов изначально ориентированы на эксплуатацию по имеющейся сети дорог для перевозки народнохозяйственных грузов.

КамАЗ (г. Набережные Челны) — изготовитель автомобилей типа 42, 64, предназначенных для эксплуатации на дорогах общей дорожной сети. КамАЗ представляет для ОАО “АЗ “Урал” серьёзную конкуренцию из-за массовости производства; наличия большой сети сервисных центров, позволяющих производить послепродажное обслуживание на высоком уровне, эргономичности, комфортности и экономичности автомобилей. Но автомобили КамАЗ имеют серьёзные недостатки – низкая проходимость и тяговые характеристики,– что существенно сокращает число потребителей продукции КамАЗа.

МАЗ (г. Минск, Белоруссия) — изготовитель автомобилей типа 42, 64, предназначенных для эксплуатации на дорогах и типа 6х6 для эксплуатации по бездорожью. Данные автомобили обладают хорошей экономичностью при движении по дорогам общей сети, эргономичностью, имеют хороший уровень комфорта и дизайн. Слабые стороны — отсутствие центров сервисного обслуживания, близкие к верхнему пределу осевые нагрузки, отсутствие варианта капотной компоновки.

У автомобилей ОАО “АЗ “Урал” также много конкурентов и за рубежом. Это такие производители, как Татра (ТАТRА), МАН (MAN), Ивеко (IVECO) и другие. Автомобили зарубежных производителей в основной массе предназначены для эксплуатации по хорошим дорогам. Эти машины отличаются высоким уровнем комфорта, качеством сборки и экономичностью, но при эксплуатации в условиях России возникают проблемы связанные с их неприспособленностью к нашим климатическим условиям. Высокая эффективность использования этих автомобилей достижима при наличии хорошо развитой сети станций технического обслуживания и высокой квалификации эксплуатирующего и обслуживающего персонала.

4.2 Выбор базы сравнения

Создание высокопроизводительных и экономичных конструкций имеет большое значение. Целью расчета полезного эффекта от использования в народном хозяйстве седельного тягача “Урал-6470” с пневматической подвеской заднего моста — определение экономического эффекта от внедрения нового автомобиля.

Базовый автомобиль — седельный тягач “Урал-6470” с задней рессорной подвеской с колесной формулой 6х4 предназначен для буксирования полуприцепов по дорогам I-IV категорий при температуре окружающего воздуха от минус 45°С до плюс 40°С (см. рисунок 35) [6]

Рисунок 35 — Автомобиль “Урал-6470” с рессорной задней подвеской

Краткая техническая характеристика автомобиля “Урал-6470” с рессорной задней подвеской представлена в таблице 11.

Таблица 11 — Краткая технические характеристики автомобиля “Урал-6470” с рессорной задней подвеской

Параметр Значение

Масса полуприцепа приходящаяся на седельно-сцепное устройство, кг 15900

Масса снаряженного автомобиля, кг 9580

Полная масса автомобиля, кг 25630

Допустимая полная масса буксируемого

полуприцепа, кг 40000

Полная масса автопоезда, кг 50000

Двигатель:

Модель

Тип

Номинальная мощность, л.с.

Максимальный крутящий момент, Нм

ЯМЗ-7511 дизельный, V-8, 4-тактный, с турбонаддувом, непосредственным впрыском топлива, жидкостным охлаждением.

400

1715

Коробка передач:

Модель

Тип

ЯМЗ-239

механическая, 9-ступенчатая

Передаточное отношение главной передачи: 4,8

Колеса 9-22,5 дисковые

Шины 315/80 R22,5 154/150М

Топливный бак, л 500

7420 100

4.3 Расчет эффекта в сфере производства

Здесь и далее расчет проводился для модификации автомобиля с направляющим устройством с треугольным рычагом и стабилизатором поперечной устойчивости. Для оценки эффекта в сфере производства товара необходимо рассчитать себестоимость и нижний предел цены проектируемого автомобиля укрупнённым агрегатным способом.

Себестоимость проектируемого автомобиля:

Спр = Сбаз + Сввод — Сискл , (92)

где Сбаз – себестоимость базовой модели;

Сввод – себестоимость вводимых агрегатов, узлов;

Сискл – себестоимость исключаемых агрегатов.

В расчете себестоимости не учитывается изменение себестоимости модернизированных узлов и агрегатов в виду его незначительности по сравнению со стоимостью вводимых агрегатов и узлов.

Себестоимость базовой модели на май 2008 года по информации в электронной базе данных ОАО “АЗ“Урал” (BAAN) составляла:

Сбаз = 1427820 руб.

Себестоимость вводимых агрегатов и узлов определяется по формуле:

Сввод = (Свводi nвводi ), (93)

где Сввод i – себестоимость i-того вводимого агрегата, узла;

nввод i – количество i-тых вводимых агрегатов, узлов, установленных на одном автомобиле;

Себестоимость исключаемых агрегатов и узлов определяется по формуле:

Сискл = (Сискл j nискл j ), (94)

где Сискл i – себестоимость j-того исключаемого агрегата, узла;

nискл j – количество j-тых исключаемых агрегатов, узлов, установленных на одном автомобиле;

Приблизительные значения себестоимости вводимых агрегатов приведены в таблице 12. Значения определены исходя из стоимости аналогичных узлов производства фирм-конкурентов, а также на основании стоимости подобных узлов, применяемых на автомобилях “Урал” дорожной гаммы.

Таблица 12 — Себестоимость вводимых агрегатов

Наименование узла, детали Кол-во,

шт. Себестоимость

1 шт., руб.

1 2 3

Кронштейн крепления пневматических элементов в сборе 4 400

Полурессора 4 6000

Кронштейн крепления полурессоры с мостом, нижний 4 500

Кронштейн крепления полурессоры с мостом, верхний 4 350

Стремянки с опорынми поверхностями 4 500

Новая боковая крышка балансира 2 1200

Пневматический элемент

CONTITECH 916 N 1 4 2620

Амортизатор Шк-2905006 4 1000

Система управления и питания пневматической подвески воздухом* 1 46300

Примерная себестоимость вводимых агрегатов составила:

Сввод = 94180 руб.

Значения себестоимости исключаемых агрегатов приведены в таблице 13. Значения в таблице 13 округлены до ближайших целых значений.

Таблица 13 — Себестоимость исключаемых агрегатов

Наименование узла, детали Кол-во, шт. Себестоимость

1 шт., руб.

Рессора задняя 6460-29122012 2 7800

Штанга реактивная 632-2912012-20 6 800

Кронштейны верхних реактивных штанг 2 420

Кронштейны нижних реактивных штанг 4 470

Крышка балансира с внутренними подшипниками 2 900

Стремянки рессор с болтами 4 260

Кронштейны верхние крепления рессор с мостами 4 340

Данные о стоимости узлов и агрегатов получены из электронной базы данных ОАО “АЗ“Урал”. (BAAN)

Себестоимость исключаемых агрегатов составила:

Сискл = 27320 руб.

Таким образом, себестоимость проектируемого автомобиля составила:

Спр = 1494680 руб.

Нижний предел цены проектируемого автомобиля:

Цпр = Спр • (1 + R I/100), (95)

где R I – минимальный уровень рентабельности = 5%

Цпр = 1569414руб.

В результате сопоставления себестоимости проектируемого и базового автомобиля можно сделать вывод о наличии отрицательно эффекта в сфере производства. Себестоимость проектируемого автомобиля выше себестоимости базового на 66860 руб (на 4,68%).

4.4 Расчёт эффекта в сфере эксплуатации товара

4.4.1 Оценка конкурентоспособности проектируемой модели в части качественных характеристик автомобиля с применением интегрального индексного метода оценки.

Оценку качества сравниваемых автомобилей проводят с применением экспертных оценок индексным методом c помощью веса значимости параметра R, частного индекса качества K и взвешенного индекса качества Kкач

Вес значимости параметра может назначаться либо по десятибалльной шкале, либо в долях, при этом:

Ri =1, (96)

где Ri – вес значимости i–го параметра автомобиля.

Частный индекс качества Ki – это отношение значения параметра проектируемого автомобиля к значению параметра базового автомобиля:

Ki = Р пр i /РБ i , (97)

где – Р пр i значение параметра проектируемого автомобиля;

РБ i – значение параметра базового автомобиля:

Взвешенный индекс качества i–го параметра Kкач i – это произведение веса значимости i–го параметра и частного индекса качества i–го параметра:

Kкач i = Ki • Ri (98)

Вывод о качестве проектируемого автомобиля может быть сделан по сводному индексу качества, который соответствует суммарному взвешенному индексу качества при Ri взятом в долях.

Значения потребительских параметров, которые нельзя оценить количественно, например, — эргономичность рабочего места, экологичность оценены экспертным путем по десятибалльной шкале и внесены в таблицу 14 вместе с другими техническими параметрами, важными для потребителя. Изменение параметра в положительную сторону соответствует улучшению характеристики.

Таблица 14 — Оценочные показатели автомобиля

Параметр сравнения а/м Вес значимости товара,

Ri Значение

параметра Частный

индекс

конкурентноспособности

по 10 бальной шкале в долях базовый

РБ i проектируемый

Рпр i Кi Kкач i

Допустимая нагрузка на седло, кг 10 0,13 15900 16400 1,05 0,1365

Максимальная скорость, км/ч 7,7 0,10 100 100 1 0,1

Мощность двигателя 6,9 0,09 400 400 1 0,09

Объем платформы полуприцепа, м 3 7,7 0,10 83 85 1,025 0,1025

Надежность 7,7 0,10 6 8 1,33 0,133

Эргономичность рабочего места 7,7 0,10 7 8 1,15 0,115

Сохранность груза 5,4 0,07 5 9 1,8 0,126

Экономия топлива, л/100км 6,15 0,08 7,5 8 1,06 0,0848

Экологичность 3,85 0,05 7 8 1,15 0,0575

Периодичность технического обслуживания 7,7 0,10 6 9 1,5 0,15

Стоимость технического обслуживания 6,15 0,08 6 4 0,67 0,0536

Итого: — 1 — — — 1,1489

Таким образом, сводный индекс качества равен:

Kкач = 1,1489.

Т.е. эксплуатационные качества проектируемого автомобиля выше качеств базовой модели в 1,1489 раза (на 12,96%).

4.4.2 Расчёт годового пробега и годовой производительности

Годовая производительность автомобиля определяется по формуле:

Wг = Lгод • q •  •  , (99)

где Lгод – годовой пробег, тыс. км;

q – грузоподъемность, тонн;

 — коэффициент использования пробега;

 — коэффициент использования грузоподъёмности;

Lгод = VЭ • Тнар • Дк • αп , (100)

где VЭ – средняя эксплуатационная скорость;

Тнар – время в наряде;

Дк — количество календарных дней в году;

αп — коэффициент использования парка а/м.

VЭ = КГ • Vt /( КГ + Vt •  • tпр), (101)

где — КГ средняя длина гружёной ездки;

Vt — техническая скорость движения;

tпр — время простоя под погрузку/разгрузку на 1 ездку.

Данные для расчета приведены в таблице 15.

Таблица 15 — Данные для расчета годового пробега и производительности

Параметр Значение

базовая модель проектируемый а/м

Коэффициент использования пробега  0,5 0,5

Коэффициент использования грузоподъёмности  0,85 0,90

Время в наряде Тнар , ч 12 12

Количество календарных дней в году Дк 365 365

Коэффициент использования парка а/м αп 0,72 0,74

Техническая скорость движения Vt , км/ч 70 70

Время простоя под погрузку/разгрузку

на 1 ездку tпр , ч 1 1

Средняя длина гружёной ездки КГ , км 1000 1000

Грузоподъемность q, тонн 32 32.5

Результаты расчетов для базовой модели и проектируемого автомобиля приведены в таблице 16.

Таблица 16 — Годовой пробег и годовая производительность

Параметр Значение

базовая модель проектируемый а/м

Средняя эксплуатационная скорость VЭ , км/ч 67,5 67,5

Годовой пробег Lгод , тыс.км/год 212,9 218,8

Годовая производительность Wг , т•тыс.км/год 2895,4 3199

4.4.3 Расчёт себестоимости перевозок

Себестоимость перевозок рассчитывается по формуле:

S = З/q••, (102)

где З – сумма затрат на 1 км пробега.

З = ЗТ + ЗСМ + ЗШ + ЗТО + ЗЗП + ЗА + ЗНР , (103)

где ЗТ – затраты на топливо;

ЗСМ – затраты на смазочные материалы;

ЗШ – затраты не восстановление и ремонты шин;

ЗТО – затраты на техническое обслуживание;

ЗЗП – затраты на оплату труда водителя;

ЗА – амортизационные отчисления на капитальный ремонт;

ЗНР – затраты на накладные расходы.

ЗТ = 0,01 • аТ • СТ , (104)

где аТ – расход топлива, груженой ездки; л/100км

СТ стоимость топлива, руб/л.

ЗСМ = 0,13 ЗТ (105)

ЗШ = СШ • n / R, (106)

где СШ – стоимость одной шины;

n – количество шин на автомобиле;

R – ресурс шины.

ЗЗП = k•q••(PТ/КГ + PТ.КМ), (107)

где k – коэффициент заработной платы;

PТ – расценка за перевезенную тонну;

PТ.КМ – расценка за выполненный тонно-километр.

ЗА = 10-3(цТ • вТ + цпр • впр), (108)

где цТ – оптовая цена на автомобиль;

вТ – коэффициент амортизации на автомобиль;

где цпр – оптовая цена на полуприцеп;

впр – коэффициент амортизации на полуприцеп.

Исходные данные для расчета себестоимости перевозок приведены в таблице 17.

Таблица 17 — Исходные данные для расчета себестоимости перевозок

Параметр Значение

базовая модель проектируемый а/м

Расход топлива груженой ездки, л/100км 21,5 21,0

Стоимость топлива, руб/л 22.5

Стоимость одной шины, руб 4600

Количество шин на автомобиле, шт 10

Ресурс шины, км 70000

Коэффициент заработной платы 1,29 1,25

Расценка за перевезенную тонну, руб/тонну 0,2

Расценка за выполненный тонно-километр руб/т•км 0,18

Оптовая цена на автомобиль, руб 1499820 1569414

Коэффициент амортизации автомобиля, 1/т•км 0,002

Оптовая цена на полуприцеп, руб 600000

Коэффициент амортизации полуприцепа, 1/т•км 0,0013

В таблице 18 приведены результаты расчета себестоимости

перевозок.

Таблица 18 — Себестоимость перевозок

Статья затрат Значение затрат, руб/км

Базовый а/м Проектный а/м

1 2 3

Затраты на топливо, руб 4,83 4,725

Затраты на смазочные материалы, руб 0,63 0,61

Затраты на восстановление и ремонт шин 0,66 0,66

Затраты на ТО и эксплуатационный

ремонт 1,5 1,9

Затраты на оплату труда водителя 2,72 2,79

Амортизационные отчисления на капитальный ремонт 3,78 3,96

Затраты на накладные расходы (1,4•ЗЗП) 3,8 3,9

Итого З, руб 18,32 18,57

Итого на S, руб/т•км 1,34 1,27

На полученное значение себестоимости перевозок рассчитывается годовая экономическая эффективность в затратах на эксплуатацию автомобиля:

Ээксп = (Збаз — Зпр) • Wг пр , (109)

Ээксп = 223000 руб.

4.4.4 Расчёт верхнего предела цены проектного автомобиля

Помимо нижнего предела цены необходим расчёт верхнего предела цены проектного автомобиля — максимально приемлемой цены, когда потребителю становиться безразлично, приобретать ли более дешевую базовую модель, либо приобрести более дорогую новую модель, но лучшего качества:

(110)

где К Iкач – свободный индекс качества, не учитывающий параметры автомобиля, которые влияют на на затраты в сфере эксплуатации;

Тсл — срок службы а/м;

Е — норма дисконта или ставка дисконтирования;

t – шаг расчета.

Исходные данные для расчета верхнего предела цены приведены в

таблице 19.

Таблица 19 — Исходные данные для расчета верхнего предела цены

Параметр Значение

Свободный индекс качества, без учета параметров автомобиля, влияющих на затраты в сфере эксплуатации К Iкач 1,163

Срок службы а/м Тсл , лет 8

Норма дисконта или ставка дисконтирования Е 0,18

Шаг расчета t 1, 2,…,Тсл

Верхний предел цены проектного автомобиля составляет:

Цверх = 1949600 руб.

4.5.5 Расчёт интегрального экономического эффекта от проектируемого автомобиля за срок его службы

В завершении экономического обоснования рассчитывается интегральный показатель экономического эффекта от внедрения а/м, включающий в себя эффект в сфере производства и в сфере эксплуатации.

(111)

где Сбаз , Спр – себестоимость базовой модели и проектируемого автомобиля соответственно;

Е I — коэффициент эффективности инвестиций для предприятия – производителя (равен принятой ставке дисконтирования).

Кбаз , Кпр — капитальные вложения производителя для производства базовой модели и проектируемого автомобиля соответственно;

КЭбаз , КЭпр — удельные капитальные вложения в производственно — техническую базу организации, эксплуатирующей автомобиль (базовый и проектируемый соответственно).

В данном случае простые операции технического обслуживания на предприятиях, эксплуатирующих автомобиль, выполняются при помощи оборудования, используемого при техническом обслуживании пневматической системы тормозов автомобиля. Сложные операции технического обслуживания и ремонта выполняются на сервисных станциях фирм-производителей комплектующих и их дилеров.

Т.о. удельные капитальные вложения в производственно – техническую

базу организации, эксплуатирующей проектируемый автомобиль и базовую модель равны и в расчете не учитываются.

Nбаз , Nпр — годовой объём выпуска базового и проектируемого автомобиля.

(112)

Таким образом, интегральный показатель экономического эффекта от внедрения автомобиля составил:

Э = 132400 руб.

Исходя из проведенного экономического расчета можно сделать вывод, что производство и дальнейшая эксплуатация проектируемого автомобиля дает значительный положительный экономический эффект. Это достигается рядом значительных изменений, внесенных в конструкцию. В частности уменьшен такой показатель как себестоимость 1км пробега, увеличена дальность перевозок, увеличены сроки межсервисных ТО и сохранность груза, а так же достигнута значительная экономия топлива. Что делает разработку данного автомобиля целесообразной с экономической точки зрения.

5 Безопасность жизнедеятельности

Технический прогресс дал бурное развитие транспорту. Человек, как оператор обрёл себе рабочее место, и не только рабочее, а место для передвижения и отдыха на транспорте. Довольно часто такое место находится на автомобиле. Движение автомобиля сопровождается колебаниями, параметры которых зависят от конструкции колебательной системы, возмущающего воздействия со стороны дороги, скорости движения, времени воздействия. Человек, обладая определёнными возможностями переносить колебания, находится в условиях не всегда благоприятных для своего организма.

Естественные колебания.

В естественных условиях колебания человека происходят в процессе ходьбы, бега, прыжков или спрыгивания с небольшой высоты. Ходьба, являясь генетическим наследием и привычным движением с детства, сопровождается последовательными периодическими толчками, передаваемыми на тело человека от опорной поверхности. При этом тело совершает некоторые подъёмы и опускания, т.е. колебания. Исследования показывают, что при ходьбе колебания человека составляющие в трёх направлениях: вертикальном, продольном и поперечном. На рисунке 36 представлены кривые ускорения туловища и головы в вертикальном направлении [2].

Рисунок 36 — Характер колебаний человека в вертикальном направлении при ходьбе: а — ускорение туловища; б — ускорение головы

Вертикальные колебания происходят по закону, отличающемуся от гармонического. При изменении частоты ходьбы и переходе на бег изменяются и амплитуды колебаний. Частота шагов во всём диапазоне ходьбы и бега лежит в пределах 1,7… 5 Гц. Этот диапазон разбивают на два поддиапазона: ходьбы с частотой 1,7… 2,5 Гц (средняя частота 2 Гц.) и бега — 2,5… 5 Гц (средняя частота 3,3 Гц) [2]. Замедленная ходьба с частотой шагов менее 1,7 Гц оказывается для большинства людей не привычной. Ускорения, направленные вверх (при постановке стопы на опорную поверхность), больше, чем вниз. Ускорение головы, направленные вниз, примерно равны ускорениям туловища, а направленные вверх, ниже чем ускорения груди в 1,4… 1,7 раза. Это дает основание полагать, что шея исполняет роль своеобразного гасителя колебаний с нелинейными характеристиками. У разных людей амплитуды ускорения тела различны при одной и той же частоте шагов. Это зависит, видимо, от манеры ходьбы (походки), физиологических особенностей человека. Средние значения амплитуд ускорения туловища вверх колеблются в пределах 8…12 м/с2, вниз 3…7 м/с2 при спокойной и ускоренной ходьбе и достигают 24 м/с2 (вверх), 15 м/с2 (вниз) при беге. Средние амплитуды для головы имеют приблизительно одинаковые значения вверх и вниз — 5…8 м/с2 при ходьбе и до 11 м/с2 при беге [2].

Максимальное ускорение в естественных условиях человек испытывает при спрыгивании с небольшой высоты. Проведённый эксперимент показал, что во время движения вниз ускорение тела близко к ускорению силы тяжести и направлено вниз. В момент приземления ускорение направленно вверх. Величина его зависела от высоты и достигала 28…34 м/с2 при высоте 0,75 м. Ускорения головы были в 1,2…1,6 раза меньше, чем туловища. Причём большая разница наблюдалась при меньшей высоте спрыгивания [2].

При рассмотрении ходьбы, как случайного процесса измерялись ускорения в трёх направлениях: вертикальном, продольном и поперечном. Эксперименты проводились с человеком, бегущим по бесконечной ленте.

Ускорения головы были меньше, чем туловища в вертикальном и поперечном направлениях, а в продольном направлении ускорения головы даже превосходили ускорения туловища. Это можно объяснить тем, что центр тяжести головы смещён относительно позвоночника и при вертикальных колебаниях туловища происходят угловые колебания головы. Средние квадратичные величины ускорений головы в трёх направлениях приведены на рисунке 37. [2] Две кривые для каждого направления означают интервал ускорений, полученных при испытании различных людей.

Рисунок 37 — Среднеквадратическое ускорение головы:

1 — вертикальные ускорения; 2 — продольные ускорения;

3 — поперечные ускорения

Таким образом, ускорения человека в естественных условиях достигают довольно больших величин. Несомненно и то, что при длительной ходьбе человек утомляется не только от физической нагрузки, но и от колебаний туловища и головы. Поэтому ускорения, получаемые человеком при ходьбе и тем более при беге, нельзя считать критерием оценки плавности хода транспортного средства.

Влияние колебаний на организм человека.

Водителям и пассажирам автомобильного транспорта приходится длительное время находиться под воздействием колебаний и вибраций различной интенсивности. В связи с этим особое значение приобретает задача изучения воздействия колебаний и их влияние на самочувствие, утомляемость и здоровье человека.

Многочисленные наблюдения и исследования в различных областях науки (медицины, автомобилестроения, авиации) говорят о том, что человека можно рассматривать как колебательную систему. Части этой системы представляют в виде отдельных масс, связанных упругими и диссипативными элементами. Возмущающие колебания водителю передаются от пола кабины, сиденья и органов управления, а пассажиру от пола и сиденья. Две характерные модели тела сидящего человека приведены на рисунке 38.

Рисунок 38 — Механические модели сидящего человека: 1 — голова; 2 — шея; 3 — грудь; 4 — грудь и руки; 5 — руки; 6 — брюшная полость; 7 — позвоночник; 8 — таз и ноги; 9 — таз; 10 — ягодицы; 11 — ноги

Представление человека в качестве колебательной системы приводит к тому, что она имеет ряд собственных частот. При воздействии возмущающих колебаний с частотами, совпадающими с собственными, происходят резонансы, в результате которых амплитуды вынужденных колебаний отдельных частей тела могут превышать амплитуды возмущения в несколько раз. Колебания, воспринимаемые сидящим человеком, действуют на позвоночник. Наибольшим нагрузкам подвергаются два — три нижних позвонка и межпозвоночных диска. Систематические колебания значительной интенсивности, испытываемые водителем, могут приводить к перерождению позвоночника и появлению пояснично-седалищных болей. Резонансные колебания позвоночника наблюдаются при

4…8 Гц. [2] При вертикальных колебаниях сидящего человека наблюдается резонанс плеч и рук при 3 Гц, головы при частотах 20…30 Гц, глазных яблок примерно при 60…90 Гц и т.д. [2]

Общее восприятие интенсивности колебаний человеком не одинаково на различных частотах и, кроме того, зависит от направления колебания, места приложения и индивидуальных особенностей человека. Повышенные уровни вибрации оказывают вредное влияние на функциональное и физиологическое состояние человека. Изменение функционального состояния выражается в повышении утомляемости, увеличение времени двигательной и зрительной реакции, нарушение вестибулярной реакции и координации движения. Под влиянием этих измерений снижается производительность труда и качество работы водителя.

Изменение физиологического состояния состоит в развитии нервных заболеваний, нарушении функций сердечно — сосудистой системы и опорно-двигательного аппарата, поражения мышечных тканей и суставов. Это в свою очередь, приводит к возникновению профессиональных заболеваний.

Конструктивная безопасность

Конструктивная безопасность автомобиля является сложной комплексной характеристикой и заключает в себе следующие части: активная безопасность, пассивная безопасность послеаварийная и экологическая безопасность.

Активная безопасность — это свойство автомобиля предотвращать дорожно-транспортные происшествия (снижать вероятность их возникновения). Активная безопасность зависит от габаритных и весовых параметров автомобиля, тяговой и тормозной динамичности, устойчивости, управляемости, плавности хода, а также информативности. К активной безопасности относятся мероприятия по снижению тормозного пути, повышению устойчивости при торможении, управляемости, снижение утомляемости водителя при длительных поездках, эффективное действие внешних осветительных и сигнальных приборов (Соответствие требованиям ГОСТ 8769-75 «Приборы внешние световые» и Правилам ЕЭК ООН №48) обеспечивающих хорошую видимость ночью и однозначное понимание сигналов днем и ночью.

Пассивная безопасность — это свойство автомобиля уменьшать тяжесть последствий дорожно-транспортных происшествий для водителя и пассажиров. Пассивная безопасность обеспечивается компоновкой автомобиля и конструктивным решением отдельных узлов и агрегатов (травмобезопасные стекла, применение подголовников, ремней безопасности, подушек безопасности, преднатяжителей ремней и т.п.). Послеаварийная безопасность обеспечивается сохранением зоны жизненного пространства кабины автомобиля и возможностью эвакуации из аварийного автомобиля после дорожно-транспортных происшествий.

Экологическая безопасность — это свойство автомобиля уменьшать вред, наносимый участникам движения и окружающей среде в процессе его нормальной эксплуатации. Эта безопасность зависит в основном от качества герметизации всех систем автомобиля, содержащих специальные жидкости (масла, топливо, тормозную жидкость и др.), системы выпуска газов, а также от экологической чистоты продуктов сгорания что в свою очередь зависит от типа двигателя, экономичности, качества его работы и работы системы очистки отработавших газов. Кроме того, на экологическую безопасность влияет конструктивная продуманность обеспечения приемлемых параметров микроклимата, шума, вибрации, освещения и др.

Экологически безопасный автомобиль — это экологически чистый автомобиль. Поэтому применение токсичных веществ в нём следует сводить к минимуму. Это касается не только тормозной жидкости, топлива и присадок в маслах, но и веществ, которые содержатся в материалах, применяемых в автомобиле (краски, покрытия, присадки в резинотехнических изделиях и др.). Также большое внимание следует уделять материалам с возможностью повторной переработки.

6 Гражданская оборона

При разработке и проектировании новых моделей автомобилей в современных условиях большое внимание уделяется вопросу использования их в составе подразделений гражданской обороны.

Проектируемый автомобиль по техническим характеристикам даёт возможность использовать его в условиях военных действий.

В случае военных действий возможен выход из строя электростанций, линий электропередач, железнодорожных магистралей. Поэтому автомобиль может оказаться единственным видом транспорта, который будет способен доставить специальное оборудование к местам назначения. Седельный тягач, способен, при использовании в его составе специальных полуприцепов, перевозить различную военную технику, мобильные центры управления войск противоракетной обороны, гуманитарную помощь.

Кабина обеспечивает достаточную герметичность, предохраняет водителя и пассажиров от проникновения радиационной пыли в кабину автомобиля.

Проектируемый автомобиль снабжён двигателем достаточной мощности, что позволяет автомобилю двигаться с высокими средними скоростями, сокращая время перемещения в пункт назначения. При использовании автомобиля в системе гражданской обороны он должен доукомплектовываться специальными моющими установками для проведения дезактивации, аптечкой для оказания первой медицинской помощи, а также герметичным бачком для хранения запаса питьевой воды. На автомобильных фарах должны устанавливаться щитки затемнения. Каждый автомобиль должен укомплектовываться шанцевым инструментом.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В последнее время автомобильный транспорт занимает все более важную роль в сфере перевозок грузов. При этом преобладающим видом автомобильных перевозок является перевозка грузов на большие расстояния, а также перевозка грузов повышенной степени готовности. В этих условиях все большее значение приобретают такие параметры автомобиля, как плавность хода, комфортность, надежность и величина межсервисных пробегов.

В ходе выполнения дипломного проекта проведены работы по модернизации задней подвески автомобиля “Урал-6470”. В результате проведенных проектных работ удалось добиться понижения высоты седла с 1380 до 1150 мм при полной загрузке автомобиля, без потери функциональности подвески. Одновременно с этим были значительно повышены такие параметры как: плавность хода, дальность перевозок, топливная экономичность, комфортабельность, время межсервисного ТО, что в общей совокупности позволило вывести проектируемый автомобиль на уровень межрегиональных и международных перевозок.

Проведены работы по компоновке пневматической подвески; проведен расчет её элементов на прочность. Расчет экономического эффекта от внедрения пневматической подвески задней оси показал, что автомобиль “Урал-6470” с пневматической задней подвеской является востребованным и конкурентоспособным в своем классе. Улучшение эксплуатационных качеств за счет внедрения пневматической подвески позволит укрепить позиции автомобильного завода “Урал” на рынке дорожных автомобилей. Интегральный экономический эффект от внедрения проекта составит 132400 рублей на срок эксплуатации автомобиля.

Литература

1 Ротенберг Р.В. Подвеска автомобиля. Колебания и плавность хода. -М.: Машиностроение, 1972 — 392 с.

2 Кузнецов П.Ф. Плавность хода автомобиля. Учебное пособие. -Челябинск, 1990 — 76 с.

3 Равкин Г.О. Пневматическая подвеска автомобиля. — М.: Машгиз, 1962 — 288 с.

4 Тарасик В.П. Схемы направляющих устройств гидропневматической подвески и их влияние на нагруженность трансмиссии самосвалов. /Автомобильная промышленность. -2000, №9 -с. 18 – 19.

5 Певзнер Я.М., Горелик А.М. Пневматические и гидропневматические подвески -М.: Машгиз, 1963 — 320 с.

6 Седельный тягач “Урал-63674”. Руководство по эксплуатации — Миасс, 2006 — 124 с.

7 Локтев А.Д., Гущин И.Ф., Батуев В.А. и др. Общемашиностроительные нормативы режимов резания. В 2-х томах. Т. 1 -М.: Машиностроение, 1991 — 640 с.

8 Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. Т. 1 -М.: Машиностроение, 2001 — 920 с.

9 Панов А.А. и др. Обработка металлов резанием. Справочник технолога. -М.: Машиностроение, 1988 — 736 с.

10 Электронная база данных ОАО “АЗ “Урал” (BAAN).

11 Пархиловский И.Г. Автомобильные листовые рессоры. — М.: Машиностроение, 1978 — 228 с.

12 ТУ РБ 00231627.038-97. Амортизаторы гидравлические телескопические/ Технические условия. – Баранович: БААЗ, 1997 — 18 с.

13 А.В. Жестков, В.В. Жестков, Учебное пособие «Электронная и пневматическая аппаратура систем управления АТ средств»., Челябинск 1998.

Рисунок 26

Рисунок 27

Рисунок 28

Рисунок 29

Рисунок 30

Рисунок 31

Рисунок 32