Реферат: Устройство автомобиля
1.Структура автомобильного парка РФ
Структураавтомобильного парка РФ в зависимости от типа автомобиля выглядит следующимобразом: в целом по России, на долю легковых автомобилей приходится не менее80% от общей численности автомобильного парка Доля грузовых автомобилейсоставляет примерно 13%. Автобусов в России значительно меньше — около 2% отобщей численности авт-го парка. Москва и Московская область лидируют поколичеству автомобилей среди регионов РФ. В структуре автомобильного парка г.Москва несколько больший удельный вес имеет доля легкового автотранспорта – 87% и в тоже время, меньше доля грузового автотранспорта — 8%, а также доляпрочих автотранспортных средств — только 3% (РФ — 5%). Примерно такая жедиспропорция характера для парка автомобилей Санкт-Петербурга и других городовс населением более миллиона человек.
Первенствостолицы России обусловлено большой концентрацией легковых автомобилей, долякоторых превышает в общей численности автопарка страны. Ежегодно численностьавтомобилей в столице увеличивается, как минимум на 10%, и, по-видимому, этатенденция сохранится на ближайшие годы. Некоторые эксперты прогнозируютснижение темпов прироста парка автомобилей — как в Москве, так и в России вцелом (до 4-6% в год).
2.Основные тенденции развития конструкций автомобилей
Конструкцииавтомобилей непрерывно совершенствуются. Тенденции развития конструкцийавтомобилей обусловлены как экономическими так, так и социальными причинами.Экономические причины определяют тенденцию повышения топливной экономичностикак легковых, таки и грузовых автомобилей, что в настоящее время стало одним изведущих направлений современного автостроения. Социальными причинамиобусловлена тенденция повышения безопасности автомобилей. Автомобиль – объектповышенной опасности. Поэтому необходимо совершенствование активной и пассивнойбезопасности автомобиля. Автомобиль является источником загрязнения окружающейсреды отработавшими газами(окись углерода, окислы азота). Это определяетнепрерывное повышение требований экологической безопасности автомобиля. Следуеттакже отметить тенденцию автоматизации управления автомобилем, котораяобеспечивается современными средствами электронной, микропроцессорной техники инаправлена на повышение топливной экономичности и динамики автомобиля(управление двигателем и трансмиссией), активной безопасности (управлениетормозной системой), комфортабельности (управление подвеской и др.) Автомобильныйтранспорт явл-ся одним из основных потребителей нефтяного топлива, поэтому врезультате энергет-го кризиса, вызвавшего резкое повышение стоимости нефти,возникла необходимость во всех странах принять экстренные меры по экономиинефтяного топлива. Первоначально было введено ограничение максимальной скоростидвижения, что позволило снизить расход топлива, привело к сокращению числа ДТП.
Конструктивныемероприятия, направленные на снижение расхода топлива:
Двигатель.Расширение применения дизелей, позволяющих снизить расход топлива на 25…30%.
Работапо совершенствованию рабочего процесса бензиновых двигателей проводится в след.направлениях: организация послойного распределения заряда в камере сгорания,позволяющего использовать обедненные смеси; впрыскивание топлива во всасывающийтракт; использование электронного управления дозированием подачи топлива изажиганием; применение турбонаддува. (снижение расхода топлива до 20%).
ВРФ перспективно широкое применение природных газов. Более дальней перспективойявляется использование в качестве топлива для двигателей внутреннего сгоранияводорода, запасы которого практически неограниченны. При работе на водородномтопливе может быть решена проблема токсичности отработавших газов, так как врезультате сгорания водорода образуется вода. Однако получение водородасопряжено с большими энергетическими затратами, затруднены хранение итранспортирование водорода.
Некотороеразвитие получает электромобили, главным образом для городских условий эксплуатации.Они бесшумны и не загрязняют окружающую среду.
Препятствиемк их широкому применению является малая энергоемкость аккумуляторных батарей,их громоздкость, что снижает грузоподъемность автомобиля и запас хода.
Внедалеком будущем получат развитие двигатели новых типов. Создание адиабатногокерамического двигателя, обеспечивающего высокий термический КПД благодарявысокой температуре рабочего процесса из-за малого излучения теплоты вокружающую среду. В таких двигателях система охлаждения отсутствует.
Газотурбинныедвигатели (ГТД) в настоящее время не используют, так как их топливнаяэкономичность ниже, чем у дизелей, однако в перспективе при применениикерамических материалов может быть налажено производство автомобильных ГТД (приповышении температуры сгорания расход топлива уменьшается).
Шасси.Приснижении массы легкового автомобиля на 50…70 кг может быть получена экономиятоплива 2…3%. Для снижения массы автомобиля проводят работы в трехнаправлениях:
1поиск рациональных компоновочных решений (Компоновка легковых авт-ей спередними ведущими и управляемыми колесами.
Длягрузовых авт-ей оптимальным компоновочным решением, позволяющим значительноснизить массу, является размещение кабины над двигателем);
2поиск рациональных форм деталей (применение листовых рессор. При установкелистов Т-образного сечения, малолистовых и однолистовых рессор их масса можетбыть снижена.);
3применение конструкционных материалов, обладающих малой плотностью приобеспечении достаточной плотности. В наибольшей степени масса зависит отплотности материалов. Использование легированных и низколегированных сталей, атакже алюминия позволяет значительно снизить массу автомобилей. Существенноуменьшается масса автомобиля при использовании пластмасс. Помимо снижения массыавтомобиля, это обеспечивает уменьшение трудоемкости изготовления деталей,повышение их коррозионной стойкости, уменьшение теплопроводности и др.пластмассы могут быть как декоративными, так и конструкционными материалами длядеталей, воспринимающих различные нагрузки.
Особоевнимание уделяется композиционным материалам, которые представляют собойпластмассы, армированные волокнами различного вида (стеклопластики,углепластики, боропластики).
Кузов.Топливнаяэкономичность автомобиля в большой степени зависит от аэродинамическогосопротивления кузова и автомобиля в целом. Затраты мощности на преодолениеаэродинамического сопротивления пропорциональны фактору обтекаемости и третьейстепени скорости автомобиля.
Массакузова составляет значительную часть массы автомобиля, поэтому снижение массыкузова важно для улучшения топливной экономичности. Наибольший эффект даетприменение пластмассовых кузовов и отдельных пластмассовых деталей. В среднеммасса деталей, изготовленных из пластмасс, в 2 раза меньше массы деталей,изготовленных из стали.
3.Требования, предъявляемые к конструкции автомобилей
Кконструкции автомобиля предъявляют производственные, эксплуатационные,потребительские требования и требования безопасности.
1Производственные требования – соответствие конструкции технологическимвозможностям завода или передовым тенденциям перспективной технологии:
— минимальный расход материалов; — минимальная трудоемкость; — минимальнаясебестоимость.
2Эксплуатационные требования:
— Топливная экономичность; — Курсовая устойчивость;
— управляемость; — маневренность; — Плавность хода; — проходимость; — надежность;- технологичность обслуживания и ремонта; — минимальная себестоимостьтранспортных работ.
3Потребительские требования:
— Малая стоимость автомобиля и его эксплуатации; — безотказность иремонтопригодность; — безопасность;
— комфортабельность; — легкость управления.
Требованиябезопасности распространяются на активную, пассивную, послеаварийную иэкологическую безопасность автомобиля.
Аварийнаябезопасность автомобиля – свойство снижать вероятность возникновениядорожно-транспортных происшествий. Это свойство заложено в конструкциюавтомобиля (отсюда термин – конструктивная безопасность) и проявляетсяпостоянно при движении и в аварийной ситуации. Этот вид безопасностихарактеризуется обзорностью, сигнализацией, освещенностью, эргономическимиусловиями рабочего места водителя, маневренностью, управляемостью,устойчивостью, скоростными и тормозными свойствами и др.
Пассивнаябезопасность автомобиля – свойство снижать тяжесть последствийдорожно-транспортных происшествий. Внутреннюю пассивную безопасностьхарактеризуют мероприятия, направленные на снижение травматизма водителя ипассажиров, обеспечение сохранности грузов, а внешнюю пассивную безопасность –снижение травматизма людей, находящихся вне автомобиля в процесседорожно-транспортного происшествия.
Послеаварийнаябезопасность зависит от возможностей снизить тяжесть последствий аварии(аптечка, огнетушитель), эвакуации пострадавших и др.
Экологическаябезопасность автомобиля – свойство автомобиля уменьшать вредное влияние наокружающую среду (загазовывание атмосферы, запыление, осадки вредных веществ напридорожную полосу, нарушение травяного покрова, порча деревьев и кустарников,загрязнение почвы и водоемов, шум и вибрации и др.)
Назначение,классификация и требования к сцеплению. Выбор и расчет основ.пар-ов сцепления.Расчет хар-к износостойкости сцепления.
Назначениесцепления – надежная передача крутящего момента от двигателя к трансмиссии.
Классификационныепризнаки
I.По характеру работы:
1. постоянно замкнутые;
2. постоянноразомкнутые.
II.По типу привода:
1. с механическим;
2. с гидравлическим;
3. с комбинированным:
3.1 пневмомеханическим;
3.2пневмогидравлическим;
3.3электромеханическим;
3.4 электровакуумным.
III.По способу управления:
1. автоматическое;
2. неавтоматическое(ножное, ручное):
2.1 с усилителем;
2.2 без усилителя.
IV.По характеру связи между ведущим и ведомыми элементами:
1. гидравлическое(гидромуфта);
2. электромагнитное(порошковое);
3. фрикционное:
3.1 по форме элементовтрения:
3.1.1. специальное(конусное, барабанное и др.);
3.1.2. дисковое:
3.1.2.1. с дисками вмасле;
3.1.2.2. с сухимидисками:
3.1.2.2.1.однодисковое;
3.1.2.2.2.двухдисковое;
3.1.2.1.3.многодисковое.
3.2. по способусоздания нажимного усилия:
3.2.1. центробежное;
3.2.2.полуцентробежное;
3.2.3.электромагнитное;
3.2.4. пружинное:
3.2.4.1. с периферийнойпружиной;
3.2.4.2. с центральнойпружиной:
3.2.4.2.1.цилиндрической;
3.2.4.2.2. конической;
3.2.4.2.3.диафрагменной.
Требования,предъявляемые к конструкции:
1. Надежнаяпередача крутящего момента от двигателя к трансмиссии;
2. Плавностьи полнота включения;
3. Чистотавыключения;
4. Минимальныймомент инерции ведомых элементов;
5. Хорошийотвод теплоты от поверхностей трения;
6. Предохранениетрансмиссии от динамических нагрузок;
7. Поддержаниенажимного усилия в заданных пределах в процессе эксплуатации;
8. Минимальныезатраты физических усилий на управление;
9. Хорошаяуравновешенность;
10. Общиетребования: обеспечение минимальных размеров и массы, простота устройства иобслуживания, технологичность, ремонтопригодность, низкий уровень шума.
Характеристикисимметричного и ассиметричного циклов
Ассиметричныйцикл, в котором среднее напряжение цикла будет
/>
Амплитудацикла
/>
Коэффициентасимметрии
/>
/>
/>
БуквойТ обозначен период, соответствующий полному циклу изменения напряжения.
Симметричныйцикл, у которого /> = — />, а среднеенапряжение цикла
/> ,
амплитудацикла
/>
Акоэффициент асимметрии цикла
/>
Вкачестве примера можно указать, что в автомобиле изменение напряжений поассиметричной схеме имеет место у некоторых деталей ходовой части и подвескирессор, балок мостов поворотных шкворней. По симметричной схеме — у валов КП, уполуразгруженных полуосей (напряжения изгиба).
Характеристикапульсирующего цикла
Пульсирующийцикл, являющийся частным случаем несимметричного цикла, когда />, а среднеенапряжение и амплитуда цикла
/>
По пульсирующей схеме –у зубьев шестерен.
Определениеперед.числа привода сцепления и выбор пар-ов отдельных его звеньев
/>
Схемыприводов сцепления: а) механического, б) гидравлического
Общеепередаточное число привода сцепления
uп.с.= u1u2
гдеu1 – передаточное число педального привода; u2 –передаточное число
рычаговвыключения сцепления.
Передаточноечисло механического привода:
/>
гидравлического:
/>
Ходпедали зависит от величины s, на которую отводится нажимной диск при выключениисцепления, и зазора Д2 между рычагами выключения и выжимным подшипником.
Sпед= suп.с. + Д2u1
Общеепередаточное число привода сцепления включает передаточное число рычаговвыключения и передаточное число педального привода, а в случае гидравлическогопривода и передаточное число гидравлической части привода. Общее передаточноечисло привода сцепления определяется из условия, что усилие на педали приотсутствии усилителя не должно превосходить для легковых автомобилей 150 Н, длягрузовых 250 Н. Полный ход педали должен лежать при этом в пределах 120...190мм, включая свободный ход педали.
Расчеткрестовины шарнира карданной передачи
В карданном шарниреугловых скоростей определяют нагрузки в крестовине и в вилке. Шипы крестовиныиспытывают напряжения изгиба и смятия, а крестовина – напряжение разрыва. Вилкаподвергается изгибу и скручиванию. Примем, что шарниром передается максимальныйдинамический момент, который ограничивается коэффициентом запаса сцепления. Прималом угле наклона г вала шарнир передает момент /> (/>передаточноечисло трансмиссии до карданной передачи), а динамическое нагружение можноучитывать запасом прочности.
Напряжение изгиба шипакрестовины (см.рис.):
/>
Напряжения среза шипакрестовины:
/>
Напряжения крестовинына разрыв в сечении А-А площадью F:
/>
Материал крестовин: стали18ХГТ, 20Х.
Назначение,классификация и требования к конструкции ведущих мостов. Расчет балки ведущегомоста на прочность (нагрузочный режим- разгон автомобиля). Расчет балкиведущего моста на прочность (нагрузочный режим — торможение)
Мостыобеспечивают поддержание несущей части, передают силы и моменты от колес нанесущую часть, являясь элементом рулевого управления, обеспечивают поворотавтомобиля, является частью автомобиля.
Кавтомобильным мостам предъявляются следующие основные требования: минимальнаямасса, наименьшие габаритные размеры и оптимальная жесткость.
Ведущиемосты одновременно являются корпусной деталью для элементов трансмиссии ивключают в себя: главную передачу, дифференциал, полуоси и применяются вкачестве заднего и промежуточного моста.
Классификациямостов.
1По назначению (ведущий, управляемый(с поворотными колесами, с поворотнойбалкой), комбинированный, ведомый)
2По числу колес (с одинарными, со сдвоенными)
3По виду применяемой подвески (неразрезной, разрезной)
4По конструктивной схеме (с поперечиной, с балкой )
5 По составу(одиночный, в составе тележки)
Расчет балки моста (прямолинейноедвижение автомобиля)
Мосты автомобилярассчитывают на прочность по сцеплению колес автомобиля с дорогой примаксимальном значении коэффициента сцепления. Расчет выполняют для различныхрежимов движения автомобиля. При расчете значения сил и моментов, действующихна мосты при движении автомобиля, принимаются максимальными.
Ведущий мост.Балку ведущего моста рассчитывают для трех нагрузочных режимов: прямолинейноедвижение автомобиля, занос автомобиля и переезд автомобиля через препятствие.
При прямолинейномдвижении автомобиля балка ведущего моста (см.рис.) изгибается в вертикальнойплоскости под воздействием нормальных реакций дороги /> и /> на ведущиеколеса.
Изгибающий момент ввертикальной плоскости />где /> – плечо изгиба.
/>
Нормальные реакциидороги от нагрузки />на ведущий мостравны:
/>
где /> – коэффициентперераспределения нагрузки на задний мост.
Кроме того, поддействием тяговой силы /> балка ведущегомоста испытывает статическую нагрузку и изгибается также в горизонтальнойплоскости. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости /> Тяговые силы наведущих колесах равны: /> — коэф сцеплколес с дорогой.
Кроме изгибающихмоментов на балку ведущего моста действует крутящий момент
/>
где /> – радиусведущих колес.
В балке ведущего мостанаиболее опасными местами являются обычно сечения под площадками для крепленияпружин (рессор).
Суммарный результ-ймомент от изгиба и круч-я в опасном сеч-и балки моста
/>
Результ-е напряжения отизгиба и кручения для трубчатого круглого сечения
/>
где /> – моментсопротивления трубчатого сечения.
Расчетбалки ведущего моста на прочность (режим – динамические нагрузки)
Придинамическом нагружении изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Mи= Rz1Кдl,
гдеКд= 1,5...3 — коэффициент динамичности.
Напряжениеизгиба уи= Mи /W.
Длябалок мостов, литых из стали и чугуна, [фи]= 300 МПа, для штампованных изстального листа [фи]= 500 МПа.
Определениенагрузок и расчет переднего моста производят так же, как и заднего моста. Приторможении коэффициент перераспределения нагрузки на передний мостm1=1,1...1,2. Необходимо учитывать переменное сечение балки: двутавровое всредней части и после рессорной площадки постепенно переходящее в круглое.Вертикальные реакции Rz1=Rz2= m1G1/2, где G1— нагрузка напередние колеса.
Длябалки управляемого моста жесткость важна для сохранения углов установки колес.Жесткость ведущего моста влияет на условия зацепления зубчатых передач, нанагрузку подшипников и на нагруженность полуосей.
Прогиббалки равен силе в заданном сечении, отнесенной к жесткости сечения i=Ри/(ЕJx).Балка нагружена в местах крепления рессор.
Переменноесечение балки затрудняет расчет. В таких случаях или упрощают схему и ведутрасчет по наиболее опасному сечению, или усложняют расчет, применяя методконечных элементов.
Прогиббалки грузовых автомобилей достигает 2...3 мм
Расчетбалки ведущего моста на прочность (нагрузочный режим – боковой заносавтомобиля)
Призаносе балку моста рассчитывают на изгиб в вертикальной плоскости, считая приэтом Pт1=Pт2=0.
Изгибающиемоменты в вертикальной плоскости
/>
/>
/>, />— боковые реакции при заносе;
/>, />
где /> и />— нормальные реакции опорнойповерхности при заносе. Условно принимается />.
Эпюры моментов от />и />строят раздельно, а затем складывают. Опасное сечение картера находится в месте крепления рессоры: здесьнапряжение изгиба:
/>,
/>
Назначение,классификация и требования к конструкции главных передач. Выбор основныхпараметров и расчет на прочность конических зубчатых пар главной передачи.
Главнаяпередача обеспечивает постоянное увеличение крутящего момента и передачу его кведущим колёсам, выбирается из условий получения заданной максимальной скоростиавтомобиля на высшей передаче в коробке передач и оптимальной топливнойэкономичности.
К главным передачампредъявляют следующие требования: -оптимальное значение передаточного числа; — высокий КПД; -низкий уровень шума; — небольшие вертикальные размеры.
Классификация главныхпередач.
1 Одинарные (червячная,цилиндрическая(прямозубая, косозубая, шевронная)коническая, гипоидная)
2 двойная (центральная, разнесенная)
При расчете шестерен на прочность) определяютнапряжения в зубьях от изгиба:
/>
где />окружнаясила;
/>коэффициент,учитывающий форму и число зубьев;
/>ширинашестерни;
/>нормальныйшаг в среднем сечении начального конуса шестерни.
Допускаемые напряжения изгиба в зубьях />.
Расчетглавной передачи на износостойкость зубьев по контактным напряжениям
При расчете главной передачи на износопределяют контактные напряжения в зубьях:
/>
где />модульупругости;
/>
средние радиусы начального конуса соответственноведущей и ведомой шестерен.
Допускаемые контактные напряжения /> (большиезначения – для гипоидных главных передач).
Шестерни главных передач изготавливают из сталиследующих марок: 15ХН3А, 20ХН3А, 20ХНМА, 30ХГТ.
Расчет шкворня и втулокповоротных цапф на прочность (режим — торможение)
Угламинаклона шкворня в поперечной и продольной плоскостях пренебрегают вследствие ихнебольших значений, которые не влияют на результаты расчета.
Приторможении силы /> и />, нагружающие соответственно верхнийи нижний концы шкворня, возникают под действием:
нормальнойреакции />: />
тормознойсилы />: />
реактивнойсилы />: />
тормозногомомента />
Суммарная сила, действующая наверхний конец шкворня
/>
Суммарная сила, действующая на нижнийконец шкворня
/>
Расчетшкворня и втулок поворотных цапф на прочность (режим — боковой занос автомобиля)
При заносе на верхний инижний конец шкворня действуют только поперечные силы: от нормальной реакции />: />
от поперечнойреакции />:
на левомшкворне />
на правомшкворне />
Суммарныесилы:
на левомшкворне />
на правомшкворне />
Расчет шкворня и втулок поворотных цапф на прочность (режим — динамические нагрузки)
на шквореньдействуют силы:
/>
Шкворень навсех нагрузочных режимах рассчитывают на изгиб и на срез, а втулки шкворнярассчитывают на смятие:
Напряженияизгиба шкворня />
Напряжениясреза шкворня />
Напряжениясмятия втулок шкворня />
Где /> диаметр шкворня, /> высота втулки шкворня.Приопределении напряжений в шкворне и втулках шкворня принимают наибольшие иззначений суммарных сил, действующих на шкворень для рассматриваемых режимовдвижения автомобиля. Шкворни изготавливают из стали марок 40, 50, 18ХГТ. [/>] = 500 МПа, [/>] = 100 МПа, [/>] = 50 МПа.
Назначение,классификация и требования к конструкции подвески. Последовательность расчеталистовой рессоры.
Подвескаобеспечивает упругое соединение несущей системы с колесами автомобиля.
К подвескам автомобилейпредъявляют следующие требования: 1 Обеспечение плавности хода; 2Обеспечениедвижения по неровным дорогам без ударов в ограничитель; 3 Ограничениепоперечного крена автомобиля; 4 Кинематическое согласование перемещенийуправляемых колес, исключающее их колебание относительно шкворней; 5Обеспечение затухания колебаний кузова и колес; 6 Постоянство колеи, угловнаклона колес, постоянство углов наклона шкворней; 7 Надежная передача от колеск кузову продольных и поперечных сил; 8 Обеспечение затухания колебаний кузоваи колес; 9 Снижение неподрессоренной массы. Классификация подвесок. 1 По типухарактеристики (постоянной, переменной жесткости, прогрессивная) 2 По типунаправляющих устройств (зависимые (автономная, балансирная), независимая) 3 Поспособу передачи сил и моментов от колес (рессорная, шланговая, рычажная) 4 Потипу упругого элемента (металлическая (рессорная, пружинная, торсионная,комбинированная), неметаллическая(пневматическая, гидропневмат., комбинир.,резиновая)) 5 По способу гашения колебания (гидравлич амортизаторы (рычажные,телескопические), механическое трение(трение в упругом эл-те и направл. Уст-ве))
/>
Основнымирасчетными характеристиками листовой рессоры являются напряжение изгибаи, прогиб f P и жесткость C P.
Материаломдля изготовления рессор служат стали 55ГС, 50С2, 60С2, для которых допускаемыенапряжения при максимальном прогибе [уH ] =800. ..1000 МПа.
Расчетупругого элемента в независимой подвеске
Взависимости от схемы подвески нагрузка на упругий элемент меняется. Дляоднорычажной подвески (б)
нагрузкана упругий элемент
/>
/>
гдеl, a — параметры подвески автомобиля;
/> - вес колеса инаправляющего устройства.
Прогибупругого элемента однорычажной, двухрычажной подвески:
/>
Длядвухрычажной подвески (а) нагрузка на упругий элемент:
/>
апрогиб
/>
Длядвухрычажной подвески с торсионным упругим элементом нагрузка на упругийэлемент определяется моментом закручивания торсиона
Расчетосновных параметров амортизатора
Коэфициентапериодичности в подвеске при колебаниях автомобиля Ша;
-Максимальное усилиепри сжатии и отбое;
-Критические скоростидвижения поршня, при которых открываются клапана:
-Энергоёмкость истепень её уменьшения при нагреве.
Сила сопротивлениявыражается Pн=kрvпm<sup/>,где Vп- скорость поршня; Лн-коэффициент сопротивления на начальном участке до открытия клапана; ь-показатель степени(м=1..3)
На клапанном участке Pk=
Назначение,классификация и требования к конструкции рулевого управления. Выбороснов.размеров и расчет рул.мех-ма (глобоидальный “червяк-ролик”)
Рулевоеуправление — это совокупность устройств, обеспечивающих поворот управляемыхколес автомобиля при воздействии водителя на рулевое колесо. Оно состоит изрулевого механизма и рулевого привода. Для облегчения поворота колес в рулевоймеханизм или привод может встраиваться усилитель.
Конструкциярулевого управления должна обеспечивать:
— легкость управления, оцениваемую усилием на рулевом колесе. Для лег безусилителя при движении это усилие составляет 50...100 Н, а с усилителем—10...20 Н.
— качение управляемых колес с минимальными боковым уводом и скольжением приповороте автомобиля. Несоблюдение этого требования приводит к ускорениюизнашивания шин и снижению устойчивости автомобиля при движении;
— стабилизацию повернутых управляемых колес, обеспечивающую их возвращение вположение, соответствующее прямолинейному движению, при отпущенном рулевомколесе;
— предотвращение передачи ударов на рулевое колесо при наезде управляемых колесна препятствия;
— минимальные зазоры в соединениях. Оцениваются углом свободного поворотарулевого колеса автомобиля, стоящего на сухой, твердой и ровной поверхности вположении, соответствующем прямолинейному движению. По ГОСТ этот зазор недолжен превышать 15° при наличии усилителя и и 5° — без усилителя рулевогоуправления;
— отсутствие автоколебаний управляемых колес при работе автомобиля в любых условияхи на любых режимах движения;
— повышенная надежность, так как выход из строя рулевого управления приводит каварии;
— возможно меньшее значение минимального радиуса поворота для обеспечения хорошейманевренности автомобиля;
— силовое и кинематическое следящее действие, т.е. пропорциональность междуусилием на рулевом колесе и моментом сопротивления повороту управляемых колес изаданное соответствие между углом поворота рулевого колеса и углом поворотауправляемых колес;
— кинематическая согласованность элементов рулевого управления с подвеской дляисключения самопроизвольного поворота управляемых колес при деформации упругихэлементов.
Классификациярулевых управлений
1По способу поворота автомобиля
— Поворотом управляемых колес
— Торможением колеса одного борта
— Вращением колес одного борта в сторону, обратную движению
— Складыванием элементов (одноосный тягач и одноосный прицеп)
2По расположению рулевого колеса
— правое — левое
3По расположению управляемых колес на…
3.1Двухосных автомобилях (Первой оси
Второйоси, Первой и второй осей)
3.2Трехосных автомобилях (Первой оси,
Первойи третьей осей)
3.3Четырехосных автомобилях (Первой и второй осей, Первой и третьей осей, Всехосей)
Рулевоймеханизм включает в себя рулевую пару (иногда называют рулевой передачей),размещенную в картере, рулевой вал, рулевую колонку и рулевое колесо.
Кконструкции рулевых механизмов предъявляется ряд специальных требований:
а)высокий КПД в прямом направлении (при передаче усилия от рулевого колеса) дляоблегчения управления автомобилем и несколько пониженный КПД в обратномнаправлении для снижения силы толчков, передаваемых на рулевое колесо отуправляемых колес при наезде на неровности;
б)обратимость рулевой пары, чтобы рулевой механизм не препятствовал стабилизацииуправляемых колес;
в)минимальный зазор в зацеплении элементов рулевой пары в нейтральном положенииуправляемых колес и в некотором диапазоне углов поворота (беззазорноезацепление) при обязательной возможности регулирования зазора в процессеэксплуатации;
г)заданный характер изменения передаточного числа рулевого механизма;
д)травмобезопасность рулевого механизма, с тем чтобы при лобовом столкновении онне был причиной травмы водителя.
Расчетрул.мех-ма (глобоидальный “червяк-ролик”)
Длямеханизма, включающего глобоидный червяк и ролик, определяется контактноенапряжение в зацеплении
у= Px/(Fn),
гдеРх — осевое усилие, воспринимаемое червяком; F — площадь контактаодного гребня ролика с червяком (сумма площадей двух сегментов, рис);
n—число гребней ролика.
Схемадля определения контактной площадки в червячном рулевом механизме
/>
Осеваясила
Px=Mp.k/(rщotgв)
гдеrщo — начальный радиус червяка в горловом сечении; в — угол подъема винтовойлинии в том же сечении.
Площадьконтакта одного гребня ролика с червяком (рис)
F= 0,5[(ц1 — sinц1)r²1+(ц2 — sinц2)r²2]
Материалчервяка—цианируемая сталь 30Х, 35Х, 40Х, 30ХН; материал ролика — цеменуемаясталь 12ХНЗА, 15ХН; [у] = 7...8 МПа.
Оценкаи расчет основных размеров деталей рулевого привода
Крулевому приводу предъявляют следующие требования: правильное соотношение угловповорота колес, отсутствие автоколебаний управляемых колес, а такжесамопроизвольного поворота колес при колебаниях автомобиля на подвеске.
Рулевойпривод включает рулевую трапецию, рычаги и тяги, связывающие рулевой механизм срулевой трапецией, а также рулевой усилитель, устанавливаемый на рядеавтомобилей.
Расчетрулевой сошки на изгиб и кручение
Изгиби кручение — основные виды напряжения. Расчет ведут на сложное сопротивление;шлицы рассчитывают на срез. Усилие на шаровом пальце сошки, вызывающее изгиб икручение (при наличии встроенного усилителя): /> Напряжение изгиба в опасномсечении А—А:
/>.
Напряжениекручения:
/>,
где/> и /> — соответственно осевой иполярный моменты сопротивления опасного сечения.
Эквивалентноенапряжение рассчитывается по одной из теорий прочности. [ф] = 300...400МПа
/>
Напряжениекручения вала сошки при наличии усилителя
/>
гдеd—диаметр вала сошки. Материал вала сошки — сталь 30, 18ХГТ, 20ХНЗА.; [т] =300...350 МПа.
Расчетпродольной тяги в рулевом управлении. Расчет поперечной тяги в рулевомуправлении
СилаРсош вызывает напряжения сжатия-растяжения и продольного
изгибатяги
/>
Напряжениесжатия
/>
гдеF — площадь сечения продольной тяги.
Критическоенапряжение при продольном изгибе
/>
гдеI — экваториальный момент инерции сечения тяги;
/>
LT—длинапродольной тяги (по центрам шарниров).
Запасустойчивости
/>
Материалтяги: сталь 20, сталь 35; [д] = ,5...2,5.
Поперечнаятяга трапеции.
Нагруженнаясилой РПТ=РсошS/l тяга рассчитывается по той же методике, что ипродольная тяга, т. е. на сжатие и продольную устойчивость (|д|= 1,5...2,5).Для изготовления поперечной тяги используют те же материалы, что и дляпродольной.
Назначение,классификация и требования к конструкции тормозных систем. Расчет сил имоментов, действующих в колесном тормозе барабанного типа (с одной активнойколодкой)
Ктормозному управлению автомобиля, служащему для замедления его движения вплотьдо полной остановки и удержания на месте на стоянке, предъявляются повышенныетребования, так как тормозное управление является важнейшим средствомобеспечения активной безопасности автомобиля.
Требованияк тормозным системам следующие: — минимальный тормозной путь или максимальноеустановившееся замедление в соответствии с требованиями ГОСТ
— сохранение устойчивости при торможении (критериями устойчивости служат линейноеотклонение, угловое отклонение, угол складывания автопоезда);
— стабильность тормозных свойств при неоднократных торможениях;
— минимальное время срабатывания тормозного привода;
— силовое следящее действие тормозного привода, т. е. пропорциональность междуусилием на педали и приводным моментом;
— малая работа управления тормозными системами — усилие на тормозной педали взависимости от назначения автотранспортного средства должно лежать в пределах500...700 Н (низший предел для легковых автомобилей); ход тормозной педали80...180 мм;
— отсутствие органолептических явлений (слуховых, обонятельных);
— надежность всех элементов тормозных систем; основные элементы (тормозная педальи ее крепление, главный тормозной цилиндр, тормозной кран и др.) должны иметьгарантированную прочность, не должны выходить из строя на протяжениигарантированного ресурса; должна быть также предусмотрена сигнализация,оповещающая водителя о неисправности тормозной системы;
Всоответствии с ГОСТ тормозное управление должно включать следующие тормозныесистемы: — рабочую; — запасную; — стояночную;
— вспомогательную (тормоз — замедлитель), предназначенную для торможения надлительных спусках и поддерживающую скорость 30 км/ч на спуске с уклоном 7%протяженностью 6 км.
Классификациятормозных механизмов
Тормозноймеханизм: гидравлический,
механический(фрикционный), электрический
Механический(фрикционный):
Поформе поверхности трения
дисковыебарабанные (колодочные ленточные)
Порасположению
колесныйтрансмиссионный
Тормознойпривод: механический, гидравлический, пневматический
электрический,комбинированный
Схема (а) и статическаяхарактеристика (б) барабанного тормозного механизма с гидравлическим приводом сравными приводными силами и односторонним расположением опор:
1-первичная колодка;2-вторичная колодка; 3-тормозной цилиндр.
Для этого тормозногомеханизма характерным является следующее. Приводные силы P1и P2,прижимающие колодки 1 и 2 к барабану равны (P1=P2),так как площади поршней тормозного цилиндра 3 одинаковы. Нормальные реакциибарабана N1b N2на колодки не равны между собой (N1>N2).Момент, создаваемый силой трения F1и действующий на колодку 1, совпадает по направлению с моментом приводной силы P1,вследствие чего колодка захватывается барабаном, а сила трения F1способствует прижатию колодки к барабану. Момент силы трения F2,действующий на колодку 2, противоположен по направлению моменту приводной силы P2,и поэтому сила трения F2препятствует прижатию колодки 2 к тормозному барабану.
Колодка 1 называетсяпервичной (активной, самоприжимной), а колодка 2 – вторичной (пассивной,самоотжимной). Первичная колодка нагружается больше, чем вторичная. Привращении колеса в противоположную сторону функции колодок изменяются и колодка2 работает кА первичная, а колодка 1 – как вторичная.
Тормозной момент,создаваемый тормозным механизмом:
Мтор=(F1+F2)rб
или с учётом значениясил трения F1=µN1;F2=µN2
Mтор=µ(N1+N2)rб,
где µ=0,3 – коэффициенттрения
Из условия равновесиятормозящего колеса имеем:
P1(a+c)+F1rб-N1a=0– для первичной колодки;
P2(a+c)+F2rб-N2a=0– для вторичной колодки.
Подставив в этиуравнения значения сил трения F1и F2,получим соответственно для первичной и вторичной колодок:
P1=N1/>;P2=N2/>;
Расчетдиаметра цилиндра колесного тормоза с гидроприводом
Прислужебных торможениях давление жидкости в тормозном приводе лежит в пределах4...10 МПа. В случае экстренного торможения давление жидкости
можетдо 15 МПа и выше. Усилие на педали можно вычислить исходя из максимальногодавления в
приводе:
/>
гдеp´ж — давление жидкости в приводе при экстренном торможении; dг.ц-диаметр главного цилиндра; uп.п — передаточное число педальногопривода (uп.п =а/b); зп.п — коэффициент полезного действия привода(зп.п = 0,92...0,95).
Приэтом усилие, создаваемое рабочим цилиндром на тормозные колодки
/>
гдеdр.ц — диаметр рабочего цилиндра, (dр.ц = 0,9...1,2) dг.ц.
Скакой целью проводят стендовые испыт.агрегатов, мех-ов, и ав-ей в целом
Стендовые испытанияагрегатов, механизмов и автомобилей в целом проводятся с целью получения данныхдля расчёта каких-либо характеристик (мощностных, экологических и др.) или сцелью проверки соответствия тому, что указано в паспорте агрегата, автомобиля.
С какой целью проводятдорож., эксплуат, заводские и госуд.испыт.ав-ей.
Заводские игосударственные испытания (государственный контроль) автомобилей, как итехосмотр, проводятся с целью проверки соответствия ГОСТам и стандартам.Проверяется экологичность и техническое состояние.
Расчетные режимы иобоснование их выбора
Для расчёта отдельныхузлов и агрегатов автомобиля могут быть использованы разные расчётные режимы.Важно правильно оценить эти режимы для обоснованного выбора применительно кпоставленной задаче. Трансмиссия. На основании анализа нагрузочныхрежимов трансмиссии могут быть установлены расчётные режимы.
Первый расчётный режим– по максимальному моменту двигателя
M=(Mт)max*I,
где M–моментна валу трансмиссии, соответствующий максимальному моменту двигателя;
(Mт)max–максимальный момент двигателя;
I–передаточное число, считая от вала двигателя до соответствующего валатрансмиссии.
Второй расчётный режим –по максимальному сцеплению ведущих колёс с грунтом цmax.
Третий расчётный режим –по максимальной динамической нагрузке, имеющей место при резком включениисцепления.
Четвёртый расчётныйрежим – принимается по действительным эксплуатационнымнагрузкам (расчёт на выносливость).
Тормоза.Выбор расчётного режима для тормозов должен предусматривать возможностьторможения автомобиля с наибольшей эффективностью, что может быть достигнуто вслучае полного использования силы сцепления заторможенных колёс с дорогой доюза или состояния близкого к юзу.
В качестве расчётногорежима для расчёта на прочность деталей тормозов и тормозных приводов(барабаны, колодки и их опоры, привод к разжимным кулакам и другие) принимаютсямаксимальные силы, приложенные к соответствующим деталям.
Подвески и мосты. Расчётна прочность деталей подвесок и мостов производится по максимальной нагрузке Pmax,имеющей место при движении автомобиля. Рулевое управление. Расчёт напрочность деталей рулевого механизма может производиться на следующие режимынагрузки:
— Максимальный момент Mш,приложенный к рулевому колесу,
Mш=(Pш)max*Rш,
где (Pш)max–максимальное усилие, приложенное водителем к рулевому колесу;
Rш– радиусрулевого колеса.
— Максимальнуютормозную силу, приложенную к одному или обоим управляемым колёсам на дороге сц=0,8÷1,0.
— Удар управляемыхколёс при переезде через пороговые препятствия разной высоты или вертикальнуюстенку.
Виды прочности дет. Приих раасчетах
Прочность детали можетбыть статическая (в неподвижном состоянии) и динамическая (в движении).
Опред-ие вел-нырасчет.момента при расчете дет.трансмиссии на долговечность
Величина расчётногомомента при расчёте деталей трансмиссии на долговечность определяется поформуле.
Как учитываютсядинам.нагрузки при расчете дет. Ходов.части, подвески и рамы на долговечность
Динамические нагрузкипри расчёте деталей ходовой части, подвески и рамы на долговечность учитываютсяиспользованием их значений в формулах расчёта.
Назначение,классификация и требования к конструкции КП. Какие исход.данные принимаются длярасчета КП.Определение сил, действ.на зуб косозубой шестерни КП
Требования,классификация К коробке передач предъявляютсяследующие требования: а) обеспечение оптимальных тягово-скоростных итопливно-экономическихсвойств автомобиля при заданной внешнейхарактеристике двигателя; б) бесшумность при работе и переключениипередач; в) легкость управления; г) высокий КПД; д) общиетребования.
Похарактеру изменения передаточного числа
а)бесступенчатая -Механическая
фрикционнаяимпульсная
-Гидравлическая
гидрообъемнаягидродинамическая
-Электрическая
б)комбинированная
-Гидромеханическая-Электромеханическая
в)ступенчатая
-Поконструктивной схеме с неподвижными осями
сподвижными осями комбинированная
-Почислу ступеней
Трехступенчатыечетырехступенчатые
Пятиступенчатыемногоступенчатые
-Потипу зубчатого зацепления
Прямозубаякосозубая
Шевроннаясмешанная
-Поспособу переключения
сподвижными зубчатыми колесами
смуфтами легкого включения
с синхронизаторами
-Поспособу управления
снепосредственным
сдистанционным
полуавтоматическая
автоматическая
Исходныеданные для расчета
/>
Определениесил, действующих на зуб косозубой шестерни КП. Назубья пары постоянного зацепления привода промежуточного вала действуютследующие силы:
/>
Здесьбщ — угол профиля зуба; в — угол наклона зубьев; rщП.З. –радиус делительной.
Назубья пары при включении i-й передачи действуют силы:
/>
Здесьui — передаточное число включенной передачи; ri—радиус делительной окружности зубчатого колеса ведомого вала.
Расчетвалов КП на прочность
Валыкоробок передач воспринимают скручивающие и изгибающие нагрузки. Кроме того,они должны быть достаточно жесткими, чтобы их прогиб не вызывал перекосазубчатых колес, находящихся в зацеплении. Последовательность определениянапряжений в валах: в трехвальных коробках передач — ведомый, промежуточныйвал, ведущий вал; в двухвальных коробках передач расчет можно начинать с любогоиз валов. Пользуясь схемой (например, приведенной на рис.70), определяют силы,действующие на зубчатые колеса на всех передачах, по формулам, приведеннымвыше. Затем для каждой передачи находят реакции в опорах. После этого строятэпюры моментов и определяют наибольший изгибающий и крутящий моменты.
Результирующеенапряжение
/>
гдеd в о . — диаметр вала в опасном сечении.
Шлицованныйвал рассчитывают по внутреннему диаметру.
16Жесткость валов КП и опред стрелы прогиба
Жесткостьвалов определяется по их прогибу. Силы Рх1 и PR1 дают прогиб fввалов в плоскости, в которой лежат оси валов, сила Pi, дает прогиб вперпендикулярной плоскости. Прогиб вала в каждой плоскости должен лежать впределах 0,05...0,1 мм. Полный прогиб
/>
Валыдолжны обладать достаточной жесткостью, поэтому напряжения в них невысокие(200...400 МПа).
Шлицывалов проверяют на смятие см=200МПа.
Дляизготовления валов применяют обычно те же материалы, что и для зубчатых колес.
Расчётподшипников валов коробок передач
Критериемоценки эксплуатационных свойств подшипников является базовая долговечность,соответствующая 90 %-ной надежности.
Дляопределения долговечности подшипника необходимо иметь следующие данные: радиальныеи осевые силы, действующие на подшипник на каждой передаче; ресурс коробкипередач до капитального ремонта (в километрах пробега автомобиля или часах);среднюю техническую скорость движения; распределение пробега на передачах.
Радиальныеи осевые силы, действующие на подшипник на каждой передаче,
представляющиесобой реакции опор валов коробки передач, рассчитывают,
пользуясьформулами:
окружнаяPi= MKmaxui/rщi
осеваяPxi= Pitgв
радиальнаяPRi= Pitgбщ/cosв
нормальнаяPni=/>
Здесьui— передаточное числовключенной передачи; rщi<sub/>-радиусделительной окружности зубчатого колеса ведомого вала.
Однакопри расчете подшипника на долговечность в этих формулах вместо
максимальногозначения крутящего момента двигателя МКмах следует принимать расчетную величинукрутящего момента аМКмах, (где а — коэффициент использованиякрутящего момента). Этот коэффициент зависит от отношения мощности двигателя квесу автомобиля.
Базоваядолговечность подшипника определяется в соответствии с ГОСТ по ресурсу (в млн.оборотов)
L10=(C/P)p,где С — динамическая грузоподъемность подшипника (опреде-ляют по каталогу), Р —эквивалентная динамическая нагрузка, р — показатель степени (шариковыеподшипники — р=3, роликовые р=3,33).
Эквивалентнаядинамическая нагрузка на подшипник определяется для условий работы на каждойпередаче:
РадиальныеPr=(XVFr+YFa)KbKt
радиально-упорныеPa=(XFr+YFa)KbKt
гдеFr,Fa — соответственно радиальная и осевая нагрузки; X, Y—коэффициентырадиальной и осевой нагрузок (по каталогу); V—коэффициент вращения (при вращениивнутреннего кольца V=1, при вращении наружного кольца V=1,2); Kb-коэффициент безопасности (для коробок передач Kb=1); Kt -температурныйкоэффициент (Kt=1,10 при 150 °С).
Следуетиметь в виду, что коэффициенты Х и Y различны в зависимости оттипа подшипника и соотношения осевой и радиальной нагрузок.
Длявычисления эквивалентной динамической нагрузки на подшипник коробки передачнеобходимо вначале определить долю работы подшипника на каждой передаче,учитывая нагрузку и соответствующее число оборотов за время работы на даннойпередаче. Суммируя по всем передачам, можно вычислить эквивалентнуюдинамическую нагрузку по формуле
P=/>
гдеP1,P2,P3,…Pn — эквивалентные нагрузки на подшипник на каждой передаче
придолговечности соответственно L1,L2,L3,..Ln;
L=/>,Li=Si/(2рrk*uTPi*106),
(Si — пробег автомобиля на каждой передаче, uTPi — передаточное числочасти трансмиссии от вала, на котором установлен подшипник, до вала ведущегоколеса автомобиля).
Динамическаягрузоподъемность подшипника C = P/> .
Назначение,классификация и требования к карданным передачам. Кинематические харак-кикарданных передач неравных и равных угловых скоростей. Расчет карданного валана прочность и жесткость.
Силовыеприводы, силовые передачи и валы трансмиссии
Назначение,требования, классификация
Силовыеприводы и силовые передачи трансмиссии (валы, карданные передачи, полуоси)применяются в трансмиссиях автомобилей для силовой связи механизмов, в томчисле, валы которых несоосные или расположены под углом, причем взаимноеположение их может меняться в процессе движения. Силовые приводы могут иметьодин или несколько шарниров, соединенных валами, и промежуточные опоры.Передачи применяют также для привода вспомогательных механизмов, например,лебедки.
Ксиловым передачам предъявляют следующие требования:
а)передача крутящего момента без создания дополнительных нагрузок в трансмиссии(изгибающих, скручивающих, вибрационных, осевых);
б)возможность передачи крутящего момента с обеспечением равенства угловыхскоростей ведущего и ведомого валов независимо от угла между соединяемымивалами;
в)высокий КПД;
г)бесшумность;
д)общие требования.
Нарисунке 6.1 приведены классификации шарниров силовых передач.
Шарнирнеравных угловых скоростей
Вэтом шарнире определяют нагрузки в крестовине и в вилке. Шипы крестовиныиспытывают напряжения изгиба и смятия, а крестовина напряжение разрыва. Вилкаподвергается изгибу и скручиванию. Как указывалось выше, момент, передаваемыйшарниром при наклоне вала, не является постоянным в течение одного оборота, аследовательно, и силы, действующие на детали шарнира, также переменны. Дляопределения нагрузок будем считать, что шарниром передается максимальный динамическиймомент, который ограничивается коэффициентом запаса сцепления. При малом угленаклона г вала шарнир передает момент МкmaxuґТРmax (uґТРmax– передаточное число трансмиссии до карданной передачи), а динамическоенагружение можно учитывать запасом прочности.
Валы
Вовремя работы вал силовой передачи испытывает изгибающие, скручивающие и осевыенагрузки.
Изгибающиенагрузки возникают в результате не уравновешенности вала, и в некоторой степенипары осевых сил, нагружающих шарнир. В эксплуатации неуравновешенность можетпоявиться не только в результате механических повреждений вала, но также приизносе шлицевого соединения или подшипников шарниров. Неуравновешенностьприводит к вибрациям в силовой передаче и возникновению шума. Вал подвергаетсятщательной динамической балансировке на специальных балансировочных станках.Допустимый дисбаланс зависит от максимального значения эксплуатационной угловойскорости вала и находился в пределах. (15...100) г·см. Для балансировки к валуприваривают пластины в местах, которые автоматически определяютсябалансировочным станком. Помимо этого проверяется биение вала в сборе сшарнирами. Допустимое биение устанавливается заводом изготовителем.
Следуетиметь в виду, что даже хорошо уравновешенный вал в результате естественноюпрогиба, вызванного собственным весом, при некоторой угловой скорости,называемой критической, теряет устойчивость; его прогиб возрастает настолько,что возможно разрушение вала.
Пустьв статическом положении ось вала смешена на расстояние е от оси вращения,а при угловой скорости щ получает прогиб f . Тогда при вращении валавозникает центробежная сила
/>гдеmв – масса вала.
Центробежнаясила уравновешивается силой упругости вала
/>гдеИ с – изгибная жесткость.
Поэтому
/>
Прогибвала определяется в зависимости от принятой схемы его нагружения.
Будемсчитать вал нагруженной равномерно балкой на двух опорах со свободными концами.Прогиб балки
/>
гдеЕ = 2·105 МПа – модуль упругости первого рода;
/>
–момент инерции поперечного сечения вала (dн и dвн –соответственно наружный и внутренний диаметры вала).
Еслисчитать вал балкой с защемленными опорами, то числовой коэффициент в формулеследует принимать большим в 1,5...2,25 раза.
Расчеткритич. Частоты вращения карданного вала и осевой нагрузки
Критическаячастота вращения вала должна быть в 1,5...2 раза больше максимальнойэксплуатационной. Для повышения критической частоты вращения следует уменьшатьдлину вала, что особенно эффективно, и увеличивать как наружный, так ивнутренний диаметры. Внутренний диаметр трубчатого вала можно увеличивать доопределенного предела (лимитирует прочность вала).
Скручивающиенагрузки, которые воспринимает вал, зависят от крутящего момента, передаваемоговалом. Кроме того, являясь элементом многомассовой упругой системы трансмиссии,вал силового привода участвует в крутильных колебаниях и воспринимаетдополнительно скручивающие нагрузки, которые в случае резонанса могут бытьзначительными, а иногда и разрушающими. Правильный подбор элементов трансмиссиидолжен исключать возникновение резонансных крутильных колебаний илипредусматривать возможность гашения возникающих колебаний. Крутильные колебаниятрансмиссии, как известно, гасятся демпфером, расположенным в механизмесцепления.
Трубчатыйвал изготовляют из малоуглеродистой стали (сталь 15, сталь 20), не подвергая еезакалке. Толщина стенок обычно не превышает 3,5 мм.
Напряжениекручения трубчатого вала
/>
Осевыенагрузки в силовых приводах возникают в шлицевом соединении при перемещениях,связанных с изменением расстояния между шарнирами, например при колебанияхкузова. Исследования показали, что даже при наличии большого количествасмазочного материала последний не удерживается на поверхности трения иперемещение в шлицевом соединении происходит в условиях граничного трения. Приэтом коэффициент трения м = 0,2, а иногда (при появлении задиров) м =0,4. При передаче большого крутящего момента в шлицевом соединении происходитзащемление, и вал, по существу, передает тяговое усилие. При этом двигатель,установленный на упругих подушках, продольно смещается в некоторых автомобиляхна 10 мм, а иногда и больше.
Осевыесилы являются одной из главных причин того, что долговечность передач в 2....3раза ниже долговечности основных агрегатов автомобиля. Осевая сила
/>
Дифференциалытрансмиссии автомобиля. Назначение, требования, классификация, расчет деталейна прочность
Дифференциалы — дифференциал механизмтрансмиссии, выполняющий функции распределения подводимого к нему крутящего моментамежду колесами или мостами (в некоторых автомобилях между бортами) ипозволяющий ведомым валам вращаться с неодинаковыми угловыми скоростями.
К конструкции дифференциалапредъявляют следующие требования:
а) распределение крутящих моментовмежду колесами и мостами в пропорции, обеспечивающей наилучшие эксплуатационныесвойства (максимальную тяговую силу, хорошие устойчивость и управляёмость);
б) общие требования.
/>
Нагрузки в дифференциалах:
В коническом дифференциале определяянагрузки на зубья сателлитов, полуосевых шестерен, крестовину и нагрузки со сторонысателлитов на корпус дифференциала. Нагрузку на зуб сателлита и полуосевыхшестерен определяют из условия, что окружная сила распределена поровну между всемисателлитами и каждый передает усилие двумя зубьями. Окружная сила, действующаяна один сателлит:
/>
где r1 — радиусприложения;
nс — число сателлитов.
/>
Шин крестовины (18ХГТ, 20ХН3А и др.) подсателлитом испытывает:
напряжение смятия: хсм=Рс/(dl1), [хсм]=50...60 МПа,
напряжение среза : ф ср= 4Рс/(рdІ), [ф ср] = 100…120 МПа,
напряжение смятия в местекрепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы
у см = Рд/ (dl2),[у cм] =50...60 МПа,
Давление торца сателлита на корпусдифференциала определяется напряжением смятия
у см = Рxc/F,[у cм] = 10...20 МПа,
где Рxc=Рctgбщ sinдc, sin5С (бщ— уголзацепления; дc— половина угла конуса саттелита)./>
Назначение, классификация итребования к конструкции полуосей. Расчет ведущих полуосей полностьюразгруженных от действия изгибающих сил и моментов.
В зависимостиот испытываемых полуосью нагрузок принято их условное деление наполуразгруженные (рисунок 6.4, а), — три четверти разгруженные (рисунок 6.4, б)полностью разгруженные (рисунок 6.4, в). Полуразгруженная полуосьвоспринимающие все усилия и моменты, действующие — дороги. На три четвертиразгружена; полуось имеет внешнюю опору меж; ступицей колеса и балкой моста,поэтому изгибающие моменты от реакций Rz, Рт (Ртор) и Рy, воспринимаютодновременно и полуось, и балка моста через подшипник.
/>
а- полуразгруженная; б- на три четверти груженая; в – полностью разгруженная
Полностью разгруженная полуосьтеоретически передает только крутящий момент от дифферециала к ведущим колесам,однако для нее возможны деформации изгиба, обусловленные деформацией балкимоста, несоосностью ступицы колеса с полуосевой шестерней, перекосом и смещениемшлицевых концов полуосей относительно шестерни и фланца при наличии зазоров вшлицевом соединении.
30. 31. 32 Расчет ведущей полуоси нагруженнойна ½ от действия изгибающих сил и моментов (режим разгона, боковогозаноса, динамических нагрузок.)
При прямолинейномдвижении – результирующий изгибающий момент полуоси ввертикальной и горизонтальной плоскостях:
/>;
момент кручения полуоси
/>;
сложное напряжение
/>.
При заносеизгибающие моменты на правом и левом колёсах
/>;/>, где />
При динамическомнагружении:
вертикальная нагрузка-/>, где />=1,5…3 – коэффициентдинамичности.
горизонтальнаянагрузка-/> (при прямолинейномдвижении /> принимается: припрямолинейном движении 0,8…0,9, при заносе — 1);
скручивающая нагрузка-/>;
При расчётеполуразгруженной полуоси плечо изгиба />определяетсякак расстояние между плоскостями, проходящими через центр опорной площадкиколеса и через центр опорного подшипника.
Полуразгруженнаяполуось разрушается в опасном сечении под подшипником. Здесь полуось должнабыть утолщена.
Полуоси изготавливаютиз легированных сталей – 30ХГС, 40Х, 40ХНМА и др; допускаемые напряжения /> МПа, /> МПа.
Назначение итребования к конструкции управляемого моста, расчетные режимы. Расчет балкиуправляемого моста на прочность (режим – торможение).
К автомобильныммостам предъявляются следующие основные требования: минимальная масса,наименьшие габаритные размеры и оптимальная жесткость. Управляемые мосты, как правило,передние: включают в себя поворотные цапфы и соединяющие детали. Применяются изадние управляемые мосты.
При прямолинейномдвижении автомобиля балка ведущего моста (см.рис.) изгибается в вертикальнойплоскости под воздействием нормальных реакций дороги /> и /> на ведущиеколеса.
Изгибающий момент ввертикальной плоскости />где /> – плечо изгиба.
/>
Нормальные реакции дорогиот нагрузки />на ведущий мостравны:
/>
где /> – коэффициентперераспределения нагрузки на задний мост.
Кроме того, поддействием тяговой силы /> балка ведущегомоста испытывает статическую нагрузку и изгибается также в горизонтальнойплоскости.
Изгибающий момент вгоризонтальной плоскости />
Тяговые силы на ведущихколесах равны: /> — коэф сцеплколес с дорогой.
Кроме изгибающихмоментов на балку ведущего моста действует крутящий момент
/>
где /> – радиусведущих колес.
В балке ведущего мостанаиболее опасными местами являются обычно сечения под площадками для крепленияпружин (рессор).
Суммарный результ-ймомент от изгиба и круч-я в опасном сеч-и балки моста
/>
Результ-е напряжения отизгиба и кручения для трубчатого круглого сечения
/>
где /> – моментсопротивления трубчатого сечения.
Расчет оси колеса (шипа поворотной цапфы) на прочность (режим– торможение, динамическая нагрузка)
При торможениисуммарный момент изгиба в вертикальной плоскости
/>,
где />; /> - тормозная сила наколесе, нагружающая цапфу.
Напряжение изгиба
/>
При заносенапряжение изгиба на цапфе при />
/>;/>.
При динамическойнагрузке напряжение изгиба
/>.
Расчет сил и моментов,действующих в колесном тормозе барабанного типа (с 2мя активными колодками).Расчет сил и моментов, действующих в колесном тормозе дискового типа.
Схема (а) и статическаяхарактеристика (б) барабанного тормозного механизма с гидравлическим приводом сравными приводными силами и разнесёнными опорами:
1,2 тормозные колодки;3 – тормозной цилиндр
Каждая из колодокприводится в действие своим тормозным цилиндром. Одинаковые размеры тормозныхцилиндров обеспечивают равенство приводных сил P1и P2,нормальных реакций барабана на колодки N1и N2,сил трения F1и F2,а так же углов охвата колодок в1 и в2.
Тормозной момент,создаваемый тормозным механизмом:
Мтор=µ(N1+N2)rб=2µNrб