Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
PAGE 31
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ „ЛЬВІВСЬКА ПОЛІТЕХНІКА”
МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ
до практичних занять з дисциплін
„Конструювання та розрахунок автомобіля” і
„Теорія та розрахунок агрегатів і систем автомобіля”.
для студентів спеціальності 7.090211 та 8.090211
„Колісні та гусеничні транспортні засобі”.
Затверджено на засіданні
кафедри „Автомобілебудування”
протокол №8 від 26.04.2004р.
Львів – 2004
Методичні вказівки до практичних занять з дисципліни „Конструювання та розрахунок автомобіля” і „Теорія та розрахунок агрегатів і систем автомобіля” для студентів спеціальності 7.090211 та 8.090211 „Колісні та гусеничні транспортні засоби”.
Укл.: В.М. Хрунь, В.А. Дем’янюк.- Львів: Видавництво Національного університету „ Львівська політехніка”, 2004.
Укладачі Хрунь В.М., к.т.н., доцент
Дем’янюк В.А., к.т.н., доцент
Відповідальний за випуск Крайник Л.В., д.т.н., професор
Рецензент Гудз Г.С., д.т.н., професор
Задача 1
Розрахувати натискну пружину зчеплення. Тип пружини – циліндрична вита. Побудувати конструктивну схему пружини та її пружну характеристику. Вихідні дані для розрахунку приведені в табл. 1.1.
Таблиця 1.1.
|
Варіант |
Діаметр фрикційної накладки D, мм |
Індекс натискної пружини in = |
Сумарне натискне зусилля натискного диску Р , Н |
|
0 + j (00…09) |
180 + 20 j |
5,0 + 0,5 j |
2520 + 200 j |
|
10 + j (10…19) |
200 + 20 j |
5,5 + 0,5 j |
2700 + 200 j |
|
20 + j (20…29) |
180 + 25 J |
6,0 + 0,4 j |
3000 + 180 j |
Методичні вказівки
Зусилля, що створюється однією натискною пружиною у ввімкненому зчепленні
,
де Zn – кількість натискних пружин зчеплення.
Кількість натискних пружин повинна бути кратною кількості відтискних важелів Zв і залежить від зовнішнього діаметра фрикційних накладок D. При 180 < D 280 : Zв = 3, Zn = 6...9, при D > 280: Zв = 4, Zn = 12...28.
Розрахункові значення діаметра дроту пружини dn визначають за формулою
,
де Рnmax – максимальне зусилля натискної пружини, що розвивається при вимкненні зчеплення, Рnmax = (1,15...1,20) Рn;
- допустиме напруження кручення, = 700...800 МПа;
k – коефіцієнт, враховуючий вплив на міцність кривизни витків пружини.
Коефіцієнт k залежить від індексу пружини і розраховується за формулою:
Середній діаметр навивки пружини
Dn = in . dn.
Число робочих витків пружини
,
де G = 8,5 . 104 МПа – модуль пружності при крученні;
- величина додаткової деформації пружини при вимкненні зчеплення, = 1,5 ...2 мм для однодискового зчеплення і = 2,0...2,5 мм для дводискового зчеплення.
Повне число витків пружини визначається з врахуванням додавання до робочих витків по (0,75...1,0) витка з кожної сторони та наступним їх осадженням і шліфовкою на 0,5 dn з метою отримання торців, перпендикулярних осі пружини. Тобто nn = np + (1,5...2,0).
Попередня робоча деформація пружини, яку вона сприймає при складанні зчеплення, рівна
.
Максимальна деформація пружини .
Довжина пружини у вільному стані .
Максимальні напруження виникають у витках пружини при вимкненні зчеплення. Умова міцності пружини
Конструктивна схема пружини та її пружна характеристика приведені на рис. 1.1.
Рис. 1.1. Конструктивна схема пружини та її пружна характеристика.
Приклад розв’язку задачі 1
|
Діаметр фрикційної накладки D, мм |
Індекс натискної пружини in = |
Сумарне натискне зусилля натискного диску Р , Н |
|
215 |
7,5 |
3150 |
1. Прийнявши Zn = 8, визначаємо зусилля, що створюється однією натискною пружиною у ввімкненому зчепленні
2. Визначаємо коефіцієнт k, що залежить від індексу пружини:
3. Якщо Рnmax = 1,18393,75 = 464,625 Н, то визначаємо розрахункове значення діаметра дроту пружини dn
4. Тоді середній діаметр навивки пружини буде
Dn = in . dn = 7,53,8 = 28,64 мм.
5. Прийнявши для однодискового зчеплення = 1,8 мм, визначаємо число робочих витків пружин
Приймаємо np = 3
6. Визначаємо повне число витків пружини nn = np + (1,5...2,0) = 3 + 2 = 5.
7. Попередня робоча деформація пружини, яку вона сприймає при складанні зчеплення, рівна
.
8. Максимальна деформація пружини становить
=12,74 + 1,8 = 14,27 мм.
9. Довжина пружини у вільному стані складає
= 14,27 + 1,13,8(5-1) = 30,99 мм.
10. Визначаємо максимальні напруження, що виникають у витках пружини під час вимкненні зчеплення
Умова міцності пружини виконується.
Задача 2.
Виконати перевірочний розрахунок інерційного синхронізатора та побудувати його розрахункову схему. Вихідні дані для розрахунку приведені в табл. 2.1.
Таблиця 2.1.
|
Варіант |
Маса авто. Ма, кг |
Частота обер тання nN, хв.-1 |
Передатне число КП Uк |
Передатне число приводу Uпр |
Довжи-на твірної конуса тертя b, мм |
Середній радіус розміщення конуса тертя rc мм |
Полови на кута конуса тертя |
Кут нахилу блокуючих повер- хонь |
|
0 + j (00...09) |
1000+ 500 j |
4500 + 150 j |
1.3 + 0.05 j |
4 + 0.1j |
10 +0.5 j |
20 + 2 j |
4 + j |
60 – 2 j |
|
10 + j (10...19) |
5000+ 500 j |
3300 + 100 j |
1.4 + 0.05 j |
5 + 0.1j |
12 +0.5 j |
40 + 2 j |
4.5 + j |
62 – 2 j |
|
20 + j (20...29) |
10000+ 500 j |
2400 + 100 j |
1.5 + 0.05 j |
6 + 0.1j |
16 +0.5 j |
60 + 2 j |
5+ j |
65 – 2 j |
Прийняти автомобілі із Ма = 1500...3000 кг – як легкові із карбюраторним двигуном, Ма = 3100...7500 кг - як вантажні із карбюраторним двигуном, Ма 7600 кг як вантажні із дизелем.
Методичні вказівки
Розрахункова схема інерційного синхронізатора зображена на рис. 2.1.
Рис. 2.1. Розрахункова схема інерційного синхронізатора.
Найбільше необхідне зусилля синхронізації при перемиканні передач визначається за формулою
де Ів – момент інерції веденого диску зчеплення та зв’язаних з ним деталей, Ів = 2 . 10-6Ма, кгм2;
- частота обертання ведучого валу КП при перемиканні передач, рівна (0,5...0,6) для автомобілів з карбюраторним двигунами і (0,7...0,8) для автомобілів з дизельними двигунами, , де n - частота обертання колінчастого вала ДВЗ, об/хв.;
- кут нахилу конічних поверхонь тертя = 6...120;
- коефіцієнт тертя між поверхнями конуса тертя, для конусної пари бронза – сталь, працюючої в оливній ванні, = 0,1;
tc – час синхронізації, рівний (0,5...0,8)с для легкових автомобілів і (0,8...1,5)с для вантажних автомобілів;
uк, uк+1 – передатні числа суміжних передач в коробці передач, при розрахунку приймаємо uк+1 =1.
Необхідне зусилля на важелі перемикання передач
,
де uпр – передатне число приводу перемикання передач, uпр = 4...8.
Допустиме зусилля на важелі становить: 60Н – для легкових автомобілів і 100Н – для вантажних автомобілів.
Питомий тиск на поверхнях конуса тертя використовується для непрямої оцінки їх зносостійкості і розраховується за формулою:
Для непрямої оцінки довговічності синхронізатора використовується питома робота буксування, яка розраховується за формулою:
.
Нормальна робота синхронізатора буде забезпечуватись при виконанні умови неможливості з’єднання його зубчастого вінця із зубчастим вінцем шестерні до повного вирівнювання їх кутових швидкостей
,
де - кут нахилу блокувальних поверхонь, = 25...420.
В реальних конструкціях радіус розміщення блокуючих поверхонь r приблизно рівний радіусу rc.
Приклад розв’язку задачі 2
|
Маса авто. Ма, кг |
Частота обер тання nN, хв.-1 |
Передатне число КП Uк |
Передатне число приводу Uпр |
Довжи-на твірної конуса тертя b, мм |
Середній радіус розміщення конуса тертя rc ,мм |
Полови на кута конуса тертя |
Кут нахилу блокуючих повер- хонь |
|
13200 |
2500 |
2,35 |
5,8 |
17,7 |
43 |
8 |
35 |
1. Попередньо визначаємо момент інерції веденого диску зчеплення та зв’язаних з ним деталей, частоту обертання ведучого валу КП при перемиканні передач для вантажного автомобіля з дизельним двигуном, а також час синхронізації:
Ів = 210-613200 = 0,0264кгм2;, (0,7...0,8)261,7 = 196,25 с-1; (0,8...1,5)с = 1,2с
2. Тоді визначаємо необхідне зусилля синхронізації при перемиканні вищих передач
3. Визначаємо необхідне зусилля на важелі перемикання передач
4. Визначаємо питомий тиск на поверхнях конуса тертя:
5. Визначаємо питому роботу буксування:
.
6. Перевіряємо умову нормальної роботи синхронізатора:
Задача 3.
Розрахувати напруження у хрестовині і вилці карданного шарніру, привести їх розрахункову схему та визначити допустиме навантаження на голчастий підшипник. Розрахувати на міцність карданний вал. Вихідні дані взяти з табл. 3.1. (для варіантів 11...20 базові значення параметрів (1...10 - відповідно) помножити на 0,9, а для варіантів 21...30 – на 1,1).
Примітка: розрахунковий момент визначати за максимальним моментом двигуна.
Таблиця 3.1.
|
№ вар. |
Те мах, Нм |
um |
R, мм |
, град |
lш, мм |
dш, мм |
d0, мм |
c, мм |
a, мм |
Пе- реріз |
b, мм |
h, мм |
|
1 |
74 |
3,80 |
30 |
6 |
14 |
14 |
3 |
22 |
11 |
прям. |
11 |
22 |
|
2 |
89 |
3,75 |
32 |
6 |
15 |
15 |
3 |
23 |
12 |
еліпт. |
12 |
23 |
|
3 |
114 |
3,49 |
36 |
6 |
16 |
16 |
3 |
27 |
13 |
прям. |
13 |
27 |
|
4 |
190 |
3,50 |
44 |
5 |
15 |
16 |
3 |
33 |
16 |
еліпт. |
16 |
33 |
|
5 |
420 |
3,60 |
74 |
5 |
22 |
30 |
4 |
55 |
27 |
прям. |
27 |
55 |
|
6 |
570 |
3,70 |
78 |
5 |
23 |
32 |
4 |
58 |
29 |
еліпт. |
29 |
58 |
|
7 |
170 |
4,12 |
46 |
7 |
16 |
18 |
3 |
34 |
17 |
прям. |
17 |
34 |
|
8 |
290 |
6,55 |
56 |
6 |
21 |
22 |
4 |
42 |
21 |
еліпт. |
21 |
42 |
|
9 |
410 |
7,44 |
75 |
6 |
21 |
34 |
4 |
56 |
28 |
прям. |
28 |
56 |
|
10 |
680 |
5,26 |
72 |
7 |
25 |
40 |
4 |
53 |
26 |
еліпт. |
26 |
53 |
Продовження таблиці 3.1.
|
№ вар. |
z, |
lг, мм |
dг, мм |
nТ хв.-1 |
D, мм |
d, мм |
L, мм |
d 3, мм |
dВ, мм |
lш, мм |
nш мм |
b ш, мм |
|
1 |
20 |
13,0 |
2,2 |
2500 |
60 |
55 |
1150 |
34 |
28 |
60 |
8 |
7 |
|
2 |
22 |
12,5 |
2,5 |
2600 |
59 |
55 |
1300 |
36 |
30 |
70 |
8 |
7 |
|
3 |
22 |
13,5 |
2,5 |
2200 |
60 |
55 |
1350 |
36 |
30 |
70 |
8 |
7 |
|
4 |
21 |
13,0 |
2,6 |
1875 |
65 |
60 |
1440 |
38 |
30 |
80 |
8 |
7 |
|
5 |
30 |
20,0 |
2,8 |
1900 |
84 |
78 |
1640 |
46 |
36 |
90 |
10 |
7 |
|
6 |
32 |
21,0 |
3,0 |
1950 |
86 |
80 |
1680 |
48 |
38 |
100 |
10 |
7 |
|
7 |
23 |
14,0 |
2,6 |
2000 |
68 |
62 |
1460 |
42 |
32 |
80 |
10 |
7 |
|
8 |
26 |
18,0 |
3,0 |
2400 |
75 |
71 |
1780 |
56 |
44 |
100 |
12 |
8 |
|
9 |
38 |
17,0 |
3,0 |
1800 |
88 |
81 |
1800 |
70 |
58 |
110 |
14 |
8 |
|
10 |
42 |
22,0 |
3,0 |
1900 |
92 |
85 |
1820 |
72 |
60 |
120 |
14 |
8 |
Методичні вказівки
Розрахункові схеми хрестовини та вилки зображені на рис. 3.1.
Шипи хрестовини розраховують на згин та зріз, а саму хрестовину – на розрив.
Напруження згину та зрізу шипа у перерізі А-А (рис. 3, а) :
; ;
де Qmax – максимальне значення результуючої сили; lш – довжина шипа;
W3 – момент опору згину перерізу шипа; Аш – площа перерізу А-А.
Qmax = ; ; ,
де - момент на ведучому валу шарніра; R – віддаль від осі карданного шарніра до середини шипа; - кут нахилу веденого вала; - максимальний обертовий момент двигуна; - найбільше передатне число від вала двигуна до вала карданного шарніра.
Рис. 3.1. Розрахункові схеми хрестовини та вилки карданного шарніра.
Напруження розриву хрестовини в перерізі С-С
де Fp і Ас - відповідно розривна сила та площа перерізу
; .
Для матеріалу хрестовини =250...350 МПа, =75..120 МПа, =100...150 МПа.
Напруження згину та кручення вилки у перерізі Б-Б (рис.3, б)
де - моменти опору згину і кручення перерізу Б-Б
Для прямокутного перерізу
Для еліптичного перерізу
.
Для матеріалу вилки =50...80 МПа, = 80...160 МПа.
Голчасті підшипники карданного валу перевіряють за величиною допустимого навантаження
,
де - число голок ( роликів) - діаметр голки , мм ; - довжина голки, мм;
- частота обертання колінчастого вала двигуна, хв.-1 , що відповідає .
Необхідна довговічність буде забезпечена, якщо .
Напруження кручення в трубі карданного вала
,
де D і d – відповідно зовнішній та внутрішній діаметри поперечного перерізу труби карданного вала.
Для матеріалу труби карданного вала =100...120 МПа.
Кут скручування карданного вала
,
де L – довжина карданного вала, G – модуль пружності при крученні, G =; - момент інерції перерізу вала при крученні, для трубчастих валів:
.
Кут скручування не повинен перевищувати на 1 м довжини вала.
Напруження розтягу – стиску від осьової сили, що виникає в шліцьовому з’єднанні
де - зовнішній та внутрішній діаметри шліцьового з’єднання, - коефіцієнт тертя у шліцьовому з’єднанні, = 0,2.
Сумарне напруження у карданному валі
,
Напруження зминання та зрізу шліців наконечника вала
,
де - відповідно робоча довжина, ширина та число шліців.
Для матеріалу наконечника вала
Приклад розв’язку задачі 3
|
Те мах, Нм |
um |
R, мм |
, град |
lш, мм |
dш, мм |
d0, мм |
c, мм |
a, мм |
Пе- реріз |
b, мм |
h, мм |
z, |
lг, Мм |
|
304 |
3,5 |
33 |
4 |
11 |
18 |
3 |
50 |
30 |
еліпт. |
25 |
53 |
30 |
21 |
|
dг, мм |
nТ хв.-1 |
D, мм |
d, мм |
L, мм |
d 3, мм |
dВ, мм |
lш, мм |
nш мм |
b ш, мм |
|
2,7 |
2000 |
70 |
66 |
1500 |
34 |
28 |
95 |
12 |
7 |
1. Визначаємо максимальне значення результуючої сили Qmax
2. Визначаємо момент опору згину перерізу шипа W3 та площу перерізу А-А:
3. Визначаємо напруження згину та зрізу шипа у перерізі А-А:
;
Отримані значення напружень не перевищують допустимих.
4. Визначаємо розривну сила Fp та площу перерізу С-С :
; .
5. Визначаємо напруження розриву хрестовини в перерізі С-С
Отримане значення напруження не перевищує допустимого.
6. Визначаємо моменти опору згину і кручення перерізу Б-Б для еліптичного перерізу вилки
.
7. Визначаємо напруження згину та кручення вилки у перерізі Б-Б:
Отримані значення напружень не перевищують допустимих.
8. Перевіряємо голчасті підшипники карданного валу за величиною допустимого навантаження
Необхідна довговічність забезпечена, оскільки .
9. Визначаємо момент інерції перерізу вала при крученні, для трубчастих валів:
10. Визначаємо кут скручування карданного вала
Отримане значення кута скручування не перевищує допустимого.
11. Визначаємо полярний момент опору поперечного перетину вала
12. Визначаємо напруження кручення карданного вала:
13. Визначаємо напруження розтягу – стиску від осьової сили, що виникає в шліцьовому з’єднанні
14. Визначаємо сумарне напруження в карданному валу
15. Визначаємо напруження зминання та зрізу шліців наконечника вала
Отримані значення напружень не перевищують допустимих.
Задача 4.
Провести перевірочний розрахунок на міцність та жорсткість напіврозвантаженої півосі автомобіля, а також розрахунок на міцність її шліців. Побудувати схему навантажень півосі та епюри діючих моментів Вихідні дані для розрахунку приведені в табл. 4.1.
Таблиця 4.1.
|
Варі ант |
Тип авто моб. |
Макс. оберт. момент двиг. Те мах, Нм |
Маса, що припа дає на вісь М2, кг |
Перед. число КП Uк1 |
Перед. число ГП Uо |
Колія коліс В, мм |
Відстань с, мм |
Діа метр півосі d, мм |
|
0+j (00…09) |
легк. |
100+15j |
450+100j |
3.5+0.05j |
4.0+0.05j |
1250 +40j |
50+2j |
35+j |
|
10+j (10…1) |
вант. |
90+10j |
550+75j |
3.8+0.06j |
4.2+0.06j |
1400 +30j |
48+1.5j |
40+j |
|
20+j (20…29) |
вант. |
80+12j |
500+80j |
3.7+0.07j |
4.1+0.07j |
1350 +35j |
50+1.5j |
38+j |
Методичні вказівки.
Розрахункова схема і епюри навантажень напіврозвантаженої півосі зображені на рис. 4.1.
Рис. 4.1. Розрахункова схема і епюри навантажень напіврозвантаженої півосі.
При розрахунку півосі розглядають три характерні режими навантаження: максимальна тяга або гальмування, занесення автомобіля, переїзд через перешкоду. Розрахунок ведуть по найбільш навантажених перерізах - в зоні установки зовнішнього підшипника (переріз А-А) та в зоні з’єднання з піввіссю її фланця (переріз Б-Б).
При першому навантажувальному режимі в перерізі А-А виникають напруження згину та кручення. Еквівалентні напруження визначають, виходячи із теорії найбільших дотичних напружень, за формулою:
,
де с – відстань від середньої площини колеса до розрахункового перерізу;
d – діаметр півосі в розрахунковому перерізі.
Вертикальна реакція Rz = 0,5М2 . g . mk ,
де mk - коефіцієнт динамічної зміни навантаження при розгоні, приймається рівним 1,2...1,3 для легкових автомобілів і 1,15...1,2 для вантажних автомобілів.
Реалізовану тягову силу визначають, виходячи із двох умов її забезпечення:
де Кб - коефіцієнт блокування диференціала, прийняти для легкових автомобілів Кб = 0,05…0,09, для вантажних - Кб = 0,1…0,15.
т – к.к.д. трансмісії, прийняти для легкових автомобілів т = 0,9…0,95, для вантажних - т = 0,85…0,9;
rк - радіус кочення колеса, прийняти для легкових автомобілів rк = 0,27…0,3 м, для вантажних – rк = 0,4…0,5 м.
Розрахунок ведуть меншому із двох розрахованих значень тягової сили.
При другому навантажувальному режимі розраховують напруження згину в перерізі А-А зовнішньої по відношенню до напряму занесення півосі
де - коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою в поперечному напрямку, =1;
hм – висота центру мас автомобіля, hм = 600...700 мм для легкових автомобілів і hм = 650...950 мм для вантажних автомобілів.
У внутрішньої півосі найбільш навантаженою при занесенні буде зона кріплення фланця (переріз Б-Б), де виникають напруження
де do – діаметр півосі в місці з’єднання з фланцем, do= d – (2…5)мм.
При третьому навантажувальному режимові в перерізі А-А виникають напруження
де kд – коефіцієнт динамічності навантаження, рівний 1,75 для легкових автомобілів і 2,5 для вантажних автомобілів.
Міцність півосі оцінюють по найбільшому значенню отриманих напружень шляхом порівняння його із допустимим
Крутильному жорсткість півосі оцінюють відносним кутом закручування
Шліци півосі розраховують на зріз та зминання:
де dш.з,, dш.в – відповідно зовнішній та внутрішній діаметри шліців;
dш.з, (1,05...1,1)d; dш.в (0,82...0,88) dш.з;
zш - число шліців, zш = 10...18;
lш – довжина шліців, lш = (1...1,5) d;
bш – товщина шліців, bш
Приклад розв’язку задачі 4
|
Тип авто моб. |
Макс. оберт. момент двиг. Те мах, Нм |
Маса, що припа дає на вісь М2, кг |
Перед. число КП Uк1 |
Перед. число ГП Uо |
Колія коліс В, мм |
Відстань С, мм |
Діа метр півосі d, мм |
|
легк. |
200 |
1300 |
3,5 |
4,0 |
1550 |
55 |
37 |
1. Прийнявши для легкового автомобіля Кб = 0,07, т = 0,93 та rк = 0,3 м визначаємо реалізовану тягову силу:
- по двигуну
- по максимальному зчепленню ведучих коліс з дорогою (при коефіцієнті зчеплення )
Остаточно приймаємо Рк= 464,4 Нм.
2. Вертикальна реакція складає Rz = 0,5М2 . g . mk = 0,51300 . 9,8 . 1,25=7962,5Н.
3. Визначаємо еквівалентні напруження, виходячи із теорії найбільших дотичних напружень для першого навантажувального режиму:
Отримане напруження не перевищує допустимих
4. Визначаємо напруження згину в перерізі А-А зовнішньої по відношенню до напряму занесення півосі для другому навантажувального режиму
5. Визначаємо напруження у внутрішньої півосі, де найбільш навантаженою при занесенні буде зона кріплення фланця (переріз Б-Б):
МПа
Отримані напруження не перевищують допустимих
6. Визначаємо напруження в перерізі А-А для третього навантажувального режиму
Отримане напруження не перевищує допустимих
7. Перевіряємо крутильному жорсткість півосі за відносним кутом закручування
8. Визначивши геометричні параметри шліців півосі, розраховуємо їх на зріз та зминання:
dш.з, (1,05...1,1)d = 1,07537 40 мм; dш.в (0,82...0,88) dш.з 33 мм;
zш = 14;
lш = (1...1,5) d = 46 мм;
bш
Отриман1 напруження не перевищують допустимих.
Таким чином міцність та жорсткість півосі забезпечується для всіх режимів руху.
Задача 5.
Визначити жорсткість, геометричні параметри центрального перерізу та конструктивні розміри листової ресори. Перевірити ресору на міцність. Побудувати конструктивну схему ресори у відповідності із розрахунками.
Вихідні дані для розрахунку приведені в табл. 5.1.
Таблиця 5.1.
|
Варіант |
Тип автоб. |
Місце розміщ. підвіски |
Наванта- ження на колесо Gk, Н |
Наванта- ження на ресору Gр, Н |
База автомоб. La, Н |
Діаметр пальця d, мм |
Кільк. корі- нних листів nL |
|
0+j (00…09) |
легк. |
задня |
3000 + 200 j |
2750 + 180 j |
2400 + 40 j |
25 + j |
1 |
|
10+j (10…19) |
автоб. |
передня |
5000 + 400 j |
4200 + 260 j |
2700 + 50 j |
30 + j |
1,2 |
|
20+j (20…29) |
вант. |
задня |
1000 + 2000 j |
8000 + 1700 j |
36000 + 100 j |
36 + j |
2,3 |
Методичні вказівки.
Рис. 5.1. Розрахункова схема листової ресори.
Статичний прогин ресори визначається із умови досягнення необхідної плавності ходу
,
де - частота власних коливань підресорної маси: = 0,8...1,2 Гц; 1,3...1,9 Гц і 1,0...1,3 Гц відповідно для легкових, вантажних автомобілів і автобусів.
Динамічний прогин підвіски складає 0,5 ; 1,0 і 0,75 від статичного відповідно в легкових, вантажних автомобілях і автобусах.
Орієнтовано довжину ресори приймають як частку від бази автомобіля La:
L =K. La, де К = 0,25...0,35; 0,35...0,45 і 0,40...0,45 відповідно для передніх і задніх ресор вантажних автомобілів та задніх ресор легкових автомобілів.
Сумарний момент інерції центрального перерізу ресори
,
де - коефіцієнт прогину ресори; = 1,4; 1,35; 1,25 відповідно для ресор з одним, двома і трьома корінними листами.
ср – жорсткість ресори, ср = Gp/fст.
Сумарний момент опору центрального перерізу ресори
;
де - середні напруження в листах ресори при дії статичного навантаження; = (200...300) + 1,5 fст, МПа.
Товщина листа ресори h = 2 I/W.
Ширина листа b та кількість листів ресори n вибираються підбором, виходячи із вимоги забезпечення необхідних значень I та W.
Товщина h і ширина b листа ресори повинні відповідати сортаменту ресорних штаб: h =5...16 мм; b = 45...150 мм.
Кількість листів ресори n = 4...24.
Дійсні значення моменту інерції I = n і моменту опору W = n повинні бути рівними або незначно відрізнятися від необхідних значень.
Перевірка міцності ресори проводиться за напруженнями згину в центральному перерізі ресори
і по сумарних напруженнях згину та розтягу в корінних листах біля вушка ресори
,
де = 0,8 – розрахунковий коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою;
- коефіцієнт динамічного перерозподілу осьового навантаження при гальмуванні; = 1,05...1,2 і 0,8...0,95 відповідно на передню і задню осі;
d – діаметр пальця вушка кріплення ресори.
Радіус зібраної ресори
,
де ур = (0,05...0,07) (fст + fg) – величина залишкової деформації ресори після усадки.
Радіуси листів ресори у вільному стані
де - попередні напруження в листах ресори; = -(30...40), 0...10 і 10...40 МПа відповідно для корінних, підкорінних та інших листів ресори. Для останнього листа ресори = 10...15 МПа.
Довжини листів ресори визначають, виходячи із умови, що кожний наступний лист менший від попереднього на величину
,
де Lk - довжина найкоротшого листа, Lk = 300...500мм
Довжина наступних листів ресори і т. д.
Стріла вигину ресори .
Приклад розв’язку задачі 5
Розрахунок листової ресори проведений для прикладу з наступними вихідними даними: тип автомобіля - легковий,
Виходячи із необхідності забезпечення достатньої плавності ходу легкового автомобіля, задаємось частотою власних коливань системи підресорення Тоді необхідний статичний прогин ресори
Динамічний прогин ресори для легкових автомобілів -, тобто
= 103,4 мм.
Жорсткість ресори, встановленої на автомобілі
Довжину ресори назначаємо рівною
Визначаємо коефіцієнти підвищення жорсткості ресори при установці її на автомобілі:
З врахуванням коефіцієнтів жорсткість ресори у вільному стані
Для забезпечення визначеної жорсткості ресори при конструктивно назначеній довжині необхідний сумарний момент інерції центрального перерізу ресори
Сумарний момент опору центрального перерізу ресори визначається із умови забезпечення середніх напружень в листах ресори при дії статичного навантаження, рівних
Тоді сумарний момент опору центрального перерізу
Товщина одного листа ресори
Приймаємо згідно ГОСТ 7419-74 щодо сортаменту ресорних полос
Виходячи із розмірів одного листа, визначаємо необхідну кількість листів ресори
Максимальні напруження в листах ресори, що виникають при максимальному динамічному прогині
Сумарні напруження у корінному листі біля вушка ресори
Величина залишкової деформації ресори після усадки
Радіус зібраної ресори у вільному стані
Назначені попередні напруження в листах, що виникають у зібраній ресорі, приведені у табл. 5.3
У відповідності із назначеними попередніми напруженнями розраховуємо радіуси листів ресори у вільному стані.
Радіус корінного листа ресори у вільному стані:
;
і т. д.
Тоді довжина другого листа ресори ,
третього листа ,
четвертого листа і т. д.
Розраховані довжини інших листів ресори зведені у табл. 5.3.
Величина вигину корінного листа ресори у вільному стані
Величина вигину другого листа ресори у вільному стані
і т. д.
Аналогічно розраховуємо вигини інших листів ресори.
Результати зводимо у табл. 5.3.
|
N листа ресори |
Попередні напруження при складанні, МПа |
Геометричні параметри, мм |
||
|
1 |
-40 |
1126 |
1365 |
206,8 |
|
2 |
0 |
1051 |
1190 |
168,4 |
|
3 |
10 |
1034 |
1015 |
124,5 |
|
4 |
20 |
1017 |
840 |
86,7 |
|
5 |
30 |
1003 |
655 |
55,1 |
|
6 |
40 |
985 |
400 |
30,5 |
|
7 |
10 |
1034 |
315 |
12,0 |
Задача 6.
Визначити значення приводних сил, які треба прикласти до колодок переднього барабанного гальмового механізму, щоб створити нормативний гальмівний момент, та розрахувати параметри гальмового приводу. Накреслити розрахункову схему гальмового механізму. Вихідні дані взяти з табл. 6.1 (для варіантів 11...20 базові значення параметрів помножити на 0,9, а для варіантів 21...30 - на 1,1 )
Таблиця 6.1
|
№ вар. |
Тип авт. |
Кол. фор. |
Ма, кг |
Мl, кг |
La, мм |
hМ, мм |
rд, мм |
№ рис. |
, град |
0, град |
|
1 |
легк. |
4х2 |
1160 |
470 |
2160 |
680 |
278 |
6,1,б |
144 |
18 |
|
2 |
легк. |
4х2 |
1350 |
620 |
2420 |
750 |
280 |
6,1,в |
126 |
6 |
|
3 |
легк. |
4х2 |
1450 |
690 |
2500 |
760 |
282 |
6,1,в |
145 |
15 |
|
4 |
легк. |
4х2 |
1550 |
730 |
2600 |
780 |
285 |
6,1,в |
135 |
14 |
|
5 |
легк. |
4х4 |
1650 |
770 |
2700 |
810 |
295 |
6,1,б |
146 |
16 |
|
6 |
легк. |
4х2 |
1750 |
830 |
2850 |
840 |
305 |
6,1,б |
143 |
15 |
|
7 |
вант. |
4х2 |
9500 |
2570 |
3800 |
1610 |
485 |
6,1,а |
141 |
23 |
|
8 |
вант |
6х4 |
15300 |
4370 |
3190 |
1470 |
485 |
6,1,а |
141 |
21 |
|
9 |
вант. |
6х4 |
22600 |
4600 |
5050 |
1690 |
507 |
6,1,а |
142 |
22 |
|
10 |
авт. |
4х2 |
14000 |
5750 |
5150 |
1460 |
488 |
6,1,а |
140 |
20 |
Продовження таблиці 6.1
|
№ вар. |
rд, мм |
h, мм |
с, мм |
При- від |
d, мм |
l, мм |
k, |
||
|
1 |
100 |
172 |
86 |
0,35 |
0,93 |
гідр. |
- |
- |
- |
|
2 |
115 |
170 |
90 |
0,34 |
0,93 |
гідр. |
- |
- |
- |
|
3 |
125 |
205 |
105 |
0,35 |
0,92 |
гідр. |
- |
- |
- |
|
4 |
135 |
210 |
108 |
0,34 |
0,91 |
гідр. |
- |
- |
- |
|
5 |
140 |
215 |
110 |
0,36 |
0,90 |
гідр. |
- |
- |
- |
|
6 |
143 |
220 |
112 |
0,36 |
0,89 |
гідр. |
- |
- |
- |
|
7 |
210 |
296 |
150 |
0,36 |
0,90 |
пневм. |
40 |
145 |
0,64 |
|
8 |
210 |
305 |
160 |
0,34 |
0,91 |
пневм. |
44 |
150 |
0,68 |
|
9 |
220 |
330 |
170 |
0,35 |
0,93 |
пневм. |
50 |
170 |
0,70 |
|
10 |
210 |
310 |
160 |
0,36 |
0,88 |
пневм. |
36 |
155 |
0,66 |
Методичні вказівки
Схеми гальмових механізмів показані на рис. 6.1.
Рис. 6.1. Розрахункові схеми барабанних гальмових механізмів
Нормативне значення гальмівного моменту на передньому колесі
В цих залежностях - коефіцієнт розподілу сумарної гальмівної сили між осями автомобіля, - повна маса автомобіля - динамічний радіус колеса , - коефіцієнт запасу ефективності - максимальне усталене сповільнення ( для легкових автомобілів , для автобусів – , а для вантажних автомобілів – 5,5 ), b – віддаль від центру мас до задньої осі завантаженого автомобіля
(b = M1. La /Ma , де M1 - маса, що припадає на передню вісь завантаженого автомобіля ),
h М – висота центру мас автомобіля до поверхні дороги, - база автомобіля,
- коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою, при якому передні та задні колеса повинні блокуватися одночасно ( для легкових автомобілів = 0,7 а для вантажних автомобілів та автобусів = 0,4.
- для гальмового механізму, виконаного за схемою рис. 1,а
,
- для гальмового механізму, виконаного за схемою рис. 1,б
,
- для гальмового механізму, виконаного за схемою рис. 1,в
де - коефіцієнт тертя фрикційної пари, - ККД, який враховує тертя в опорах та опір відтяжних пружин,
В цих виразах - відповідно кути охоплення та несиметричності фрикційної накладки
Примітка: при обчисленні параметра U кут , що входить до формули не під знаком тригонометричної функції, треба підставляти в радіанах (1рад = 3600/2 =57,30).
6.1. Гідравлічний гальмовий привід
Діаметр колісного гальмового циліндра
де - максимальний тиск рідини в гідроприводі (), - ККД колісного гальмового циліндра .
Діаметр головного гальмового циліндра
Передатне число педального приводу
де - максимальне зусилля на педалі, яке за відсутності підсилювача не повинне перевищувати 500 Н для легкових і 700 Н для вантажних автомобілів,
- ККД головного циліндра ( =0,95...0,97 ), - ККД педального приводу ( )
Робочий хід гальмової педалі
де - коефіцієнт, що враховує об’ємну податливість трубопроводів ( = 1,05...1,2),
m – кількість мостів автомобіля , - діаметр колісного циліндра гальмового механізму і - го моста ( прийняти , що діаметри колісних гальмових циліндрів всіх коліс рівні між собою ), Х1 та Х11 – максимальні переміщення поршнів колісних циліндрів і-го моста (); - зазор між поршнем головного гальмового циліндра та його штовхачем ( ).
Максимальний робочий хід гальмової педалі становить причому Значення складає 150мм для легкових і 180мм для вантажних автомобілів.
6.2. Пневматичний гальмовий привід
Ефективна площа гальмової камери для гальмового механізму (рис.6.1,а)
де d – плече дії приводних сил , l – довжина важеля кулачкового вала.
Максимальний тиск повітря в системі (p nmax = 0,6…0,7 МПа), - ККД кулачкового приводу ( ).
Ефективна площа Ад пов’язана з діаметром D затискання по периметру діафрагми та діаметром центральної шайби залежністю
.
Задаючись співвідношенням , визначаємо діаметр D
.
Приклад розв’язку задачі 6.
Номінальний коефіцієнт розподілу сумарної гальмової сили визначаємо за формулою (1.3), визначивши попередньо значення b:
, тоді
Необхідні значення гальмових моментів визначаємо за формулами (1.1) та (1.2), прийнявши Kj = 1,15 і j гmax = 7 м/с2:
Визначимо кути b та s
b = 145 – 16 = 1290;
Визначаємо параметри
Обчислимо значення розтискних сил для гальмових механізмів, виконаних за схемою на рис. 6.1, б:
для переднього гальмового механізму
для заднього гальмового механізму
6.1. Гідравлічний гальмовий привод.
Прийнявши pmax = 12 МПа і hк = 0,97, визначимо діаметри колісних гальмових циліндрів:
- для переднього гальмового механізму
;
- для заднього гальмового механізму
.
Приймаємо dк1 = 23 мм; dк2 = 16 мм.
Визначаємо діаметр головного гальмового циліндра:
dг = 0,65×23 = 14,95 мм
Приймаємо dг = 15 мм.
Прийнявши Pпед max = 500 Н, hг = 0,97 і hп.п = 0,93, обчислимо передатне число педального приводу:
Задавшись параметрами x = 1,05, = 1,5 мм та = 1,0 мм, визначимо робочий хід гальмової педалі:
Максимальний хід гальмової педалі
Sп max = 1,4×108 = 151 мм.
Таким чином, максимальний хід гальмової педалі практично перебуває у допустимих межах.
6.2. Пневматичний гальмовий привод.
Припустимо, що в процесі розв'язування задач 1 і 2 (методика їх розв'язування не відрізняється від випадку гідравлічного гальмового привода) дістали такі значення розтискних сил, Н:
- для переднього гальмового механізму
F1 = 8590 Н; F2 = 29677 Н;
- для заднього гальмового механізму
F1 = 40220 Н; F2 =138940 Н.
Обчислимо ефективні площі поверхні передньої та задньої гальмових камер, прийнявши hк.п = 0,75 та pпов max = 0,6 МПа:
Визначимо діаметри защемлень діафрагм по периметру передньої та задньої гальмових камер:
Задача 7.
Провести розрахунок деталей кермового приводу (сошки, кульового пальця, повздовжньої і поперечної тяг) під дією максимального зусилля на кермі. Зобразити розрахункові схеми. Вхідні дані для розрахунку приведені в табл. 7.1.
Таблиця 7.1.
|
Варіант |
Пере-дат. числ. |
Дов жина сошки lc, мм |
Попе-речне плече сошки е, мм |
Попереч. переріз сошки |
Діам. кулі паль- ця dk, мм |
Діам. паль- ця dn, мм |
Довж. по- здовж. тяги lT1, мм |
Зовн. діам. позд. тяги DT1, мм |
Внутр діам. позд. тяги dT1,мм |
|
|
шир. b, мм |
вис. h, мм |
|||||||||
|
0+j (00…09) |
17 + 0,2 j |
130 + 3 j |
50 +2 j |
15 +j |
25 +j |
16 + 0,5 j |
12 + 0,5 j |
450 + 15 j |
20 + j |
16...20 |
|
10+j (10…19) |
19 + 0,2 j |
160 + 4 j |
70 +2 j |
25 +j |
35 +j |
21 + 0,5 j |
17 + 0,5 j |
600 + 15 j |
28 + j |
20...26 |
|
20+j (20…29) |
20 + 0,4 j |
200 + 4 j |
90 + j |
35 +j |
45 +j |
26 + 0,5 j |
22 + 0,5 j |
900 + 15 j |
34 + j |
26...32
|
Інші вхідні дані прийняти наступними:
відстань до розрахункового перерізу А-А
l = lc- ( 25...30 мм );
- довжина пальця с = dn;
- довжина поперечної тяги l T2 = l T1 +(200...250) мм;
- зовнішній діаметр поперечної тяги DT2 = DT1+ (2…4) мм;
- внутрішній діаметр поперечної тяги dT2 = dT1.
Методичні вказівки.
Розрахункова схема кермової сошки зображена на рис. 7.1.
Рис. 7.1. Розрахункова схема сошки.
Небезпечним перерізом сошки є переріз А-А. В цьому перерізі одночасно виникають напруження згину і кручення. Найбільш напруженим місцем перерізу є () а, еквівалентні напруження в якій складають
В точці б розрахункового перерізу виникають найбільші дотичні напруження
У приведених формулах моменти опору відповідно згину і кручення рівні:
- для прямокутного перерізу
- для еліпсоїдного перерізу
Коефіцієнти і залежать від співвідношення сторін h/b, при h/b =2 =0,246,
= 0,795.
Сила, прикладена до кульового пальця сошки, визначається за формулою
,
де Fk max – максимальне колове зусилля на ободі кермового колеса: Fk max = 200 Н для легкових автомобілів; Fk max = 500 Н для вантажних автомобілів,
rk - радіус керма: rk = 190...210 мм – для легкових автомобілів, rk = 220...275 мм – для вантажних автомобілів і автобусів;
м - коефіцієнт корисної дії кермового механізму, м = 0,75...0,85
Кульовий палець розраховується на згин та зминання:
Прямі тяги кермового приводу розраховують на повздовжню стійкість шляхом визначення коефіцієнту запасу стійкості
де І - осьовий момент інерції тяг,
Осьове зусилля, діюче на тягу FT = Fc – для поздовжньої тяги і
- для поперечної тяги.
Коефіцієнт корисної дії кермового приводу = 0,9…0,95. Довжину поворотного важеля lпр прийняти рівною довжині бокового важеля кермової трапеції lб.
Приклад розв’язку задачі 7
1. Визначаємо силу, прикладену до кульового пальця сошки за формулою
2. Визначаємо моменти опору відповідно згину і кручення для еліпсоїдного перерізу сошки:
3. Розраховуємо сошку на сумісний згин та кручення:
4. Розраховуємо кульовий палець на згин та зминання:
Знайдені значення напружень не перевищують допустимі.
Методичні вказівки
до практичних занять
з дисциплін “ Конструювання та розрахунок автомобіля “ і “ Теорія і розрахунок агрегатів та систем автомобіля“ спеціальності 7.090211 і 8.090211 “ Колісні та гусеничні транспортні засоби “.
Укладачі: Хрунь Василь Максимович
Дем’янюк Володимир Андрійович
Редактор
Комп’ютерне складання
Здано у видавництво....Підписано до друку....
Формат 70х100/16. Папір офсетний. Друк на ізографі
Умовн. друк. арк.... обл.-вид. арх...
Наклад... прим. Зам...
Видавництво Національного університету
“ Львівська політехніка “
Поліграфічний центр
Видавництва Національного університету
“ Львівська політехніка “
Вул. Ф. Колесси , 2. 79000, Львів