Устройство автомобиля

- момент инерции поперечного сечения вала (dн и dвн - соответственно наружный и внутренний диаметры вала).

Если считать вал балкой с защемленными опорами, то числовой коэффициент в формуле следует принимать большим в 1,5...2,25 раза.

Расчет критич. Частоты вращения карданного вала и осевой нагрузки

Критическая частота вращения вала должна быть в 1,5...2 раза больше максимальной эксплуатационной. Для повышения критической частоты вращения следует уменьшать длину вала, что особенно эффективно, и увеличивать как наружный, так и внутренний диаметры. Внутренний диаметр трубчатого вала можно увеличивать до определенного предела (лимитирует прочность вала).

Скручивающие нагрузки, которые воспринимает вал, зависят от крутящего момента, передаваемого валом. Кроме того, являясь элементом многомассовой упругой системы трансмиссии, вал силового привода участвует в крутильных колебаниях и воспринимает дополнительно скручивающие нагрузки, которые в случае резонанса могут быть значительными, а иногда и разрушающими. Правильный подбор элементов трансмиссии должен исключать возникновение резонансных крутильных колебаний или предусматривать возможность гашения возникающих колебаний. Крутильные колебания трансмиссии, как известно, гасятся демпфером, расположенным в механизме сцепления.

Трубчатый вал изготовляют из малоуглеродистой стали (сталь 15, сталь 20), не подвергая ее закалке. Толщина стенок обычно не превышает 3,5 мм.

Напряжение кручения трубчатого вала

Осевые нагрузки в силовых приводах возникают в шлицевом соединении при перемещениях, связанных с изменением расстояния между шарнирами, например при колебаниях кузова. Исследования показали, что даже при наличии большого количества смазочного материала последний не удерживается на поверхности трения и перемещение в шлицевом соединении происходит в условиях граничного трения. При этом коэффициент трения м = 0,2, а иногда (при появлении задиров) м = 0,4. При передаче большого крутящего момента в шлицевом соединении происходит защемление, и вал, по существу, передает тяговое усилие. При этом двигатель, установленный на упругих подушках, продольно смещается в некоторых автомобилях на 10 мм, а иногда и больше.

Осевые силы являются одной из главных причин того, что долговечность передач в 2....3 раза ниже долговечности основных агрегатов автомобиля. Осевая сила

Дифференциалы трансмиссии автомобиля. Назначение, требования, классификация, расчет деталей на прочность

Дифференциалы - дифференциал механизм трансмиссии, выполняющий функции распределения подводимого к нему крутящего момента между колесами или мостами (в некоторых автомобилях между бортами) и позволяющий ведомым валам вращаться с неодинаковыми угловыми скоростями.

К конструкции дифференциала предъявляют следующие требования:

а) распределение крутящих моментов между колесами и мостами в пропорции, обеспечивающей наилучшие эксплуатационные свойства (максимальную тяговую силу, хорошие устойчивость и управляёмость);

б) общие требования.

Нагрузки в дифференциалах:

В коническом дифференциале определяя нагрузки на зубья сателлитов, полуосевых шестерен, крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала. Нагрузку на зуб сателлита и полуосевых шестерен определяют из условия, что окружная сила распределена поровну между всеми сателлитами и каждый передает усилие двумя зубьями. Окружная сила, действующая на один сателлит:

где r₁ -- радиус приложения;

n_с -- число сателлитов.

Шин крестовины (18ХГТ, 20ХН3А и др.) под сателлитом испытывает:

напряжение смятия : х_см =Р_с/(dl₁), [х_см] =50...60 МПа,

напряжение среза : ф _ср = 4Р_с/(рdІ), [ф _ср] = 100…120 МПа,

напряжение смятия в месте крепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы

у _см = Р_д/ (dl₂), [у _cм] =50...60 МПа,

Давление торца сателлита на корпус дифференциала определяется напряжением смятия

у _см = Р_xc/F, [у cм] = 10...20 МПа,

где Рxc=Рctgбщ sinдc, sin5С (бщ-- угол зацепления; дc-- половина угла конуса саттелита).

Назначение, классификация и требования к конструкции полуосей. Расчет ведущих полуосей полностью разгруженных от действия изгибающих сил и моментов.

В зависимости от испытываемых полуосью нагрузок принято их условное деление на полуразгруженные (рисунок 6.4, а), - три четверти разгруженные (рисунок 6.4, б) полностью разгруженные (рисунок 6.4, в). Полуразгруженная полуось воспринимающие все усилия и моменты, действующие - дороги. На три четверти разгружена; полуось имеет внешнюю опору меж; ступицей колеса и балкой моста, поэтому изгибающие моменты от реакций Rz, Рт (Ртор) и Рy, воспринимают одновременно и полуось, и балка моста через подшипник.

а- полуразгруженная; б - на три четверти груженая; в - полностью разгруженная

Полностью разгруженная полуось теоретически передает только крутящий момент от дифферециала к ведущим колесам, однако для нее возможны деформации изгиба, обусловленные деформацией балки моста, несоосностью ступицы колеса с полуосевой шестерней, перекосом и смещением шлицевых концов полуосей относительно шестерни и фланца при наличии зазоров в шлицевом соединении.

30. 31. 32 Расчет ведущей полуоси нагруженной на ? от действия изгибающих сил и моментов (режим разгона, бокового заноса, динамических нагрузок.)

При прямолинейном движении - результирующий изгибающий момент полуоси в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

;

момент кручения полуоси

;

сложное напряжение

.

При заносе изгибающие моменты на правом и левом колёсах

; , где

При динамическом нагружении:

вертикальная нагрузка-, где =1,5…3 - коэффициент динамичности.

горизонтальная нагрузка- (при прямолинейном движении принимается: при прямолинейном движении 0,8…0,9, при заносе - 1);

скручивающая нагрузка- ;

При расчёте полуразгруженной полуоси плечо изгиба определяется как расстояние между плоскостями, проходящими через центр опорной площадки колеса и через центр опорного подшипника.

Полуразгруженная полуось разрушается в опасном сечении под подшипником. Здесь полуось должна быть утолщена.

Полуоси изготавливают из легированных сталей - 30ХГС, 40Х, 40ХНМА и др; допускаемые напряжения МПа, МПа.

Назначение и требования к конструкции управляемого моста, расчетные режимы. Расчет балки управляемого моста на прочность (режим - торможение).

К автомобильным мостам 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 и задние управляемые мосты.

При прямолинейном движении автомобиля балка ведущего моста (см.рис.) изгибается в вертикальной плоскости под воздействием нормальных реакций дороги и на ведущие колеса.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости где - плечо изгиба.

Нормальные реакции дороги от нагрузки на ведущий мост равны:

где - коэффициент перераспределения нагрузки на задний мост.

Кроме того, под действием тяговой силы балка ведущего моста испытывает статическую нагрузку и изгибается также в горизонтальной плоскости.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Тяговые силы на ведущих колесах равны: - коэф сцепл колес с дорогой.

Кроме изгибающих моментов на балку ведущего моста действует крутящий момент

где - радиус ведущих колес.

В балке ведущего моста наиболее опасными местами являются обычно сечения под площадками для крепления пружин (рессор).

Суммарный результ-й момент от изгиба и круч-я в опасном сеч-и балки моста

Результ-е напряжения от изгиба и кручения для трубчатого круглого сечения

где - момент сопротивления трубчатого сечения.

Расчет оси колеса (шипа поворотной цапфы) на прочность (режим - торможение, динамическая нагрузка)

При торможении суммарный момент изгиба в вертикальной плоскости

,

где ; - тормозная сила на колесе, нагружающая цапфу.

Напряжение изгиба

При заносе напряжение изгиба на цапфе при

; .

При динамической нагрузке 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 статическая характеристика (б) барабанного тормозного механизма с гидравлическим приводом с равными приводными силами и разнесёнными опорами:

1,2 тормозные колодки; 3 - тормозной цилиндр

Каждая из колодок приводится в действие своим тормозным цилиндром. Одинаковые размеры тормозных цилиндров обеспечивают равенство приводных сил P₁ и P₂, нормальных реакций барабана на колодки N₁ и N₂, сил трения F₁ и F₂, а так же углов охвата колодок в₁ и в₂.

Тормозной момент, создаваемый тормозным механизмом:

М_тор=µ(N₁+N₂)r_б=2 µNr_б

Размещено на Allbest.ru