Определение передаточного числа главной передачи

Передаточное число главной передачи i_гп определяется исходя из получения максимальной скорости на высшей передаче по формуле: iгп = rк*nυ/(iрк*iкп*Vmax) где: r_к – радиус качения колеса; i_кп - передаточное число КП на в ысшей передаче (обычно принимается в пределах 0,75...1,0); i_рк - передаточное число раздаточной коробки на высшей передаче (принимается в пределах 1,0...1,35); n_v - частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальной скорости. Радиус качения колеса в расчетах принимается по следующей зависимости: r_к = r_c · λ_ш где: r_с – статический радиус колеса; λ_ш – коэффициент деформации катящегося колеса, который для стандартных шин принимается 0,9...0,95. По величине нагрузки, приходящейся на одно колесо, согласно данным завода-изготовителя, подбирается размер шин и её статический радиус. При перерасчете нагрузки на одно колесо всегда учитывается нагрузка, приходящаяся на задние колеса. Исходя из конструкции главных передач существующих колесных машин назначается одинарная главная передача, если i_гп < 6,6, двойная –6,6 < i_гп <9,5 и разнесенная главная передача, состоящая из центрального редуктора и бортовой передачи при i_гп < 9,5.

Конструкция рам: расчет рамы на изгиб, расчет рамы на кручение.

Расчет на изгиб сводится к расчету главного несущего элемента – лонжеронов. Каждый лонжерон рассчитывается на половину всей приходящейся на раму нагрузки, при этом упрочняющее действие поперечин не учитывается. В основу расчета кладутся статические веса смонтированных на раме агрегатов и механизмов. Динамические нагрузки учитываются введением в расчетные формулы эмпирических коэффициентов динамичности. Лонжероны рассчитываются в следующем порядке: в определенном масштабе на листе бумаги откладывается длина рассчитываемого лонжерона; отмечаются от какого-либо одного из концов лонжерона продольные координаты нагрузок от сил веса агрегатов, смонтированных на раме, кабины и кузова (указанные на рисунке силы означают):

Схема для расчета лонжеронной рамы на изгиб: Р₁ – вес радиаторов; Р₂ – вес, приходящийся на переднюю опору двигателя; Р₃ – вес механизмов управления; Р₄ – вес, приходящийся на заднюю опору двигателя; Р₅ – вес кабины; Р₆ – вес раздаточной коробки; Р₇ – вес запасного колеса; Р₈ – вес топливных баков). Силы веса агрегатов условно принимаются приложенными в центре тяжести, а вес кузова с находящейся в нем нагрузкой – равномерно распределенным по длине грузовой платформы; отмечаются на рассчитываемом лонжероне положение вертикальных реакций опор рессор; определяются значения опорных реакций рессор Т; подсчитываются изгибающие моменты М_х и строится эпюра изгибающих моментов. При этом: М_хi = М_i-1 + Q_i-1 · Δℓ, где: М_хi – изгибающий момент в рассчитываемом сечении; М_i-1 и Q_i-1- изгибающий момент и перерезывающая сила в предыдущем сечении, значения которых уже известны; Δℓ - расстояние между i – м и i – 1-м сечениями; по найденным значениям М_хi и известным значениям моментов сопротивления изгибу W_хi подсчитываются напряжения изгибу в xi-м сечении: σ = Мxi/Wxi. При расчетах используется таблица «Геометрические и секториальные характеристики сечений основных форм, применяемых при конструировании рам»; полученные расчетные напряжения сравниваются с допускаемыми для аналогичных рам. Статический расчет трубы хребтовой рамы аналогичен приведенному. Примерный вид эпюры изгибающих моментов применительно к рамам автомобилей многоцелевого назначения (6х6) мы видим на рисунке. Эпюра имеет две характерные точки, в которых моменты достигают наибольшей величины: точку А, соответствующую сечению у переднего конца грузовой платформы, и точку Б, относящуюся к сечению, где заделана в раме ось балансира задней подвески (у двухосных автомобилей – у задней опоры задней рессоры). Наличие значительного свеса ℓ_о (консоли) рамы у трехосных автомобилей с балансирной задней подвеской приводит к появлению в раме опасных отрицательных изгибающих моментов. В опасных сечениях расчетные напряжения σ достигают ± 350-650 кгсм² Величина допускаемых напряжений с учетом возможного кратковременного динамического нагружения в первом приближении может быть подсчитана по формуле: [σ]≤ σs/(1,5*(1+Rд)), где: [σ] = [450-630] кг/см² σ_s – предел текучести материала лонжерона, равной 2500-3500 кг/см²; R_д – коэффициент запаса на динамическую нагрузку, равный 2,5-2,7. В реальных условиях поломки лонжеронов происходят не обязательно в точках А и Б наибольших статических напряжений. На прочность рам большое влияние оказывают концентраторы напряжений, какими являются отверстия под заклепки для крепления кронштейнов, вырезы в лонжеронах, места окончания усилителей. Именно в районе концентраторов напряжений нередко появляются всевозможные трещины.

Расчет рамы на кручение. Наряду с высокой изгибной прочностью рамы должны иметь достаточную прочность на кручение: переезд дорожных неровностей всегда сопровождается кручением рамы. Закручивающий раму момент зависит от высоты дорожных неровностей, по которым движется автомобиль, ширины его колеи, а также жесткости рамы и подвески автомобиля: М_кр =f*Сп*Ср/(В*(Сп+Ср)), где М_кр – момент, закручивающий раму; С_р – угловая (крутильная) жесткость рамы; f - высота неровности; В – колея; С_п – угловая жесткость подвески. Из формулы следует, что чем меньше жесткость рамы (С_р), т.е., чем она эластичнее, тем меньше закручивающий момент и, следовательно, выше прочность рамы. Оптимальная жесткость автомобильных рам на кручение выбирается путем комплексных доводочных испытаний ходовой части автомобиля. Углы закручивания лонжеронных рам обычно составляют 5-10^о, но иногда достигают и больших значений (15-20^о при преодолении кюветов, ям и других препятствий). Расчет рам на кручение ведется по упрощенной схеме. Рама рассматривается как плоская система, состоящая из прямолинейных тонкостенных стержней. Действующие на стержни нагрузки считаются приложенными перпендикулярно к плоскости рамы. В связи с тем, что жесткость на изгиб применяемых в рамах профилей в сотни раз превышает жесткость на кручение, деформациями изгиба стержней в расчетах пренебрегают. Результирующие касательные напряжения кручения при деформации стержней рамы в общем случае складываются из трех компонентов: касательных напряжений свободного кручения; касательных напряжений изгиба; касательных напряжений стесненного кручения. Как показывают результаты расчетов и анализ экспериментальных данных, наиболее значительными являются касательные напряжения свободного кручения. Другие компоненты на результирующие напряжения оказывают несущественное влияние (в совокупности не превышают 10-15 %). Поэтому обычно при проектировании рам определяются и учитываются только напряжения свободного кручения. Основными расчетными формулами здесь являются:- для стержней открытого профиля τ = 12δ*α*G/(К²*L); - для стержней закрытого профиля (круглого и коробчатого) τ = Q/S+α*G/L, где G – модуль упругости 2-го рода, принимаемый для сталей равным 8-10⁵ кг/см²; К – изгибно-крутильная характеристика поперечного сечения стержня; Q – удвоенная площадь контура, ограниченного средней линией сечения; S – удвоенный периметр контура, образованного средней линией сечения (см. таблицу); α - угол закрутки рамы на длине базы α = Mкр/Ср, L – база (расстояние между осями автомобиля).Изгибно-крутильная характеристика К = l *(G*Jк/(Е*Jw))^½ гдеℓ - длина закручиваемого стержня; J_к – момент инерции сечения при кручении. Удельная площадь контура Q = 2 вh. Удвоенный периметр контура S = 2 (в + h). Касательные напряжения τ для стержней открытого профиля сравнительно невелики, и размеры таких стержней при расчетах следует определять по величине нормальных напряжений изгиба σ. Поскольку аналитические методы расчета рам весьма приближенны и не всегда позволяют точно выявить места наибольших напряжений, при проектировании рам проводится их экспериментальные исследования. При выполнении этих исследований широко применяется метод электротензометрирования.

Основные требования, предъявляемые к подвескам:

обеспечение необходимого распределения нагрузок на оси (колеса) автомобиля; получение заданных параметров плавности хода; малые изменения (по сравнению со статическими) траекторий качения колес при движении по неровной дороге и при повороте; обеспечение устойчивости движения и проходимости автомобиля; малый вес кинематических звеньев;- живучесть, эксплуатационная надежность и долговечность; удобство и простота обслуживания.

Схемы подвесок могут быть: у автомобилей: двухосные; трехосные; многоосные. Двухосная схема. Эта схема распространена у автомобилей транспортного или многоцелевого назначения. Связи между колесами обычно обеспечиваются балками мостов. Данная схема позволяет получить наиболее простую конструкцию узлов. На легковых автомобилях наряду с этой схемой применяется смешанная с независимыми узлами для передних колес. Схема смешанной подвески двухосного автомобиля приведена на рис.

Упругими элементами для передних узлов могут служить спиральные пружины, торсионы, а также листовые рессоры. Независимая подвеска управляемых колес при правильном выборе схемы позволяет улучшить управляемость автомобиля. Наконец, возможна полностью независимая схема, может применяться, в частности, на боевых машинах и плавающих автомобилях. Схема независимой подвески двухосного автомобиля на рис.

Трехосная схема. Эта схема применяется на автомобилях многоцелевого назначения (с колесной формулой 6х6, 6х4) наиболее типична зависимая схема с поперечной связью в переднем узле и продольно-поперечной (балансирная подвеска задних мостов) в заднем узле. Схема зависимой подвески трехосного автомобиля показана на рис.

Многоосные автомобили различаются, прежде всего, по полноте подрессоривания. Наряду с полностью подрессоренными автомобилями применяются частично подрессоренные и в редких случаях неподрессоренные: это делается на тихоходных автомобилях в целях упрощения конструкции. Выбранная схема рассчитывается при проектировании автомобиля в два основных этапа: предварительный расчет; поверочный расчет. Предварительный расчет имеет задачей определение нагрузок на колеса и основных параметров подвески, частот собственных колебаний автомобиля, коэффициента затухания, статических и рабочих ходов колес. При поверочном расчете найденные параметры уточняются на основе анализа характеристик подвески. Исходными данными для расчета служат: собственный вес автомобиля; грузоподъемность; вес прицепа; момент инерции автомобиля (с грузом); схема автомобиля, на которой указываются его база, положение центра тяжести (ненагруженной С_а и нагруженной С машины), расстояние от него до осей и до прицепного устройства (крюки). Расчетная схема ав-ля на рис.

Двухосные автомобили. Для производства предварительного расчета следует определить коэффициент распределения масс машины: Еу=Jу/(Ma1*a2), где J_у – момент инерции автомобиля относительно поперечной оси; М – масса автомобиля. Расстояние а₁ и а₂ = а_п берутся по схеме. Если, как это чаще всего бывает, коэффициент распределения находится в пределах 0,8÷1,2, расчет можно вести для приведенной двухмассовой схемы.

Рассмотрим порядок расчета применительно к двухмассовой схеме:1. Определяют массы приведенные к передней (М₁) и задней (М₂) осям автомобиля: М1 =М*а2/L; М2 =М*а1/L; где L – база автомобиля. По этим формулам (умножив массы на ускорение силы тяжести) можно найти нагрузки на оси и колеса автомобиля. 2. Задаваясь частотой собственных вертикальных колебаний (в пределах 10-15 рад/сек), находят приведенную жесткость узлов подвески: С_1,2=М_1,2/2*Rz² где R_z – частота собственных вертикальных колебаний. Полученная по этой формуле жесткость будет расчетной при независимой подвеске; при зависимой ее необходимо удвоить. 3. Определяют статические ходы колес h_с1,2 =q/Rz² , где q – ускорение силы тяжести. 4. Определяют рабочий ход колеса, задаваясь коэффициентом динамичности φ = 1,2÷1,5. h_p = φ · h_с Рабочий ход следует проверять по минимальному клиренсу, остающемуся после его выбора; этот клиренс, чтобы исключить задевание за неровности, должен быть не менее 100-150 мм. Тогда h_p= R - R_min, где R – статический клиренс. 5. Проверяют рабочий ход по условию непробивания передней подвески при резком торможении. Принимая как допущение, идеальное распределение тормозных сил и, считая характеристику линейной, получим: hр≥hc*φmax*hд/a2, где φ_max – максимальный коэффициент сцепления колес с дорогой; h _д – высота центра тяжести автомобиля. Несоблюдение этого условия может быть компенсировано изменением характеристики подвески, в частности применением дополнительного упругого элемента (подрессорника). Максимальная нагрузка на дополнительный элемент (для одного колеса) при торможении определится из формулы:Zдоп=G/2L*a2(φmax*hд/а2-hр/hс). По этой нагрузке подбирается характеристика дополнительного упругого элемента. Аналогично может быть проверен рабочий ход и определены параметры подрессорников задних колес по условиям трогания с места. В этом случае координата а₂ заменяется а₁, коэффициент сцепления Р_мах - удельный силой тяги φ_мах 6. Задаются коэффициентом периодичности ψ_z (отношением коэффициента затухания Р_z колебаний к частоте последних R_z) и по нему находят коэффициент затухания колебаний: Р_z = ψ_z R_z. Обычно берут ψ_z = 0,2 ÷ 0,3. Для автомобилей транспортного и многоцелевого назначения расчет следует производить дважды – без груза и с максимальным грузом, учитывая различие в распределении масс. Трехосные автомобили. Если подвеска задних колес балансирная, расчет ведется как и для двухосного автомобиля, но все величины определяются не для задней оси, а для тележки. Нагрузки на колеса обратно пропорциональны их расстояниям от оси тележки, а при наиболее распространенной симметричной схеме равны между собой.

Конструкция рессор и амортизаторов: расчет рессор и амортизаторов. Основные требования, предъявляемые к амортизаторам.

Рассмотрим схему полуэллиптической симметричной листовой рессоры. Точки подвеса к раме машины расположены у них на одинаковых расстояниях ℓ от середины опорной части. Схема полуэллиптической симметричной листовой рессоры.

В таком случае рессору можно рассматривать как брус равного сопротивления. Коренной лист имеет 2 ушка, посредством которых рессора простым шарниром (1) а ушко 2 – через качающуюся серьгу соединены с рамой автомобиля. В присоединительных шарнирах на рессору действуют одинаковые силы Р/2. Серьга создает на рессору дополнительную нагрузку X=Р/2*tgα. Чтобы уменьшить эту силу, нужно стремиться к ограничению угла α наклона серьги. При приближенных расчетах силой Х пренебрегают. При расчете рессоры определяют её прогиб ƒ и напряжение изгиба σ_изг в коренном листе, где оно имеет максимальное значение. Ориентировочно прогиб ƒ см рассчитывают по формуле: ƒ = δ*Р* l ³/(6*Е*J₀), где Р – суммарная нагрузка на рессору, кгс; Е – модуль упругости (2, 1· 10⁶ кгс/см²); J_o – момент инерции всех листов в среднем сечении, см⁴; ℓ - расчетное плечо рессоры, см. Коэффициент δ зависит от конструкции и расположения хомутов, от расстояния между стремянками и от конфигурации концов листов рессоры, применяется δ = 1,2...1,4. Момент инерции всех листов рессоры в среднем сечении: J_o = l/ 12*(n1*h1³+n2*h2³+… n_m*h_m³), где n₁ – число листов толщиной h_1, n₂ – число листов толщиной h₂ и т.д. Напряжение изгиба в коренном листе рессорыσ_изг =0,5*Р*l/W=Ре*l*hк/(4*J₀), кгс/см², где W = 2J₀/hк - расчетный момент сопротивления; h_к - толщина коренного листа. Подставив значение J_о, получим σ_изг = 1,5*f*E*hk/(σ*l²). Как видно из формулы, напряжения в рессоре обратно пропорциональны квадрату ее длины. Поэтому рессоры подвески целесообразно делать возможно более длинными при данных компоновочных условиях. Прогиб рессоры ƒ выбирается исходя из требований к «мягкости» подвески, необходимой для обеспечения плавности хода машины. Проведя расчет для данных рессор получим, что жесткость их в ненагруженном состоянии примерно на 18% меньше, чем в выпрямленном положении. Расчет амортизаторов. Амортизаторами называются специальные устройства, предназначенные для быстрого гашения колебаний корпуса (рамы) автомобиля, точнее, для рассеивания (превращение в тепло) энергии колебательного движения корпуса, возникающего под воздействием упругих элементов подвески. В настоящее время с увеличением скоростей движения и повышением требований к плавности хода автомобилей амортизаторы стали одним из основных элементов подвесок. Для армейских автомобилей применение амортизаторов обязательно. Гасящее действие амортизатора обеспечивается работой трения. В настоящее время получили распространение гидравлические амортизаторы, в которых используется сопротивление (внутреннее трение) вязкой жидкости, проходящей через ограниченное сечение - калиброванное отверстие, зазор или приоткрытый клапан. В качестве рабочей жидкости для амортизаторов обычно применяются минеральные масла – веретенное или смесь турбинного и трансформаторного масел, реже глицериновые смеси. Основные требования к амортизаторам: обеспечение заданных параметров плавности хода и эффективности гашения колебаний; уменьшения тряски на малых неровностях; разгрузка от динамических воздействий при резком перемещении колеса; надежность в работе, в частности стабильность действия при различных режимах движения и длительное сохранение характеристики. Задавшись рабочим давлением жидкости и исходя из расчетной схемы амортизатора, можно предварительно определить основные размеры его деталей.

Схемы амортизаторов.а – телескопического; б,в – рычажные (поршневые и лопастные). В телескопическом амортизаторе давление жидкости под поршнем и под корпусом при ходе сжатия практически одинаково. Поэтому усилие определяется только разностью площадей сверху и снизу, т.е. площадью штока F_ш, Р_{а с} = Р_с·F_ш, где Р_с – давление сжатия; При ходе отбоя давление под поршнем равно давлению в компенсационной полости, которое близко к атмосферному. Усилие будет зависеть от давления над поршнем Р_о и рабочей площади, т.е. Р_а.о = Р_о (F_n – F_ш), где F_n – площадь поршня. Диаметр штока берется равным 0,4 – 0,5 диаметра поршня. Проходное сечение S для рабочей жидкости определяется ее объемным расходом Q, S =Q/μ₀*(γ/(2*10³*р*q))^½, где μ_о - коэффициент расхода, равный 0,60 – 0,75; γ – плотность жидкости, г/см³; р – давление жидкости, кг/см²; q – ускорение силы тяжести. Расход Q можно выразить через рабочую площадь и скорость поршня Q = F_p · V_n. Рабочая площадь при сжатии равна F_ш при отбое F_n – F_ш. Остальные рабочие размеры амортизатора выбирают из конструктивных соображений. В частности, длина определяется с учетом хода штока, зависящего от хода колеса и кинематической схемы, места и способа установки. Компенсационный объем должен быть в два – четыре раза больше объема штока. При постоянном проходном сечении усилие, действующее на шток можно определить Р_а = Fр³*γ*ζn²/(2*10³*q* μ₀²*S²). Суммарная поверхность охлаждения амортизаторов, работающих на минеральных маслах не должна превышать 100 -140^о С.