Расчет основных элементов дифференциала

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 13 из 20Следующая ⇒

Сателлиты и полуосевые шестерни симметричного конического дифференциала выполняются прямозубыми.

Число зубьев сателлитов и шестерен может быть как четным, так и нечетным, но по условиям сборки должно подчиняться условию:

,                                   (7.19)

где  – число зубьев полуосевой шестерни;  – число сателлитов; К - целое число.

Шип крестовины под сателлитом испытывает напряжения смятия и среза.

Напряжения смятия рассчитывают по формуле:

,                   (7.20)

где  – момент на корпусе дифференциала;           – радиус приложения осевой силы, действующей на ось сателлита;  – диаметр оси сателлита (диаметр шипа крестовины); l – длина оси, на которой вращается сателлит.

Момент на корпусе межколесного дифференциала автомобиля с колесной формулой 4 2 определяют по формуле:

.           (7.21)

Радиус приложения осевой силы, действующей на ось сателлита, определяют по формуле:

,              (7.22)

где  – внешний окружной модуль.

Диаметр шипа крестовины рассчитывают по формуле:

,                                            (7.23)

где  – допустимое давление между шипами и сателлитами.

Допустимое давление между шипами и сателлитами дифференциалов легковых автомобилей –  = 80 МПа; грузовых автомобилей –  = 100 МПа. 

Допустимые напряжения смятия – [ s ] = 50 ¸ 60 МПа.

Напряжение среза оси сателлита определяют по формуле:

.                                                (7.24)

Допустимые напряжения среза – [ ] = 100 ¸ 120 МПа.

Радиальные силы в симметричном дифференциале уравновешиваются, осевые воспринимаются корпусом дифференциала.

Торцы сателлитов рассчитывают на смятие под действием осевой силы. Осевую силу определяют по формуле:

,                                      (7.25)

где  – угол зацепления;  – половина угла начального конуса сателлита;  – радиус приложения окружной силы в зацеплении.

Половину угла начального конуса сателлита рассчитывают по формуле:

,                                                (7.26)

где  – число зубьев сателлита.                    

Радиус приложения окружной силы в зацеплении при расчетах можно принять равным радиусу приложения осевой силы, действующей на ось сателлита.

Напряжение смятия торца сателлита рассчитывают по формуле:

,                                               (7.27)

где  – диаметр торцевой поверхности сателлита, воспринимающей осевую нагрузку.

Диаметр торцевой поверхности сателлита, воспринимающей осевую нагрузку, определяют по формуле:

.                                                  (7.28)

Допустимые напряжения смятия – [ ] = 10 ¸ 20 МПа.

Торцы полуосевых шестерен рассчитывают на смятие под действием осевой силы, действующей на полуосевую шестерню.

Осевую силу, действующую на полуосевую шестерню, определяют по формуле:

.                                        (7.29)

Напряжение смятия торца полуосевой шестерни рассчитывают по формуле:

,                                              (7.30)

где ,  – наибольший и наименьший радиусы торцовой поверхности шестерни, воспринимающей осевую нагрузку, соответственно.

Допустимые напряжения смятия – [ ] = 40 ¸ 70 МПа.

Нагрузку на зубья сателлитов и полуосевых шестерен определяют из условия, что окружная сила распределена поровну между всеми сателлитами и каждый сателлит передает усилие двумя зубьями. Расчетный момент на сателлите и на полуосевой шестерне рассчитывают по формуле:

.                                        (7.31)

Расчет зубьев зубчатых колес дифференциала по напряжениям изгиба производят по формулам для конических главных передач. Допустимые напряжения изгиба зубьев – [ ] = 500 ¸ 800 МПа.

При повороте число оборотов сателлита на оси невелико (  = 20 ¸ 30 об/мин). Поэтому расчет зубьев на износ (по контактным напряжениям) не обязателен. Число оборотов резко возрастает при буксовании, однако этот случай не характерен для нормальных условий эксплуатации.

ПОЛУОСИ

Назначение. Классификация. Требования

Передача крутящего момента от дифференциала к ведущим колесам в зависимости от типа подвески колес осуществляется с помощью цельных валов – полуосей или карданных передач. Полуоси применяют в приводе неуправляемых ведущих колес.

В зависимости от конструкции внешней опоры полуоси в балке моста и, следовательно, от испытываемых нагрузок, полуоси делят на полуразгруженные, разгруженные на ¾ и полностью разгруженные.

Конструкция полуосей должна обеспечивать:

1. отсутствие пульсации крутящего момента и частоты вращения при полном ходе колеса, допускаемого подвеской автомобиля;

2. предохранение механизмов ведущего моста от поломок при возникновении пиковых нагрузок, независимо от их происхождения;

3. выполнение общих требований.

Пульсация возникает при вращении полуосей с колебаниями. При этом изменяется соот­ношение между моментами и угловыми скоростями на левом и правом колесах, что отрицательно сказывается как на экс­плуатационных свойствах автомобиля, так и на долговечности агрегатов трансмиссии. Одним из способов предотвращения пульсации является изго­товление полуосей с необходимой жесткостью, определяемой уг­лом закручивания.

В эксплуатации при чрез­мерно больших динамических нагрузках могут возникнуть случаи, когда неизбежна поломка деталей механизмов ведущего моста. Полуось как легко и просто заменяемая деталь должна быть наи­более слабым звеном в системе механизмов привода к ведущим колесам автомобиля. Следовательно, при возникновении пиковых нагрузок полуось должна первой выходить из строя.

Выполнение этих требований до­стигается соответствующими конструктивными и технологичес­кими мероприятиями, в ходе которых определяются размеры по­луосей, материал, термообработка и др.

8.2. Нагрузки, воспринимаемые полуосями

Полуразгруженная полуось в качестве внешней опоры имеет один шариковый или конический роликоподшипник, установленный между полуосью и балкой моста.

Полуразгруженные полуоси воспринимают все силы, действующие на колесо: нормальную реакцию опорной поверхности , возникающую от нагрузки ; продольную реакцию   (  – в тяговом режиме,  – в тормозном); боковую реакцию , возникающую при заносе и повороте; изгибающие моменты от всех перечисленных сил и, кроме того, передают крутящий момент на ведущее колесо. Полуразгру­женные полуоси имеют наиболее простую конструкцию и поэтому применяются в задних мостах легковых автомобилей и грузовых малой грузоподъемности.

Разгруженная на ¾ полуось в качестве внешней опоры имеет один подшипник, установленный между ступицей колеса и балкой моста (кожухом полуоси).

При этом изгибающие моменты от действующих сил воспринимаются одновременно и полуосью и балкой моста. Доля нагрузок, приходящаяся на полуось, зависит от конструкции подшипника и его жесткости. Боковая реакция  нагружает подшипник моментом , который вызывает его перекос и резко снижает срок его службы. Вследствие указанного недостатка полуоси такого типа имеют ограниченное применение.

Полностью разгруженные полуоси применяют в ведущих мостах автобусов и грузовых автомобилей средней и большой грузоподъемности. В качестве внешней опоры такая полуось имеет два роликовых или радиально-упорных шарикоподшипника, установленных между балкой моста (кожухом полуоси) и ступицей колеса.

Полностью разгруженная полуось теоретически нагружается только передаваемым крутящим моментом, либо тормозным (при торможении центральным трансмиссионным тормозом).

Однако вследствие деформации балки моста, неточности установки полуоси возможно возникновение деформации изгиба (σ ≈ 5 ¸ 70 МПа).

Расчет полуосей

Расчет полуосей производят на статическую прочность и усталость.

Полуразгруженная полуось обычно разрушается в опасном сечениие под подшипником. При расчете на прочность полуразгруженной полуоси определяют приведенные напряжения изгиба и кручения σ и угол закручивания Θ.

При расчете напряжений учитывают следующие характерные режимы нагружения:

1. передача максимальной силы тяги;

2. экстренное торможение;

3. занос (отдельно для внешней и внутренней полуоси);

4. переезд через неровности с учетом динамических нагрузок.

На режиме передачи максимальной силы тяги учитывают следующие нагрузки.

Максимальный момент по двигателю определяют по формуле:

,                (8.1)

где  – передаточное число дополнительной коробки на низшей ступени (учитывается в том случае, если в трансмиссии установлена дополнительная коробка);  – коэффициент блокировки дифференциала; a – число симметричных дифференциалов в трансмиссии.

Максимальный момент по сцеплению определяют по формуле:

,                                           (8.2)

где – сцепная масса (масса, приходящаяся на ведущий мост); - коэффициент динамического изменения нормальных реакций на ведущих колесах.

Из двух определенных моментов для дальнейших расчетов принимается меньший.

Нормальную реакцию рассчитывают по формуле:

.                                             (8.3)

Продольную реакцию определяют по формулам:

;                                                     (8.4)

.                                                (8.5)

Из двух определенных продольных реакций для дальнейших расчетов принимается меньшая.

Приведенные напряжения изгиба и кручения определяют по формуле:

,                               (8.6)

где b – плечо изгиба, определяемое как расстояние между плоскостями, проходящими через центр опорной площадки колеса и через центр опорного подшипника;  – диаметр полуоси.

На режиме экстренного торможения учитывается нормальная и продольная реакции.

Нормальную реакцию рассчитывают по формуле:

,                                           (8.7)

где индекс «t» означает, что данный параметр используется при экстренном торможении;  – коэффициент динамического изменения нормальных реакций на задних ведущих колесах в режиме экстренного торможения.

Продольные реакции определяют по формуле:

.                                               (8.8)

Приведенные напряжения изгиба и кручения рассчитывают по формуле:

.                         (8.9)

На режиме заноса нормальную реакцию определяют по формуле:

,                                       (8.10)

где  – высота центра масс;  – поперечный коэффициент сцепления; В – колея ведущих колес; «+» – для внутренней по отношению к направлению заноса полуоси,         «–» – для внешней полуоси.

Боковую реакцию определяют по формуле:

.                                               (8.11)

Приведенные напряжения изгиба и кручения рассчитывают по формуле:

.                                    (8.12)

На режиме переезда через неровности с учетом динамических нагрузок динамическую реакцию рассчитывают по формуле:

,                                          (8.13)

где  – коэффициент динамичности.

Приведенные напряжения изгиба и кручения определяют по формуле:

.                                                 (8.14)

Допустимые приведенные напряжения изгиба и кручения – [ ] = 600 ¸ 800 МПа.

На жесткость полуось рассчитывают по углу закручивания:

.                                            (8.15)

Полярный момент инерции при этом определяют по формуле (5.26).

Допустимый угол закручивания – [ Q ] = 9 ¸ 15° на один метр длины полуоси. Меньшее значение угла закручивания характеризует повышенную жесткость, большее значение – склонность к колебаниям и резонансным явлениям.

При расчете на прочность полностью разгруженной полуоси определяют напряжения кручения и угол закручивания.

Напряжения кручения определяют по формуле

.                                                  (8.16)

Допустимые напряжения кручения – [ ] = 500 ¸ 600 МПа.

Расчет по углу закручивания полностью разгруженной полуоси ведется аналогично рассмотренному.

Размеры полуосей выбирают исходя из наиболее опасного случая нагружения. Обычно их выполняют с утолщениями по концам, чтобы внутренний диаметр шлицев был не меньше основного диаметра полуоси. Для снижения концентрации напряжений стремятся увеличить радиусы переходов от одного диаметра к другому, уменьшить глубину шлицев, что вызывает необходимость увеличения их числа (от 10 для грузовых автомобилей, до 18 – у легковых). Значительно уменьшается концентрация напряжений при переходе на эвольвентные шлицы.

Шлицы полуосей рассчитывают на срез и смятие.

Выбор размеров подшипников полуосей производят для случая прямолинейного движения с учетом преобладающих эксплуатационных нагрузок. В качестве расчетного принимают усилие, соответствующее массе, приходящейся на колесо. Нагрузками на подшипник от тягового усилия (тормозной силы) и боковой силы пренебрегают, так как в условиях эксплуатации эти силы либо весьма невелики (), либо действуют кратковременно (, ). Расчетное число оборотов подшипников определяют исходя из средней скорости движения автомобиля.

НЕСУЩИЕ СИСТЕМЫ

Назначение. Классификация. Требования

Несущие системы автомобиля являются основанием, на котором монтируют двигатель, агрегаты трансмиссии, механизмы систем управления, дополнительное и специальное оборудование, а также кабину и грузонесущую емкость (в грузовых автомобилях). Несущие системы классифицируют в зависимости основного несущего элемента силовой схемы автомобиля:

1. рамные (кузов разгруженный);

2. кузовные – несущий кузов (каркасный, с несущим основанием, панельный);

3. рамно-кузовные – интегральная несущая система.

Рамы делят на лонжеронные (лестничные, Х-образные, с Х-образными поперечинами, периферийные) и хребтовые – цен­тральные:

Кузова по назначению делят на грузовые, пассажирские (легковых автомобилей и автобусные), грузопассажирские, специаль­ные:

Кузова легковых автомобилейклассифицируют в зависимости от числа дверей и конструкции крыш: закрытые (седан, лимузин, купе и др.), открытые (фаэтон, кабриолет и др.), комбинирован­ные (ландо, тарга и др.). Кроме того, выделяют однообъемные, двухобъемные, трехобъемные кузова:

Кузова грузовых автомобилей классифицируют на кузова обще­го назначения (бортовая платформа) и специализированные (са­мосвалы, фургоны, цистерны, контейнеровозы и т.д.).

Несущая система воспринимает все нагрузки, действующие на автомобиль в условиях эксплуата­ции: нагрузку от веса груза, пассажиров, агрегатов и механизмов; усилия от направляющего, упругого, гасящего и стабилизирую­щего устройства подвески; силы, возникающие при колебаниях, разгоне, торможении и повороте автомобиля. Кроме того, при наличии прицепа или полуприцепа у автомобиля на несущую си­стему дополнительно действуют нагрузки от тягово-сцепного или опорно-сцепного устройства.

Несущая система работает в тяжелых условиях и при больших нагрузках. Она подвергается изгибу и кручению. Работоспособность несущей системы определяется ее прочностью и жесткостью под действием динамических нагрузок, возникающих в процессе экс­плуатации.

Основные требования к несущей системе следующие:

1. минимальная масса при необходимой долговечности, включая и коррозион­ную стойкость, соответствующей сроку службы автомобиля;

2. достаточная для работы агрегатов и узлов автомобиля жест­кость;

3. форма рамы (кузова) должна обеспечивать удобство монтажа агрегатов, малую высоту центра тяжести и малую погрузочную высоту;

4. форма и конструкция кузова должны обеспечивать необходи­мые комфортабельность, травмобезопасность, а также требова­ния моды;

5. общие требования.

Минимальная масса кузовов легковых автомобилей и кабин грузовых автомобилей обеспечивается применением мягкой низ­коуглеродистой (из-за глубокой штамповки) листовой стали, толщина которой обычно уменьшена до 0,8 мм. Рамы изготав­ливают из листовой стали толщиной 2 ¸ 4 мм (рамы больших легковых автомобилей), 5 ¸ 12 мм (лонжероны рам автобусов и грузовых автомобилей), 4 ¸ 8 мм (поперечины рам автобусов и грузовых автомобилей).

Долговечность несущей системы, соответствующая сроку служ­бы автомобиля, должна обеспечить срок службы самой несущей системы, превышающий долговечность всех механизмов, агрега­тов и систем автомобиля, а также увеличить пробег автомобиля до капитального ремонта и общий пробег в эксплуатации.

Повышение коррозионной стойкости и, следовательно, дол­говечности кузовов легковых автомобилей обеспечивается приме­нением листовой стали с добавлением меди либо оцинкованной. Ненагруженные панели кузова изготавливают из пластмасс. Иног­да кузова легковых автомобилей и кабины специальных грузовых автомобилей изготавливают из алюминиевого листа или из пласт­масс. Для наружных панелей кузовов автобусов все чаще применя­ют алюминиевые листы.

Жесткость несущей системы, исключающая нарушение усло­вий работы агрегатов и механизмов автомобиля, должна обеспе­чить неизменное взаимное их положение на несущей системе при любых условиях и режимах движения, а также предотвратить по­ломки и обрывы крепления агрегатов и механизмов и заклинива­ние окон, дверей кузова и кабины автомобиля.

Достаточная жесткость рам в основном обеспечивается при изгибе лонжеронами (при кручении также и поперечинами) необходимой высоты и толщины. Для повышения жесткости кузовов используют закрытые или открытые профили, образующие каркас, либо выштампованные или дополнительные ребра.

Низкое положение центра тяжести автомобиля должно повы­сить его устойчивость и, следовательно, безопасность даже при высоких скоростях движения. Значительный ход подвески должен повысить плавность хода и проходимость автомобиля, а большие углы поворота управляемых колес – улучшить управляемость и маневренность автомобиля.

Травмобезопасность кузова (внутренняя) обеспечивается умень­шением инерционных нагрузок при наездах спереди и сзади (на­пример, создание более жесткого салона при менее жесткой пе­редней и задней частях легкового автомобиля), ограничением пе­ремещения людей при авариях (применение ремней и подушек безопасности), устранением травмоопасных деталей, сохранени­ем жизненного пространства при опрокидывании.

Травмобезопасность кузова (внешняя) обеспечивается совер­шенствованием бамперов, устранением травмоопасных деталей и выступов, применением боковых и задних ограждений на кузовах грузовых автомобилей, а в некоторых случаях применением за­щитных приспособлений, уменьшающих травмы пешеходов при наезде на них.

Расчет рамы автомобиля

Рама автомобиля представляет собой пространственную несущую систему, нагруженную статическими и динамическими нагрузка­ми. Напряжения в элементах рамы опре­деляются: изгибом в вертикальной плоско­сти под влиянием симметричной системы сил; кручением вокруг продольной оси под влиянием кососимметричной системы сил; изгибом в горизонтальной плоско­сти; местными нагрузками (подвеска топ­ливного бака, запасного колеса, усилия при буксировке и др.).

Статические нагрузки возникают под действием собственного веса рамы и веса механизмов, кузова и полезного груза и от реакций опор рессор. Уже после сборки автомобиля в его раме возникают напря­жения изгиба, составляющие 10 ¸ 15% предела текучести материала. При этом напряжения в лонжеронах в 2 ¸ 2,5 раза превышают напряжения в поперечинах.

При движении автомобиля на раму дей­ствуют динамические нагрузки. Основ­ной причиной возникновения симметрич­ных динамических нагрузок являются силы инерции подрессоренных масс, действую­щие на раму при колебаниях автомобиля. Вертикальные и угловые колебания авто­мобиля в вертикальной плоскости обус­ловлены симметричными составляющими прогибов подвески. Эти колебания вызы­вают изгиб рамы, создавая напряжения в лонжеронах и незначительные напряже­ния в поперечинах.

Изгибающая динамическая нагрузка зависти от статической нагрузки и вертикальных ускорений в точках приложения вертикальной нагрузки:

.                                                      (9.1)

Динамические нагрузки существенно превышают статические и определяются с помощью коэффициента динамичности:

.                                                      (9.2)

Кососимметричные составляющие про­гибов подвески вызывают бортовую качку и кручение рамы, создавая напряжения в поперечинах.

При кручении рамы возникают горизон­тальные составляющие нагрузок. Они за­висят от боковой жесткости рессор и смещения оси вращения от плоскости рамы, а также от угла закручивания. Чем больше жесткость рессор, смещение оси вращения и угол закручивания, тем больше горизонтальные усилия. Таким образом, элементы рамы при перекосе находятся в сложном нагружении под действием вертикального изгиба, стеснен­ного кручения, горизонтального изгиба и др.

Для расче­та рамы обычно рассматривают два режима:

1. движение с большой скоростью по дороге с мелкими неровностями (симметричное нагружение);

2. преодоление больших неровностей с вывешиванием некоторых колес (кососимметричное нагружение).

Для того чтобы не только оценить общую податливость рамы и действующие в ней напряжения, но и выявить опасные места резкого изменения деформаций и напряжений и темп их изменения по длине рамы, значения прогибов, углов закручивания и напряжений следует рассчитывать для ряда поперечных плоскостей, проходящих через характерные точки (места присоединения поперечин, изменения высоты или ширины сечения лонжерона, приложения нагрузок и т.д.). Результаты расчета целесообразно представлять в виде эпюр прогибов, углов закручивания и напряжений по длине рамы.

Расчет на симметричное нагружение (изгиб) простейшей лестнич­ной рамы заключается в определении прогибов и напряжений в лонже­ронах, представленных в виде элементарной балки на опорах.

Напряжение изгиба в каждом расчетном сечении лонжерона определяют по формуле:

,                                                     (9.3)

где  – изгибающий момент.

Изгибающий момент в расчетном сечении лонжерона рассчитывают по формуле:

,                                            (9.4)

где  и  – изгибающий момент и перерезывающая сила в предыдущем сечении, значения которых уже известны;  – расстояние между сечениями.

Допускаемые напряжения при кратковременных динамических нагрузках можно приближенно определить как

,                                             (9.5)

где  – предел текучести материала лонжерона.

При расчете на кососимметричное нагружение (кручение) рама, состоящая из двух лонжеронов, связанных несколькими поперечи­нами, будет представлять собой статически неопределимую систему. Силовые факторы, действующие в элементах статически неопредели­мой системы (и углы закручивания), могут быть определены различ­ными методами, излагаемыми в курсах сопротивления материалов, которые связаны с громоздкими и трудоемкими вычислениями. Однако при некоторых допущениях расчет может быть значительно упрощен. Если предположить, что деформации изгиба в элементах рамы малы по сравнению с деформациями кручения, то можно вос­пользоваться следующим приближенным методом.

При расчете на кручение рама рассматривается как плоская система, состоящая из прямолинейных тонкостенных стержней. Так как жесткость на изгиб у лонжеронов в сотни раз больше их жесткости на кручение, деформациями изгиба пренебрегают.

При прогибе поперечные сечения стержней остаются плоски­ми, а при кручении они искривляются (депланируют). Искривле­ние сечений по длине стержня неодинаково. В узлах, усиленных косынками и приклепанных к полкам лонжеронов, искривление считают равным нулю, а в остальных сечениях оно может быть существенным. Такой характер деформации называется стеснен­ным кручением.

При стесненном кручении кроме касательных напряжений кручения в сечениях лонжеронов из-за искривления появляют­ся дополнительные нормальные напряжения.

В поперечинах рамы дополнительных нормальных напряжений не возникает из-за их более эластичного крепления к стенкам лонжеронов. Поэто­му считают, что поперечины рамы испытывают свободное кру­чение.

Разрезав поперечины в плоскости симметрии рамы и приложив в местах разреза внутренние крутящие моменты и перерезыва­ющие силы переходят от статически неопределимой системы к статически определимой, которую и принимают за расчетную схему (б). Строят эпюры изгибаю­щих моментов (в) и бимоментов (г). По этим двум эпюрам определяют суммарные напряжения и строят их эпю­ру (д).

Момент, закручивающий раму, зависит от большого количества факторов, и может быть определен по формуле:

,      (9.6)

где  – высота преодолеваемых автомобилем неровностей;  – колея колес;  – угловая жесткость рамы;  – угловая жесткость подвески.

Из формулы (9.6) следует, что чем меньше угловая жесткость рамы, тем меньше закручивающий момент и, следователь­но, выше прочность рамы. Кроме того, более эластичная рама вместе с подвеской обеспечивает лучшую приспособляемость ко­лесам автомобиля к дорожным неровностям и постоянный кон­такт колес с дорогой. Однако при слишком эластичной раме воз­можно нарушение взаимного положения и условий работы агре­гатов и механизмов, установленных на раме. Оптимальная жест­кость рамы на кручение окончательно определяется и выбирается при доводочных испытаниях.

Суммарные нормальные напряжения в сечениях лонжеронов при стесненном кручении рассчитывают по формуле:

,                                             (9.7)

где  и  – изгибающий момент и момент сопротивления сечения изгибу;  – биомомент;  – секториальный момент сопротивления сечения.

Биомомент для наиболее распространенного швеллерного сечения лонжеронов определяют по формуле:

,                                                    (9.8)

где  – угол закручивания рамы на длине базы автомобиля;  – модуль упругости 1-го рода;  – секториальный момент инерции сечения;  – длина рассматриваемого отрезка лонжерона;  – база автомобиля.

Результирующие касательные напряжения кручения при дефор­мации лонжеронов рамы в общем случае складываются из каса­тельных напряжений свободного кручения, касательных напряже­ний изгиба и касательных напряжений стесненного кручения.

Наиболее значительными из них являются касательные напря­жения свободного кручения, которые составляют 85 ¸ 90% от ре­зультирующих напряжений.

Для лонжеронов, имеющих швеллерное сечение, касательные напряжения свободного кручения определяют по формуле:

,                                                 (9.9)

где  – толщина профиля лонжерона;  – модуль упругости 2-го рода;  – изгибно-крутильная характеристика поперечного сечения лонжерона.

Напряжения для рам грузовых автомобилей, имеющих швеллер­ное сечение, при закручивании на угол  = 10 ¸ 12° составляют  = 5 ¸ 20 МПа (меньшие значения для лонжеронов, большие – для поперечин), а суммарные нормальные напряжения         = 100 ¸ 300 МПа.

Во время движения автомобиля по неровной дороге при мак­симальном закручивании рамы напряжения в ее элементах в  3 ¸ 5 раз больше напряжений, возникающих после установки на раме кузова, агрегатов и механизмов.

В рамах грузовых ав­томобилей с обычной грузовой платформой наибольшие напряже­ния в лонжеронах возникают в зоне третьей поперечины, примерно у переднего борта кузова. У седель­ных тягачей наибольшие напряже­ния в лонжеронах возникают в зоне пятой поперечины у кронштейнов подвески. Из поперечин наиболее нагруженной обычно является пер­вая поперечина.

Сла­быми местами рамы являются зоны присоединения к лонжеро­нам поперечин, кронштейнов и других деталей.

Заклепочные соединенияработа­ют при стесненном кручении и горизонтальном изгибе. Независи­мо от технологии клепки заклепки разрушаются от изгиба.

В предель­ном случае можно рассматривать изгиб стержня заклепки в услови­ях, когда стенки отверстия не препятствуют деформации изгиба под действием изгибающего момента

,                                        (9.10)

где  – усилие, создающее изгибающий момент; ,  – толщины соединяемых деталей.

Напряжение изгиба у головки заклепки рассчитывают по формуле:

,                                                  (9.11)

где d – диаметр заклепки.

Напряжение среза (оно почти в 2 раза меньше напряжения изгиба) определяют по формуле:

,                                                    (9.12)

где  – усилие, создающее напряжение среза.

			в»

Расчет кузова

Нагрузочные режимы и расчет кузова значительно сложнее, так как несущий кузов, представляет собой сложную оболочковую конструкцию с различными проемами и стойками. До недавнего времени основным методом оценки прочности кузова легкового автом

⇐ Предыдущая891011121314151617Следующая ⇒

Поделиться:

Познавательные статьи:



Коммуникативные барьеры и пути их преодоления

Рынок недвижимости. Сущность недвижимости

Решение задач с использованием генеалогического метода

История происхождения и развития детской игры