2.8Вал рулевойсошки

Диаметр вала рулевой сошки найдем из формулы напряжения кручения:

,

где η_м – КПД рулевого механизма, η_м = 0,82 ; τ = 300…350 МПа;

2.9Расчет торсиона

Диаметр торсиона круглого сечения выбирают из условий прочности:

,

где Т_mах— максимальный скручивающий момент, Н·м; d— диаметр торсиона, м. Например для стали 60С2А – τ_max = 1000 МПа.

.

Длину торсиона найдем из формулы:

,

где φ = угол закручивания; G – модуль сдвига, МПа. Для стали G = 8·10⁴ МПа.

2.10Расчет шлицевого соединения вала и сошки

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их — на изгиб и срез.

Для применяемых соотношений элемента шлицевых соединений решаю­щее значение имеет расчет на смятие:

,

где М_крmах – наибольший допустимый крутящий момент, передаваемый со­единением, Н·м;ψ – коэффициент, учитывающий неравно­мерность распределения усилий по рабочим поверхностям зубьев, обычно при­нимают ψ = 0,75;F - площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины, м²; l– рабочая длина зуба, м; r_ср – средний радиус, м; σ_см – допускаемое напряжение на смятие, [σ_см] = 160 МПа.

,

где z –число зубьев; d₂ — наружный диаметр зубьев вала, м; d₃ — диаметр отверстия шлицевой втулки, м.

,

где d – диаметр начальной окружности, м.

2.11Рулевая сошка

Схема расчета рулевой сошки представлена на Рис. 2 .15. Расчет сошки проводят на изгиб и кручение для опасного сечения.

Рис. 2.15. Схема расчета рычага рулевого управления

Напряжение изгиба в опасном сече­нии А—А:

,

где W_и – момент сопротивления изгибу, м³; F_пр = Р_сош – усилие на шаровом пальце сошки, Н.

,

Полученное значение напряжения изгиба должно быть меньше предельно допустимого:

.

Напряжение кручения в опасном сечении А—А:

,

где W_к – момент сопротивления кручению, м³.

,

где k – коэффициент, зависящий от соотношения b/a.

Полученное значение напряжения кручения должно быть меньше предельно допустимого:

.

В качестве материала сошки можно использовать сталь 40Х.

3Расчет основных параметров тормозного управления

3.1Последовательность расчета тормозных механизмов

Тормозные механизмы рассчитывают в следующей последовательности.

1. По заданной интенсивности торможения (или по требуемому замедлению автомобиля) и конструктивным параметрам транспортного средства определяют сумму тормозных моментов на всех осях:

, где

• z – число осей с колесными тормозными механизмами;

• – расчетное замедление (рекомендуется принимать ), где

• j_уст – нормативное значение установившегося замедления для категории транспортного средства;

• g – ускорение свободного падения;

• G_a – полный вес автомобиля (транспортного средства -- автопоезда);

• r_K –радиус качения колеса.

Для прочностных расчетов тормозных механизмов и их деталей суммарный тормозной момент определяют по уравнению:

, где

- – коэффициент сцепления для наилучших дорожных условий (сухое асфальтированное или бетонированное покрытие).

2. Определяют моменты на отдельных осях транспортного средства.

Рис. 3.16. Схема перераспределения нормальных нагрузок при торможении

Для двух- и трехосных (с балансирной подвеской задней и средней осей) автомобилей тормозные моменты на передних (М_Т1) и задних (М_Т2 или (М_Т2+М_Т3)) осях определятся по формулам:

;

, где

• а и b – расстояния от центра тяжести автомобиля до передней и задней осей, соответственно (см. рис. выше);

• h – высота центра тяжести автомобиля от дороги;

• L – база автомобиля.

Для автомобилей с колесной формулой 8х8, 10х10, … принимают равное распределение тормозных моментов по колесам каждой оси, т.е.

.

3. В результате анализа конструктивных схем тормозов, назначения и условий эксплуатации выбирают схему тормоза и, с учетом его компоновки, выбирают его основные размеры: (см. рис. ).

Рис. 3.17. Конструктивные схемы тормозных механизмов: а) с равными перемещениями колодок; б) реверсивный неуравновешенный, колодки с одной степенью свободы; в) реверсивный неуравновешенный, колодки с двумя степенями свободы; г) нереверсивный уравновешенный; д) реверсивный с плавающими колодками (с двумя степенями свободы).

Кроме перечисленных выше условий при выборе схемы тормоза учитывают величину (значение) необходимого тормозного момента, обеспечение его стабильности, вид транспортного средства, его параметры и конструктивные особенности (типоразмеры колеса, тип тормозной системы, необходимость функционального совмещения рабочих и стояночных тормозов и т.п.) и, как уже говорилось выше, эксплуатационные требования и условия.

Размеры выбирают для каждого типа тормоза по конструктивным соображениям. Начальный угол и угол обхвата фрикционной накладки обычно принимают ; .

4. Определяют необходимые усилия Р и Р₁и тормозные моменты, создаваемые каждой колодкой, и реакции опор, в соответствии принятой конструкцией тормоза.

Рис. 3.18. Схемы определения: а) тормозного момента колодки; б) приводной силы колодки.

Элементарная нормальная сила dN:

;

;

.

Тормозной момент от одной колодки равен:

5. Проводят проверку на отсутствие самозаклинивания колодок.

6. Выполняют тепловой расчет тормоза.

Удельная работа трения всех фрикционных накладок тормозов:

Для легковых автомобилей принимают ; для грузовых и автобусов – .

Удовлетворяется ли условие по теплоемкости тормозного барабана на каждой оси автомобиля: , где

– – суммарная масса барабанов и их чугунных колец одного моста;

– – теплоемкость барабана и его чугунного кольца ( );

– – увеличение температуры барабана за одно интенсивное торможение с начальной скорости 30 км/час до полной остановки (должно быть не более 15 ⁰С);

– L – часть кинетической энергии полностью нагруженного автомобиля, которая превращается в теплоту тормозами одного моста:

и , где

– – координаты центра масс автомобиля; – нормативное установившееся замедление.

7. Рассчитывают элементы тормоза и привода на прочность.