n="justify"> З рівняння моментів щодо точок В і А отримую вертикальні реакції на передню і задню вісь:
; (3.21)
Н.
; (3.22)
Н.
Дотичні реакції на передній і задній осях визначаю за формулами:
Н; (3.23)
мН. (3.24)
Режим інтенсивного розгону:
Рисунок 3.2 - Схема для визначення максимальної дотичної реакції при інтенсивному рушанні з місця
Визначаю вертикальну реакцію на передній осі:
Н. (3.25)
Реакцію на задній осі визначаю з рівняння рівноваги: ??
Н. (3.26)
Визначаю дотичну реакцію на задній осі:
Н. (3.27)
Режим бічного заносу:
Малюнок 3.3 - Схема для визначення бічній реакції при бічному заметі
З рівняння моментів, щодо точок і, отримую бічні реакції на лівій і правій стороні автомобіля:
- коефіцієнт зчеплення колеса з дорогою в бічному напрямку.
; (3.28)
Н.
; (3.29)
Н.
Визначаю вертикальні реакції на колесах:
Н; (3.30)
Н; (3.31)
Н; (3.32)
Н. (3.33)
Визначаю бічні реакції на колесах:
Н; (3.34)
Н; (3.35)
Н; (3.36)
Н. (3.37)
Таким чином, я визначив навантажувальні режими при розрахунку ходової частини на міцності. Визначив вертикальну, дотичну і бічну реакції.
3.4 Визначення навантажувальних режимів ходової частини при розрахунку на довговічність
Визначаю термін служби автомобіля в годинах, виходячи з того, що нормальна навантаження, що діє на ходову частину при рівномірному русі автомобіля по мікро профілем, при, за формулою:
, (3.38)
де км - пробіг автомобіля;
км/год - середня швидкість автомобіля.
Отримую:
годин.
Кількість циклів навантаження колеса визначаю за формулою:
млн. циклів. (3.39)
Кількість циклів навантаження півосей і диференціала дорівнює числу циклів навантаження колеса.
Визначаю число циклів навантаження:
млн. циклів. (3.40)
млн. циклів. (3.41)
млн. циклів. (3.42)
млн. циклів. (3.43)
млн. циклів. (3.44)
У розділі 3, я визначив навантажувальні режими для розрахунку деталей трансмісії і ходової частини на міцність і довговічність, визначив термін служби автомобіля в годинах, число циклів навантаження деталей трансмісії і ходової частини. Після цього, я приступаю до функціонального розрахунком вузла і розрахунком на міцність і довговічність.
карданний трансмісія деталь автомобіль
4. Функціональний розрахунок вузла. Розрахунок на міцність і довговічність
4.1. Визначення основних параметрів карданної передачі
Основні параметри карданної передачі визначають її конструкцію, габаритні розміри і масу. До них відноситься типорозмір шарніра і габарити виделок.
Основні параметри визначаю залежно від максимальної величини крутного моменту на ведучому валу карданної передачі. Розрахунок починати з визначення розміру між торцями хрестовини, [7]:
, (4.1)
де - величина максимально можливого статичного крутного моменту, Нм.
В якості розрахункового крутного моменту приймаю максимальний момент двигуна на нижчій передачі:
Нм, (4.2)
де - максимальне передавальне відношення від двигуна до карданної передачі.
Величина обмежується умовами зчеплення ведучих коліс з дорогою:
Нм, (4.3)
де - вертикальне навантаження на провідну вісь, Н;
- коефіцієнт перерозподілу вертикальних реакцій;
- динамічний радіус колеса, м;
- коефіцієнт зчеплення;
- передавальне відношення між карданним валом та провідними колесами.
Підставивши отримане значення в формулу (4.1), отримую:
мм.
Величину округлюється до найближчого стандартного значення (мм), що визначає типорозмір шарніра (VIII) c основними параметрами:
діаметр шипа Д=45 мм;
розмір між опорними поверхнями вилок Н2=173 мм;
відстань від осі хрестовини до площини фланця В=85 мм;
діаметр отвору під підшипник Д1=62 мм;
підшипник: число голок z - 50, діаметр голки du=3,0 мм, довжина голки
l=24 мм. Кут?, Утворений валами карданної передачі при номінально...
