Зарщиков А.М., Приходько Г.К.

ЗАДАЧИ По курсу: "Автомобиль. Анализ конструкций и

элементы расчета" Для студентов дневного и заочного отделений по специ-

альности 150200

СибАДИ 2004

2

СОДЕРЖАНИЕ ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ................................................................................... 2 ЗАДАЧА № 1.................................................................................................... 3 ЗАДАЧА № 2.................................................................................................... 7 ЗАДАЧА № 3.................................................................................................. 12 ЗАДАЧА № 4.................................................................................................. 17 ЛИРЕРАТУРА................................................................................................ 21

ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

Предлагаемые задачи призваны закрепить знания по курсу "Автомо-биль. Анализ конструкций и элементы расчета".

В качестве источника при составлении задач взят учебник "Конст-руирование и расчет автомобиля" /2/.

Задачи выносятся на самостоятельную работу студентов дневного и заочного отделений факультета "Автомобильный транспорт".

Студенты дневного отделения получают задание в начале семестра и защищают выполненную работу в течение семестра по установленному преподавателем графику: две задачи к первой контрольной неделе, другие две – ко второй. Результаты защиты повлияют на баллы в контрольной неделе. Варианты назначает преподаватель (всего десять вариантов).

Защита предполагает знание решения задач и правильные ответы на все контрольные вопросы по данной задаче. Защита производится отдель-но по каждой задаче. После успешной защиты листы с решением защи-щенной задачи сдаются преподавателю.

Для заочников решение задач выполняется в отдельной тонкой тет-ради, которая почтой отправляется в институт на проверку (обязательно вместе с методичкой, если она выдавалась на кафедре). Студент допуска-ется к сдаче экзамена, если все задачи решены правильно, а также пись-менно даны правильные ответы на контрольные вопросы.

Решение задач необходимо сопровождать выпиской из таблиц ис-ходных данных, расчетными схемами, подробными комментариями к эта-пам вычислений (со ссылками на используемую литературу).

Нужный вариант для первой и третьей задачи студент (заочник) вы-бирает по последней цифре шифра своей зачетной книжки, а для второй и четвертой – по предпоследней.

3

ЗАДАЧА № 1 Рассчитать максимальные скоростные и нагрузочные режимы

работы валов трансмиссии автомобиля повышенной проходимости. Варианты:

Вариант 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Авто. ВАЗ УАЗ ГАЗ ПАЗ ЗИЛ КамАЗ Урал КрАЗ ЗИЛ КамАЗ

Выбрать из предложенных семейств автомобиль повышенной про-ходимости. Например: ВАЗ – выбираем ВАЗ 2121 "Нива".

При определении крутящих моментов на валах использовать второй и третий расчетные режимы /2, с 46-47/.

Допущения: момент трения в дифференциале, влияющий на коэф-фициент его блокировки, отсутствует.

Пример решения: 1. Используя литературу по данной модели автомобиля /3/ изобража-

ем схему трансмиссии автомобиля (предположим такая схема):

2. Определяем максимальную частоту вращения n валов трансмис-

сии:

n1 = nеmax,

где nеmax – максимальная частота вращения коленчатого вала дви-гателя.

1 2 5

4 3

7

8

6

8 6

4

ДВС С КП РК

ГП+Д

Межосевой дифференциал

Межколесный дифференциал

4

n2 = n1 / uкв,

где uкв – передаточное число коробки передач, на которой достига-ется максимальная скорость движения автомобиля (обычно это прямая передача).

n3 = n5 = n2 / uрв,

где uрв – передаточное число раздаточной коробки на высшей пере-даче. В соответствии с кинематикой дифференциала полусумма угловых скоростей ведомых звеньев равна угловой скорости корпуса дифференциа-ла /4/. В нашем случае принимаем допущение - угловая скорость ведомых звеньев (скорость валов n3 и n5) одинакова, тогда: n3 = n5 = nдиф (nдиф – частота вращения корпуса межосевого дифференциала раздаточной короб-ки).

Такие же рассуждения подходят для определения угловых скоростей валов выходящих из всех дифференциалов автомобиля (межосевой диффе-ренциал перед средним мостом, делящий крутящий момент между сред-ним и задним мостами, межколесные дифференциалы ведущих мостов).

n7 = n5,

n4 = n3/ uгп = n6 = n8, поскольку n3 = n5 = n7.

3. Расчетный режим по сцеплению колес с дорогой. Предположим, двигатель имеет большой крутящий момент, который

не может реализоваться даже при буксовании всех колес по асфальту (ко-эффициент сцепления принимаем φ = 0,8). В таком случае нет смысла считать валы на момент, который не может быть реализован даже в наи-лучших условиях сцепления. Все равно валах не будет больший, чем по условиям сцепления крутящий момент.

Для указанного режима определяем момент на каждом ведущем ко-лесе по условиям сцепления:

МК = 0,5Gось∙φmax∙rД,

здесь Gось – полный вес, приходящийся на ведущую ось автомобиля /1/, φmax = 0,8, rД – динамический радиус ведущего колеса /1/.

На полуосях будет точно такой же момент (ведь на колеса момент подошел с полуосей):

МК8 = МК6 = МК,

5

Если развесовка по осям отличается, то на передних полуосях кру-тящий момент определится исходя из своего веса G'ось:

МК4 = М'К.

Полуоси сходятся в дифференциале, следовательно на его корпусе (а значит и на ведомой шестерне главной передачи) крутящий момент будет в два раза больший. Перед главной передачей момент будет меньше в пере-даточное число раз (ведь ГП его увеличила):

МК7 = 2∙ МК8/ uгп.

Аналогично рассуждая, можно определить моменты и на остальных валах:

МК5 = МК7 + 2∙ МК6/ uгп,

МК3 =2∙ МК4/ uгп,

МК2 =( МК3 + МК5)/ uрн,

uрн – передаточное число раздаточной коробки на низшей передаче.

МК1 = МК2/ uкн,

uкн – передаточное число КП на низшей (первой) передаче.

4. Расчетный режим из условий максимального крутящего момента двигателя при динамическом нагружении трансмиссии (бросок педали сцепления).

При динамическом нагружении трансмиссии (например, трогание с места с резким отпусканием педали сцепления) по ней проходит не только максимальный момент двигателя Меmax, но и значительный инерционный момент двигателя, поскольку в таком режиме коленчатый вал резко уменьшает угловую скорость. Суммарный момент может быть очень большим, однако он ограничивается моментом трения между дисками сцепления. При достижении момента трения сцепления диски пробуксо-вывают. Величину максимального крутящего момента, который пойдет по трансмиссии в таком случае можно определить, зная коэффициент запаса сцепления β (для легковых автомобилей повышенной проходимости β можно принять 1,8, для грузовых автомобилей повышенной проходимости – 2,3).

МК1 = Меmax∙ β,

МК2 = МК1∙ uкн,

6

МК3 = МК2 ∙ uрн∙ 1/3,

умножение на "1/3" вызвано тем, что несимметричный межосевой дифференциал раздаточной коробки распределяет момент пропорциональ-но количеству ведущих мостов (два таких момента пойдет назад):

МК5 = МК2 ∙ uрн∙ 2/3,

МК4 = МК3 ∙ uгп/2,

деление на"2" вызвано работой межколесного симметричного диф-ференциала.

МК6 = (МК5/2) ∙ uгп/2,

здесь первая "2" в знаменателе объясняет работу симметричного ме-жосевого дифференциала (он распределяет момент между средним и зад-ним мостом), вторая "2" – работа межколесного симметричного дифферен-циала.

МК7 = МК5/2,

МК8 = МК7 ∙ uгп/2.

5. Определяем, какой расчетный режим применим к конкретному рассчитываемому автомобилю. Если крутящий момент двигателя не обес-печивает на первичном валу КП момент, полученный из условий сцепле-ния, колес с дорогой, то для данного автомобиля подходит расчет исходя из максимального момента двигателя. Если динамический момент на пер-вом валу превышает момент по условиям сцепления – считать нужно по условиям сцепления колес с дорогой.

6. При определении напряженности работы деталей без динамиче-ского нагружения, например, по условиям сцепления колеса с дорогой, в дальнейших расчетах используется коэффициент запаса прочности кз = 2,0…3,0. Если применялся режим динамического нагружения трансмиссии (второй вариант в задаче), тогда - кз = 1,25…1,5. Соответственно изменят-ся и допускаемые напряжения.

Контрольные вопросы 1. Рассказать работу любого узла (по выбору преподавателя) транс-

миссии рассчитываемого автомобиля. 2. Произвести расчет скоростного и нагрузочных режимов валов

трансмиссии в общем случае. 3. Для чего необходимо знать скоростной и нагрузочный режимы ра-

7

боты механизмов автомобиля? 4. Какие режимы движения или приемы управления автомобилем

вызывают рост: а) скоростного режима; б) нагрузочного режима работы механизмов трансмиссии?

5. Какие конструктивные и эксплуатационные мероприятия обеспе-чивают снижение динамических нагрузок трансмиссии автомобиля?

6. Какой вариант расчета нагрузочного режима подходит для "ваше-го" автомобиля и почему?

ЗАДАЧА № 2

Определить критическую частоту вращения карданного вала. Рассчитать на прочность крестовину карданного шарнира при нали-чии смазки в шлицах компенсатора длины и без нее.

Варианты:

Вар

иант

Ти

п ав

томо

биля

Дли

на б

ольш

ого

вала

L,

мм

Вну

трен

ний

диам

етр

вала

d, м

м

Толщ

ина

стен

ки в

ала

δ, м

м

Диа

метр

шип

а кр

е-ст

овин

ы d

ш, м

м

Расс

тоян

ие м

ежду

то

рцам

и ш

ипов

H, м

м 0 АЗЛК 1164 71 1,8 12,23 74,2 1 ВАЗ 790 66 2,0 14,73 51,17 2 УАЗ 958 45 2,5 16,3 80 3 ГАЗ 1300 71 2,1 22,0 90 4 ПАЗ 1540 71 2,1 22,0 90 5 ЗИЛ 1430 71 3,0 25,0 108 6 МАЗ 1654 82 3,5 33,65 147 7 Урал 1118 82 3,5 33,65 147 8 КрАЗ 863 82 3,5 33,65 147 9 КамАЗ 890 82 3,5 33,65 147

Примечание: для всех вариантов принять длину шипа крестовины lш = dш, средний радиус приложения к шипу боковой силы R = 0,5(H –

8

dш), средний радиус шлицевого зацепления муфты r = 0,5R, угол между осями валов α = 00. Коэффициент трения в шлицевом соединении при смазке принять μ = 0,05, без смазки – μ = 0,3.

Пример решения: 1. КЧВ – такая фиксированная частота вращения вала, при которой

наблюдается потеря поперечной устойчивости вала вследствие резонанса поперечных колебаний (поперечный прогиб резко возрастает вплоть до разрушения).

При вращении вала в докритической зоне возникает центробежная сила из-за смещенного центра масс вала относительно его центра враще-ния (это смещение вызвано погрешностью при изготовлении и сборке). Центробежная сила возмущает поперечные колебания на поперечной уп-ругости вала. Каждому текущему значению частоты вращения будет соот-ветствовать своя амплитуда прогиба. При достижении критической скоро-сти вращения частота вынужденных колебаний от центробежных сил сов падает с собственной частотой поперечных колебаний – возникает резо-нанс поперечных колебаний. Амплитуда прогиба резко увеличивается и возможно разрушение деталей карданной передачи.

Для критической частоты вращения была выведена эмпирическая за-висимость /2 с.169/:

2

2241012

LdDnкр

,

где: nкр – критическая частота вращения карданного вала, min-1; D – наружный диаметр вала трубчатого сечения (находится прибавлением к внутреннему диаметру двух толщин стенок), м; d – внутренний диаметр вала, м; L – длина вала, м. Обратить внимание на размерность!

Необходимо, чтобы: )0,2...5,1(max nnкр , иначе со временем в эксплуатации критическая частота может уменьшиться до рабочей.

По методике предыдущей задачи определяется nmax и далее вычис-ляется запас вала по устойчивости:

nкр/ nmax.

2. Производится проверочный расчет крестовины /2 с.172-173/ при наличии смазки. В этом случае осевой силой со стороны шлицевой муфты можно пренебречь и заняться расчетом шипов крестовины на срез и изгиб

9

в опасном сечении от действия только крутящего момента. Вначале по методике задачи № 1 определяется максимальный кру-

тящий момент на карданном валу из условий максимального крутящего момента двигателя при динамическом нагружении (коэффициент запаса рекомендуется принять для грузовых - β = 1,7, легковых – 1,25):

Мкр = Меmax∙ β ∙ uкн,

Затем момент, действующий на шипы крестовины раскладывается на пару сил из формулы:

Мкр = 2∙ Q ∙ R

и определяется величина силы Q.

Далее рассчитывается напряжение среза шипа и напряжение изгиба:

4/πτ 2

шср d

QSQ

, (1)

23 2,01,02σ

шш

ш

X

изиз d

Qd

lQWМ

, (2)

здесь S – площадь шипа сплошного сечения, м; WX – момент сопро-

тивления изгибу ( 31,0 шX dW для сплошного круглого сечения).

Сравниваем расчетные напряжения с допускаемыми. Допускаемые напряжения будут завышены, поскольку используется динамический ре-жим нагружения (максимальный момент двигателя умножается на коэф-фициент запаса сцепления β, являющийся по сути коэффициентом дина-мичности) в котором коэффициент запаса прочности берется меньшим (кз

Q

Q R

dш

lш

H

10

= 1,25…1,5 вместо кз = 2,0…3,0):

[σиз] = 500 МПа, [τср] = 100…120 МПа.

3. Производится расчет шипов крестовины, когда на них дополни-тельно действует осевая сила трения со стороны шлицевой муфты ком-пенсатора длинны вала.

Шлицы в компенсаторе прижаты друг к другу передаваемым крутя-

щим моментом. При этом они вынуждены перемещаться вдоль оси, когда ведущий мост совершает вертикальные колебания на подвеске. Если шли-цы не смазаны, то продольная сила Fстановится значительной.

μ PF ,

Р – приведенная к одному шлицу сила, с которой шлицы давят друг на друга, Н; μ – коэффициент трения (сухое трение металла по металлу μ = 0,3).

rM

P кр ,

величина r оговаривается под таблицей.

Получаем:

Компенсатор длины

F

r

P

11

rM

PF кр μμ

.

Такая осевая сила действует через вилку одновременно на два шипа крестовины, поэтому на один шип (вид на крестовину сверху):

Далее определяется результирующая сила:

Q'= 2

2

2

FQ .

Новое значение силы Q' подставляется в формулы (1) и (2) и опре-деляются напряжения среза и изгиба. Затем, как и в первом случае, произ-водится сравнение с допускаемыми напряжениями.

Последним этапом расчета необходимо оценить насколько увеличи-лись напряжения при учете несмазанных шлицев:

σиз/ σ'из

и

τср/ τ'ср . Контрольные вопросы

1. Что такое критическая частота вращения валов и как она опреде-ляется?

2. Как определяется напряжение среза шипов крестовины? 3. Как определяется напряжение изгиба шипов крестовины? 4. Как определяется осевая сила трения? 5. Как учитывается в расчетах дополнительная нагрузка от осевой

силы трения? 6. На напряженность работы каких узлов и деталей (помимо кресто-

вины) влияют осевые силы трения в шлицевой муфте?

Q

2F

Q'

12

ЗАДАЧА № 3 Рассчитать пружинную зависимую подвеску одноосного прице-

па. Полную массу прицепа принять равной половине полной массы автомобиля, выданного на курсовое проектирование, частоту собст-венных колебаний обеспечить около Ω = 1,7Гц.

Пример решения:

1. Расчет пружины начинается с построения упругой характеристики пружины /2 с.260 – 271/.

Определяется статический прогиб подвески (прогиб пружины под действием статической нагрузки):

2

Ω5,0

стf , размерность - м.

Поскольку известны: статический прогиб fcm и статическая нагрузка на колесе Gк (она равна половине от полного веса на ось), можно опреде-лить вторую точку "А" на упругой характеристике (первая точка, это "0", так как у пружины нет деформации, если нет силы).

Проводя луч из точки "0" через точку "А" (у пружины характеристи-ка линейная) получаем упругою характеристику зависимой пружинной подвески.

От статического прогиба по оси абсцисс откладывается динамиче-ский прогиб, который определяется конструктивными соображениями и обычно у грузовых автомобилей составляет fд = (0,5…0,8) fcm. Сумма ста-тического и динамического прогибов определяет полный прогиб подвески и является пределом перемещения колеса относительно кузова:

13

fпол = fcm + fд .

По упругой характеристике при полном прогибе можно определить максимальную силу, которая сжимает пружину Gкmax. Эту силу можно также определить по пропорции:

Gкmax/ fпол = Gк/ fcm.

Поскольку на колеса могут действовать силы большие, чем Gкmax,

например, динамическая нагрузка Gкд = Gк∙ Кд (Кд – коэффициент дина-мичности равен на дорогах удовлетворительного качества 2,0…2,5, а на плохих достигает 3,0…3,5), то в целях смягчения ударов и ограничения прогиба в работу вступает дополнительный упругий элемент (например, резиновый ограничитель хода или стальной подрессорник), увеличивая жесткость подвески. На характеристике участок параллельной работы пружины и дополнительного резинового упругого элемента показан от "В" до "С".

Найдя максимальную силу Gкmax, задаваясь модулем пружины m = 7…10 и допускаемым напряжением кручения [τ] = 1000 МПа можно подсчитать диаметр проволоки:

τπ8 max

пк KGmd ,

коэффициент Кп – учитывает рост напряжения в металле от кривиз-

fcm fд

GК Gкmax

0 Прогиб

Нагрузка

fпол

А

Gкд

В

С

14

ны витка пружины:

mmmKп

615,0)1(4

14

.

Далее можно определить диаметр пружины:

D = d ∙ m.

Количество рабочих витков:

cDGdip

3

4

8,

здесь: с – жесткость пружины, cm

К

fGc , G – модуль упругости при

кручении, G 8∙104 МПа. Полное количество витков на 1,5…2,0 больше, чем рабочее. 2. Выбор геометрических параметров тяг. На основании опыта конструкторских разработок линейные размеры

тяг (штанг) задаются:

- короткая продольная тяга (реактивная) l1 ≈ rк;

- длинная продольная тяга l2 ≈ (1,2…1,3) ∙ l1;

- поперечная тяга l3 ≈ 0,8 ∙ В (В – колея).

Все тяги имеют трубчатое сечение одного размера по условиям уни-фикации. Наиболее напряженная работа у поперечной тяги на сжатие. Эта тяга рассчитывается на потерю поперечной устойчивости по формуле Эй-лера:

JEl

P

2

3

π, (1)

здесь: Р – максимальная сила сжатия тяги на повороте с отрывом колес одного борта от дороги (предельный по боковой силе случай); Е = 2∙105 МПа – модуль упругости первого рода; J – момент инерции сечения тяги.

По условиям сцепления максимальная боковая сила определится:

15

maxφ2 кGР , (2)

здесь φmax = 0,8;

δπ)α1(64

π 344

rDJ . (3)

В этой формуле Dd

α .

Подставив (2) и (3) в (1) можно выразить и посчитать r , принимая δ ≥ 0,003 м.

Далее легко определить внутренний и наружный диаметры трубча-того сечения поперечной тяги.

Как уже говорилось, по условиям унификации другие тяги выпол-няются из того же профиля.

3. Подбор параметров амортизатора (здесь главное - не запутаться с размерностью!).

Сила сопротивления амортизатора определяется по формуле:

0VkРса ,

V0 – максимальная относительная скорость перемещения подрессо-ренных и неподрессоренных масс (скорость хода поршня амортизатора), равна 40…50 см/с; k – коэффициент сопротивления амортизатора, Н∙с/см.

ст

к

fGk

3,31ψ

,

здесь: ψ – коэффициент относительного затухания колебаний (по

D δ

r d

16

опытным данным, если затухание происходит за 2…2,5 периода, тогда коэффициент ψ = 0,15…0,35); Gк – полная статическая нагрузка на одно колесо (см. выше), Н; fcm – статический прогиб подвески (в этой формуле размерность в см).

Из этих двух формул находится численное значение силы сопротив-ления амортизатора. Кроме того, эту величину можно определить через площадь поршня и давление жидкости в амортизаторе:

4π 2dqSqРса

,

поскольку уже известна величина Рса, и максимальное давление во время перемещения поршня в амортизаторе q = (2,0…3,0) ∙106 Па, то мож-но выразить диаметр поршня и численно найти его:

qPd ca

π

4, размерность – м.

Амортизатор подбирается по диаметру поршня (определяется в по-следней формуле) и полному ходу штока (должен превышать полный ход подвески, если в амортизаторе не предусмотрен ограничитель хода под-вески).

Контрольные вопросы 1. Нарисовать схему зависимой пружинной подвески и рассказать,

какие функции выполняют ее элементы? 2. Объяснить построение упругой характеристики подвески и опре-

делить с ее помощью жесткость подвески и максимальную силу на пружи-не.

3. Как рассчитывается диаметр проволоки пружины? 4. Как рассчитываются размеры сечения тяг направляющего устрой-

ства подвески? 5. Рассказать устройство и принцип работы амортизатора? 6. Как подбирается амортизатор?

17

ЗАДАЧА № 4 Определить напряжения в балке управляемого моста грузового

автомобиля. Варианты:

Вар

иант

Н

орма

льна

я ре

акци

я на

кол

есе

RZ,

Н

Расс

тоян

ие о

т це

нтра

ко

леса

до

оси

шкв

ор-

ня l 1

, м

Расс

тоян

ие о

т це

нтра

ко

леса

до

опас

ного

се

чени

я l 2,

м

Ради

ус к

олес

а r К

, м

Толщ

ина

стен

ки д

ву-

тавр

а а,

м

0 2500 0,07 0,205 0,315 0,008 1 8200 0,065 0,263 0,422 0,01 2 4700 0,08 0,26 0,4 0,009 3 3820 0,055 0,4 0,362 0,0085 4 6950 0,09 0,39 0,386 0,0095 5 10950 0,11 0,48 0,457 0,014 6 7900 0,1 0,42 0,41 0,012 7 13600 0,105 0,5 0,482 0,015 8 17600 0,13 0,51 0,53 0,016 9 4820 0,095 0,3 0,38 0,009

Пример решения:

Для балки управляемого моста, как известно /2 с.223…227/, наи-большая напряженность работы возникает при двух случаях нагружения: при торможении и при заносе.

1. Режим торможения с блокированием колес. Местом опасного сечения принимается сечение балки по месту кре-

пления рессоры. В этом сечении при торможении действуют напряжения от трех силовых факторов: изгиб в горизонтальной плоскости от тормоз-ной силы; изгиб в вертикальной плоскости от реакции весу на колесе; кру-чение от тормозной силы на плече динамического радиуса колеса. Прини-мается допущение: форма балки – линия.

18

Напряжение изгиба в вертикальной плоскости:

XВ

Z

XВ

изВ W

lRWМ 2σ

.

Напряжение изгиба в горизонтальной плоскости определится с уче-том шарнира-шкворня. Шарнир не может оказать реакцию изгибающему моменту. Поэтому из центра шкворня (на виде сверху) строятся две проти-воположно направленные силы, равные тормозной силе. Реально балку изгибает в горизонтальной плоскости сила P'Т = PТ (направленная вверх на рисунке) на плече l2 - l1. Оставшийся момент от пары сил на плече l1 воспринимается рулевой трапецией и к расчету балки отношения практи-чески не имеет.

Таким образом, напряжение изгиба в горизонтальной плоскости:

XГ

T

XГ

изГ W

llPWМ )(σ 12

.

В этих уравнениях тормозная сила берется максимальной по услови-ям сцепления колеса с дорогой maxφ ZТ RР (φmax = 0,8), моменты сопротивлений в вертикальной и горизонтальной плоскостях соответст-

венно равны /2 с.223/: 320aWXB , 35,5 аWXГ .

Общее напряжение изгиба определится:

ГВиз σσσ .

Это напряжение не должно превышать [σ] = 300 МПа.

Rz

l1 l2

rк

PТ

А

l1

l2

PТ Вид спереди Вид сверху

P'Т

P'Т

19

Напряжение кручения балки от тормозного момента:

P

KT

P

Т

WrP

WМ

τ ,

maxδK

PJW - момент сопротивления кручению, м3.

3δ4,0 hJK - момент инерции сечения при кручении, м4.

Величины δmax ,δ, h – определяются по упрощенному виду сечения балки:

δmax – наибольшая толщина сечения балки, м; δ – короткая, h –

длинная стороны элементарных прямоугольников, на которые можно раз-бить сечение балки (на этой схеме их три, например, у среднего h = 3,8а, δ = а), м.

Напряжение не должно превышать [τ] = 150 МПа.

2. Второй расчетный режим – движение на повороте с максимальной боковой силой. Принимается крайний случай, когда колеса одного борта уже не касаются дороги, то есть вся нагрузка на ось приходится на одно колесо. В таком режиме на опасное сечение балки действует только изги-бающий момент в вертикальной плоскости и напряжение определится как:

XB

изиз W

Мσ .

а 3,8а 6а

4,25а

δmax

20

WXB – момент сопротивления изгибу в вертикальной плоскости уже использовался выше и величина его известна. Изгибающий момент опре-делится исходя из расчетной схемы:

Составляя уравнение изгибающих моментов относительно опасного

сечения, получим:

KyZиз rRlRМ 2' .

В данном режиме R'Z = 2∙ RZ, а Ry из условий максимального сцеп-ления колес с дорогой:

'maxφ Zy RR .

Максимальный коэффициент сцепления можно принять 0,8. Напряжение изгиба, как и в предыдущем случае, не должно превы-

шать [σ] = 300 МПа.

Контрольные вопросы 1. Записать в общем случае расчет напряжений изгиба балки при

торможении. 2. Записать в общем случае расчет напряжения кручения балки при

торможении. 3. Записать в общем случае расчет напряжения изгиба балки при

действии только боковой силы. 4. Какой режим работы автомобиля вызывает наибольшую напря-

женность балки управляемого моста? 5. Нарушением каких условий эксплуатации можно вызвать напря-

R'Z

l2

rK

Ц.М. Центробежная сила

Ry

21

жения в балке, превышающие расчетные? 6. Ухудшение каких эксплуатационных свойств вызывает эксплуата-

ция автомобиля с погнутыми балками мостов?

ЛИРЕРАТУРА 1. НИИАТ: Краткий автомобильный справочник. 2. Конструирование и расчет автомобиля: Учебник для вузов /

П.П.Лукин, Г.А.Гаспорянц, В.Ф.Родионов. – М.: Машиностроение, 1984.-

376 с., ил.

3. Специальная литература по конкретной модели автомобиля. 4. Конспекты лекций по курсу "Автомобиль. Анализ конструкций и

элементы расчета".