ttдоп0»0,63
σт ∙b0/n»0,63∙1373∙0,94/1,1=739,17
Мпа.
При
k=1,1167 идеальные касательные напряжения:
ti=ttдоп0/k=739,17/1,1167=661,92
Мпа.
Допустимые
амплитудные напряжения определяются как функция максимального временного
сопротивления при n=1,1 и b1=0,95 (рис.
1.13 [1]), а также с учетом k=1,1167:
ttдопА»0,24
σв ∙b1/(n∙k)=0,24∙1570∙0,95/(1,1∙1,1167)=291,41
Мпа.
Вначале
рассчитываются силы, действующие на пружину, и ее перемещения и, кроме того,
жесткость CF. Затем по этим величинам определяем относительные
величины y1 и y2:
Fw=N¢V∙iy=
2596,5∙1,061 = 2754,89 H .
f1F=f1/ix=65/1,0112=64,28мм;
f2F=f2/ix=85/1,0112=84,06
мм;
F1=f1F∙CF=
64,28∙20 = 1285,6 H,
где
CF=с1∙ix∙iy= 19,576∙1,0112∙1,061
= 20 Н/мм;
Fmax=Fw+F1=
2754,89+1285,6= 4040,49 H.
FA=[(f1F+f2F)∙0,9/2]CF=[(64,28+84,06)∙0,9/2]∙20=1335,06
H.
y2=FA/ttдопA=1335,06
/291,41 = 0,045814 см2;
y1=Fmax/ti=4040,49/661,92
= 0,061042 см2.
Определяем
минимальный диаметр проволоки с использованием большей из величин (в данном
случае y1).
В
результате расчета диаметр проволоки dmin оказался меньшим, чем
диаметр, который был использован при первоначальном расчете dmin=1,4
см. Коэффициенты уменьшения допускаемых нагрузок b0 и b1,
определяемые диаметром, будут поэтому больше принятых при расчете, а
коэффициент k, зависящий от кривизны витка, будет меньше. Идеальные напряжения
среза будут больше и поэтому не требуется проведения повторного расчета.
С
учетом допускаемых отклонений размеров (допуски на рис. 2.118 [1]) следует определить
средний диаметр проволоки, который будет использован при дальнейших расчетах и
является исходным для изготовления проволоки. При диаметре проволоки меньше 20
мм допускаемые отклонения равны ±0,08 мм, поэтому диаметр
d с учетом поля допуска равен 14,08±0,08 мм. Следовательно,
индекс пружины, необходимый в дальнейшем расчете, составляет w=11,36.
Используя величину d, выраженную в см, определяем число рабочих витков:
Добавляя
по концам пружины по ¾ витка, получаем общее число витков:
n1=n+1,5=5+1,5=6,5.
Число
витков должно быть кратным 0,5, т.к. при этом концы крайних витков будут
развернуты в разные стороны.
После
определения диаметра проволоки и числа витков следует найти размеры, имеющие
значение для высоты автомобиля.
Одним
из таких размеров является та высота Lw,
которую пружина будет иметь под действием начальной нагрузки Fw.
Нижний предел размера Lw
зависит от наименьшей рабочей высоты Ln, т.е. от длины, которую
будет иметь пружина, полностью сжатая до такого состояния, когда витки даже с
учетом предусмотренного покрытия не касаются один другого. При определении
величины Ln следует использовать максимально возможный диаметр
проволоки dmax, т.е. средний диаметр с допускаемым положительным
отклонением. В рассматриваемом примере dmax=14,08+0,08=14,16 мм.
Длина пружины при полной нагрузке (длина блока при плотном прилегании всех
витков), мм:
Lb1=(n+1,1)dmax=(5+1,1)∙14,16=
86,376 мм.
Стоящая
в скобках цифра 1,1 учитывает прижатые концевые витки.
Sa=cdmaxn=
0,19∙14,16∙5 = 13,452 мм.
Ln=Lb1+Sa=86,376
+13,452 = 99,828 мм,
где
коэффициент c определяется по рис. 2.125 [1] как функцию
индекса пружины w. В приведенном примере при w=11,36
коэффициент c=0,19.
Высота
пружины при начальной нагрузке:
Lw=f1F+Ln=64,28+99,828
= 164,108 мм.
Высота
пружины в свободном состоянии без нагрузки:
L0=Lw+Fw/CF=
164,108+2754,89/20 = 301,85 мм.
Используя
L0, следует проверить устойчивость пружины, т.е. ее продольный изгиб
под нагрузкой. Коэффициент гибкости:
l=L0/Dm=301,85/160=1,887.
Относительная
упругость, приведенная на рис. 2.126 [1], определяется по уравнению:
(L0–Lb1)/L0=(301,85–86,376)/301,85=0,7138.
В
соответствии с рис. 2.126 [1] при коэффициенте гибкости l=1,887
и условии по относительной упругости: (L0-Lb1)/L0=0,7138,
опасность продольного изгиба — отсутствует.
Кроме
того необходимо учитывать следующие соображения: пружина очень редко бывает
максимально сжата, а в основном – на 0,9 величины хода подвески; от продольного
изгиба пружину предохраняет корпус амортизатора; изменение Dm
приводит к отсутствию продольного изгиба.
Для
пружин, изготавливаемых в условиях крупносерийного производства, из шлифованных
прутков изготовители указывают допуски Тр, исчисляемые в ньютонах в
соответствие со следующей формулой:
TP=±(0,5[1,5
мм+0,03(L0–Lb1)]∙CF+0,01Fω).
TP=±(0,5∙[1,5+0,03∙(301,85–86,376)]∙20+0,01∙2754,89)=±107,19
H.
На
чертеже с учетом округления должно быть указано:
Длина
пружины 164 мм при 2755±107 Н.
Наносимый
на чертеже наружный диаметр будет иметь значение:
Da=Dm+d=160+14,08=174,08
мм.
И
принимая допуск, указанный в колонке “шлифованные прутки” (по табл. 2.5 [1]),
получаем диаметр 174.08±1,5 мм, или округленно 174±1,5
мм.
8
Расчет характеристики амортизатора
Амортизатор,
предназначенный для гашения колебаний колес и кузова, повышает плавность хода
автомобиля, устойчивость движения,
Долговечность
упругих элементов и шин. Решающее влияние на все указанные выше качества
автомобиля оказывает правильный выбор характеристики амортизатора, т.е. правильный
выбор зависимости силы на штоке амортизатора от скорости относительного перемещения
штока и цилиндра. Математически эта зависимость устанавливается уравнением:
Pa=kaVnn,
Где
Pa – сила на шток амортизатора;
Vn
– скорость относительного перемещения штока и цилиндра амортизатора;
ka
– коэффициент пропорциональности;
n
– показатель степени, который обычно колеблется в пределах 1 – 2.
Конструктивно
амортизатор в проектируемой подвеске располагается внутри направляющей
пружинной стойки. Так как передаточное число iX=1,0112 близко к
единице, то перемещение штока должно соответствовать величине, близкой к ходу
колеса 150 мм.
На
рис. 8.1 изображена линейная характеристика современного гидравлического
амортизатора, которая обычно определяется следующими параметрами:
коэффициентами сопротивления отбоя kao и сжатия kac при
закрытых клапанах амортизатора; коэффициентами сопротивления k¢ao
и k¢ac при
открытых клапанах и силами на штоке амортизатора Рао и Рас,
при которых открываются клапаны амортизатора.
Величины
коэффициентов kao и kac определяются расчетом, исходя из
требований к плавности хода или устойчивости движения автомобиля. Силы на штоке
автомобиля могут быть определены по формулам:
Pao=kaoVxo
и Pac=kacVxc.
Скорости
относительного движения штока и цилиндра амортизатора Vx0 и Vxc,
соответствующие моменту открытия клапанов, обычно лежат в пределах 0,3 – 0,52
м/с.
Величины
коэффициентов k¢ao и k¢ac
обычно не рассчитываются. Однако, если имеется экспериментально определенная
характеристика, то они могут быть рассчитаны по формулам:
В
большинстве конструкций амортизаторов показатель степени n не равен единице,
однако характеристика амортизатора для инженерных расчетов приводится к
линейной.
При
выборе характеристики амортизатора, обычно, задаются величиной парциального
коэффициента апериодичности, рассматривая подвеску как одномассовую систему:
где
kn – приведенный коэффициент сопротивления амортизатора;
g
– ускорение силы тяжести;
Cn
– жесткость подвески;
ТСТ
– статическая нагрузка на подвеску.
Диапазон
коэффициента апериодичности y=0,15…0,30. Жесткость
подвески c1=19576
Н/м (на одно колесо). Нагрузка на одно колесо Nv=
2885 Н. Принимая y=0,17, определяем kn:
При
несимметричной характеристике необходимо, зная величину kn,
установить приведенные коэффициенты сопротивления амортизатора при сжатии и
отбое. С этой целью необходимо выбрать отношение a=kno/knc,
которое для современных амортизаторов находится в пределах от 2 до 5. В этом
случае принимая a=3, получим:
kno=a∙knc=3∙407,895=1223,685
Нс/м.
Действительные
коэффициенты сопротивления амортизатора определяются из выражений:
kao=kno(dS/dfa)2
и kac=knc(dS/dfa)2,
где
S – вертикальная деформация подвески;
fa
– относительное перемещение поршня и цилиндра амортизатора.
Для
данного случая dS/dfa является ни чем иным, как кинематическим
передаточным числом подвески iX=1,0112.
kao=1223,685∙(1,0112)2=1251,25
Нс/м;
kac=407,895∙1,01122=417,08
Нс/м.
Силы
на штоке амортизатора:
Pao=kaoVxo;
Pac=kacVxc,
где
Vxo и Vxc – скорости относительного движения штока и
цилиндра амортизатора при ходах отбоя и сжатия, соответствующие моменту
открытия клапанов.
Из
диапазона 0,3…0,52 м/с принимаем скорость Vxo=Vxc=0,5 м/с
в связи с тем, что подвеска довольно жесткая для легкового автомобиля, имеет
большой ход и воспринимает высокие нагрузки.
Pao=1251,25∙0,5=625,625
H»626 H.
Pac=417,08∙0,5=208,54»209
H.
Величины
коэффициентов сопротивления амортизатора при открытых клапанах принимаем:
–
при отбое - k¢ao=400
Нс/м,
–
при сжатии - k¢ac=300
Нс/м.
Относительная
скорость перемещения штока и цилиндра V¢xo=V¢xc=0,8
м/с.
P¢ao=Pao+k¢ao(V¢xo-Vxo)=626+400∙(0,8–0,5)=746H.
P¢ac=Pac+k¢ac(V¢xc-Vxc)=209+300∙(0,8–0,5)=299
H.
Столь
низкие на первый взгляд демпфирующие силы и коэффициенты рассчитаны с учетом
того, что в направляющей втулке амортизатора создаются достаточно высокие нагрузки,
вызывающие силу трения, также являющуюся демпфирующей и которую нужно учитывать
при выборе характеристики амортизатора.
По
результатам расчета строим характеристику амортизатора.
Рис
8.1 Характеристика амортизатора
9
Построение графика изменения колеи в зависимости от хода колеса
Рис.
9.1
Очевидно,
что изменение колеи Dd можно вычислять по формуле:
где
Df
– изменение хода колеса от горизонтального положения рычага, мм.
Для
расчета достаточно взять Dfmax=85 мм,
т.к. и для Df1 и для Df2
значения будут одинаковы. Для расчета возьмем 14 точек:
Изменение
колеи, мм. Если считать, что колесо движется сверху вниз, то для участка В3-В0
(рис. 10.1 ) Db
будет положительным, а для участка В0-В8 – отрицательным.
Таблица
9.1
|
|
|
|
|
|
|
|
|
f2, мм
Рис.9.2. Изменение колеи Db без учета
податливости
резиновых упругих элементов подвески.
|
|
10 ОХРАНА ТРУДА.
Охрана
труда в Украине регламентируется законом «Об охране труда», принятым в 1933
году.
Согласно
ГОСТ 12.0.002–80. «Система стандартов безопасности труда. Термины и
определения». Охрана труда — это система законодательных актов,
социально-экономических, организационных, технических, гигиенических и
лечебно-профилактических мероприятий и средств, обеспечивающих безопасность,
сохранения здоровья и работоспособности человека в процессе труда.
Техника
безопасности — это система организационных мероприятий и технических средств,
предотвращающих или уменьшающих воздействие на работающих опасных производственных
факторов.
Опасный
производственный фактор — это производственный фактор, воздействие которого на
работающего в определенных условиях приводит к травме или внезапному резкому
ухудшению здоровья.
Вредный
производственный фактор — это производственный фактор, воздействие которого на
работающего в определенных условиях приводит к заболеванию или снижению
работоспособности.
В
соответствии с ГОСТ 12.0.003–74. опасные и вредные производственные факторы по
природе их воздействия на организм человека подразделяют на четыре группы:
1)
физические — движущиеся детали, элементы механизмов и машины в целом; недопустимая
температура поверхностей машин и оборудования и воздуха в рабочей зоне;
недопустимый уровень вибрации, производственных излучений (ионизирующих, лазерных,
инфракрасных, ультрафиолетовых), электромагнитных полей; метеорологических
колебаний в рабочей зоне; недостаточная или повышенная освещенность рабочей
зоны;
2)
химические — токсические, раздражающие, сенсибилизирующие, канцерогенные,
мутагенные, влияющие на репродуктивную функцию;
3)
биологические — микро- и макроорганизмы;
4)
психофизиологические — физические нагрузки (статические, динамические, гиподинамия);
нервно-психические перегрузки (умственные, эмоциональные, монотонность труда,
перенапряжение анализаторов).
10.1 Меры безопасности при эксплуатации автомобиля.
10.1.1 Подготовка автомобиля к выезду на линию.
Автомобиль
(автопоезд) перед выпуском на линию проходит проверку технического состоянии.
Лицо, ответственное за выпуск автомобилей, после проверки их технического состояния
делает отметку в путевом листе о готовности автомобиля к работе. Категорически
запрещается выпуск на линию автомобилей с неисправностями, угрожающими безопасности
движения и сохранности пассажиров и груза, а также грязного, без номеров и без
опознавательных знаков автопоезда.
Водитель
перед выездом на пинию должен иметь при себе: удостоверение на право управления
автомобилем, выданное Государственной автомобильной инспекцией, талон технического
паспорта, путевой или маршрутный лист. Перед выездом на линию, водитель
проверяет техническую исправность автомобиля: отсутствие подтекания топлива, масла,
воды, а у газобаллонных автомобилей герметичность газовой аппаратуры и магистралей;
при этом особое внимание oн обращает на органы управления
и механизмы, обеспечивающие безопасность движения — тормоза, рулевое управление,
шины, фары, задний фонарь, стоп-сигнал, указатели поворотов, звуковой сигнал,
крепление карданного вала. Кроме того, перед выездом водитель проверяет: давление
воздуха в шинах и соответствие его нормам; наличие инструментов и инвентаря;
заправку автомобиля топливом, маслом, водой и тормозной жидкостью; уровень
электролита в аккумуляторной батарее.
В
случае перевозки опасных грузов администрация грузоотправитель обязана до перевозки
этих грузов каждый раз инструктировать водителя, экспедитора, грузчиков и других
лиц, сопровождающих груз, и проверять наличие защитных средств и средств
тушения пожара.
До
направления водителя пассажирского транспорта на новый маршрут с ним проводится
инструктаж о характере маршрута, и он должен быть направлен и специальный рейс
для ознакомления с маршрутом.
До
выезда в рейс водителю предоставляется отдых, предусмотренный законодательством.
Водителю запрещается выезжать в рейс в болезненном состоянии или при такой
степени утомления, которая может повлиять на безопасность движения.
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9
|