5.2. Проектировочный расчет торсионной подвески.

Как уже отмечалось наборные торсионы, собранные из нескольких стержней, отличается от сплошных высокой надежностью, меньшей жесткостью и длинной. Так как проектируемый торсион предназначен заменить собой пружинный упругий элемент подвески, то все перечисленные преимущества наборного торсиона в данном случае как нельзя к стати.

В качестве отдельного элемента наборного торсиона примем пластинчатый элемент прямоугольного профиля. Для наборного торсиона, основным видом нагружения которого является кручение, наиболее целесообразно сечение квадратной формы, состоящее из пластин одинаковой толщины. В этом случае число пластин , составляющих торсион, должно быть равно отношению сторон одной пластины

где и - толщина и ширина пластины соответственно.

Предполагаемая форма сечения проектируемого торсиона приведена на рисунке 3.

Рис. 3 – Форма сечения проектируемого торсиона

Пластины наборного торсиона должны изготавливаться из высокоуглеродистой легированной стали 50ХГА или 60С2Х по ГОСТ14959-79. Для повышения усталостной прочности пластины торсиона закаливают, обрабатывают дробью, и торсион в собранном состоянии подвергают закручиванию в сторону противоположную рабочему ходу. От количества и качества выполнения предварительных мероприятий, повышающих усталостную прочность торсиона, зависит величина расчетных допускаемых напряжений . Примем в качестве материала для изготовления отдельных пластин торсиона сталь 60С2Х по ГОСТ14959-79, предварительно закаленную без дробеструйной обработки.

Толщина пластины наборного торсиона может быть определена по формуле 1, рекомендованной в литературном источнике [1]

, мм (1)

где - модуль поперечной упругости материала пластины, МПа; для стали 60С2Х по ГОСТ14959-79 =7,8×10⁴ МПа;

- допускаемое напряжение для материала пластины, МПа; для закаленной стали 60С2Х по ГОСТ 14959-79 без дробеструйной обработки = 800 МПа;

- число прямоугольных пластин в наборном торсионе, шт.; примем = 4;

- коэффициент, характеризующий рациональность использования материала при деформациях кручения некруглых стержней; зависит от величины отношения = , при = = =4 = 0,567;

- длина рабочей части торсиона, мм; примем = 250 мм;

= 4,53 мм

Примем = 5 мм, тогда = × = 4×5= 20 мм

То есть, одна пластина наборного торсиона будет иметь размеры поперечного сечения 5 × 20, квадратное сечение наборного торсиона 20×20 , а рабочая длина торсиона = 250 мм.

Допустимый угол закручивания одной пластины торсиона определится по формуле 2 [1]

, рад (2)

= = 0,641 рад = 29,4 º

Для определения проектных размеров элементов торсионной подвески необходимо определить угловую жесткость наборного торсиона. Угловая жесткость торсиона расчитывается по формуле 3

, Нм/град. (3)

где - момент, закручивающий торсион, Нм;

- угол закручивания торсиона, рад.; определяется по формуле 4

(4)

где - момент инерции сечения торсиона при кручении, мм⁴; для наборного торсиона, состоящего из пластин прямоугольной формы, момент инерции определяется по формуле 5, приведенной в литературном источнике [2];

, мм⁴

где - табличный коэффициент, зависящий от отношения ; при = 5 =0,291;

= 2810 мм⁴

Подставив в формулу 3 вместо его выражение в виде формулы 4, получим формулу 6 по которой и определим угловую жесткость торсиона

(6)

Угловая жесткость торсиона составит

= 15,3 Нм/град

Жесткость торсионной подвески с продольными рычагами переменна, в связи с тем, что при работе подвески изменяется расстояние от оси качания продольного рычага до линии действия нагрузки. При чем наибольшая жесткость подвески отмечается в положении минимальных её деформаций и по мере увеличения угла закручивания торсиона жесткость уменьшается. Минимального значения жесткость торсионной подвески достигает, когда продольный рычаг колеса располагается горизонтально. При переходе рычагом горизонтального положения жесткость подвески снова начинает возрастать. Это положение наглядно проиллюстрировано на рисунке 12.

Рис. 4 – Иллюстрация изменения жесткости торсионной подвески с продольными рычагами.

В связи с изложенным, наиболее целесообразным представляется подбор длины продольного рычага подвески таким, чтобы обеспечивалось с одной стороны горизонтальное положение рычага при груженом прицепе и наклонное на снаряженном прицепе. При упоре подвески в буфер ограничения динамического хода рычаг также примет наклонное положение, но с другой стороны от своего горизонтального положения. Это позволит снизить колебания жесткости подвески, и считать её примерно постоянной.

Горизонтальное положение продольного рычага торсионной подвески на груженом прицепе и наклонное на снаряженном при деформации подвески под весом груза = 40 мм, используем для определения необходимой длины продольного рычага .

Угол закручивания торсиона при достижении продольным рычагом горизонтального положения на груженом прицепе может быть определен по формуле 7

, град (7)

При длине рычага = 155 мм угол закручивания составит

= 20,97 º

Деформация пружинной подвески под действием веса груза прицепа составляет =40 мм. Проектируемая торсионная подвеска тоже должна обеспечивать эту величину деформации, сохраняя преемственность с пружинной. Угол между горизонтальным рычагом подвески в загруженном прицепе и рычагом в снаряженном прицепе может быть определен по формуле

= = 14,9 º

Тогда угол закручивания торсиона при положении рычага соответствующем снаряженному прицепу составит

= 20,97 – 14,9 = 6º

Момент, закручивающий торсион при рассматриваемом положении рычага

= 6×15,3 = 92,9 Нм

Нагрузка, перпендикулярная оси рычага, вызвавшая момент такой величины

= 599,2 Н

Вертикальная нагрузка , вызвавшая такую деформацию, определится по формуле

= 579 Н

Полученное значение =579Н отличается от рассчитанного ранее = 581Н (см подраздел 2.1) на 2 Н, что незначительно.

Максимальный угол закручивания торсиона подвески, соответствующий упору рычага в буфер ограничения динамических ходов можно рассчитать по формуле

= 32,88 º

Полученное значение угла = 32,88 º превышает допустимый угол закручивания торсиона = 29,4º, рассчитанный в подразделе 2.1 по допускаемым напряжениям = 800 МПа также незначительно.

Определим напряжения, возникающие в торсионе при упоре рычага подвески в буфер ограничения динамических ходов по формуле 8, приведенной в литературном источнике

(8)

где - момент, вызывающий закручивание торсиона, Нм; при упоре рычага подвески в буфер закручивающий момент будет равен

=15,3×32,88 =503,064 Нм

Тогда максимальные напряжения в элементах торсиона будут равны

= 838, 78 МПа

Перегруз торсиона составит

= 4,8%

Перегруз торсиона не превышает 5% , что допустимо.

В результате проектировочного расчета торсионной подвески определены размеры рабочей части торсиона и длина продольного рычага подвески. Остальные размеры элементов подвески могут быть определены при её конструировании.

Заключение

В данной курсовой работе были рассмотрены процесс диагностирования ДВС на выхлопы вредные выхлопы, двигатели ВАЗ 21011 и МеМЗ 968, рассмотрены возможные причины падения мощности двигателя, приведен, рассмотрен процесс установки двигателя.