ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Функции и конструктивное исполнение из "Шасси автомобиля элементы подвески " Требуемой толщины для наборных торсионов изготовляется протяжкой с соблюдением сравнительно жестких допусков. Применение полос различной толщины удорожает торсион. [c.238] 2 приведены заданные параметры автомобиля. К ним следует добавить длину г рычага и материал. В соответствии с табл. 2.4 в качестве материала для наборных торсионов толщиной до Ю мм рекомендуется сталь 55 r3V группы прочности IV, т. е. со следующими свойствами = 1400. . . 1650 МПа о, js 1200 МПа и Об 60 %. [c.238] Т допо = 0,63.aA/v = 0,63-1200-l/l,l =687 МПа. [c.238] Как было показано в предыдущем параграфе, в процессе испытаний листовых рессор осуществляется их осадка с целью создания в них напряжений, превышающих предел текучести при изгибе. Именно благодаря этому запас прочности может быть минимальным v = 1,05. Для наборных торсионов эта мера практически неприменима, и поэтому во избежание пластических деформаций запас прочности должен быть принят 1,1. [c.238] Коэффициенты Ьр и Ь, в приведенных ниже уравнениях учитывают уменьшение прочности при толщине полос больше 10 мм (см. рис. 1.13 и 2.106). Поскольку в начале расчета величина s неизвестна, принимаем о = 1 и bi = 1. [c.238] Решая это уравнение, получим уравнение второй степени, которое приведено на рис. 2.115 и используется для определения п . Порядок расчета будет показан на примере сравнительно мягкого поперечно расположенного торсиона задней подвески перед неприводной модели. Подвеска этой модели имеет большой ход. Если в салоне находятся водитель и пассажир, то автомобиль имеет следующие характеристики g = 65 см k — 56,5 см /i = 19 см /, = 8 см sft = Ср = 10,7 Н/мм = 5000 Н = 600 Н г = 40 см. На основе этих данных получаем исходную нагрузку, которая равна разности между нагрузкой на колесо и половиной массы i/ft/2 оси, т. е. [c.240] Уз = it допо/Фтах = 687/1,008 = 682 МПа. [c.241] Каждая из восьми полос может иметь минусовое отклонение по толщине, равное 0,048 мм. Таким образом, общая величина отклонения может быть равна 0,384 мм. С учетом возможного плюсового отклонения 0,16 мм концевой заделки наибольший зазор составит 0,384 + 0,16 = 0,544 мм. Минимальная величина зазора равна нулю. По вертикали, т. е. по ширине полосы, максимальный зазор 2-0,16 мм = 0,32 мм. Нижним пределом вновь является нуль. [c.242] В качестве поверочного проводится расчет жесткости подвески и действующих напряжений. При этом в качестве принимается окончательная толщина листов с учетом средних отклонений, т. е. [c.242] Обе величины меньше максимально допустимых, которые составляют т,до о = 687 МПа и т, доп = 258 МПа. [c.243] Это означает неполное использование возможностей материала и, следовательно, удорожание торсиона. На основе уравнений, приведенных на рис. 2.115, можно предложить следующ,ие пути снижения себестоимости. [c.243] Допускаемые напряжени.ч изгиба должны быть выше допускаемых верхних значений напряжений кручения. [c.243] Коэффициент Ьо = 0,91 (см. рис. 2.106) уменьшения допустимых напряжений соответствует диаметру 22,5 мм. Эта величина была выбрана ориентировочно, поскольку диаметр й пока не определен. [c.244] Коэффициент уменьшения допустимых напряжений определяется по рис. 1.13, а запас прочности в соответствии с п. 2.4.1. [c.244] Аналогичным образом связаны между собой величины Ср н d 1ср = f (d )]. Однако эта взаимосвязь приводит к неблагоприятным последствиям колебания диаметра в пределах узкого поля допуска ведут к значительным изменениям жесткости. Если, например, для торсиона диаметром 20 мм принят допуск 0,2 мм (т. е. 1 %), то колебания жесткости могут составить уже 4 %. Поэтому на чертеже должно быть указано узкое поле допуска. Изготовители вполне могут обеспечить выполнение допусков Ь9 в соответствии с нормами ИСО (см. раздел 6.6 в работе [3]), но из стоимостных соображений рекомендуют допуски, указанные на рис. 2.118. [c.245] Если головки на концах торсиона имеют в сечении квадрат или шестигранник, то размер головки должен быть в 1,25. .. 1,4 раза больше диаметра стержня, т. е. [c.246] При этом длина головки е должна соответствовать величине V. При исг1ользовании мелкошлицевого соединения в соответствии со стандартом ДИН 5481 при угле профиля 60° диаметр d окружности оснований шлицов не должен быть меньше l,4d, а при угле 75° — не меньше l,25d. Несколько больший, не стандартный угол 75°, обеспечивает лучшие условия при закрутке торсиона и, кроме того, является меньшим концентратором напряжений. Эти две причины позволяют рекомендовать его применение. Благодаря распределению нагрузки на более чем 25 шлицев достаточной является длина головки е 0,Ы . [c.246] Вернуться к основной статье