Замена резьбовых соединений рычагов подвески автомобиля ГАЗ 24 на резинометаллические шарниры (стр. 1 из 2)

Содержание

Введение

1. Исходные данные

2. Материалы

3. Конструкция и характеристика резинометаллического шарнира

4. Определение статической нагрузки на одно колесо подвески

5. Влияние резинометаллических шарниров на жесткость рычажной подвески

6. Определение силы затяжки и момента завинчивания гайки

7. Проверочный расчет сайлент-блоков на прочность

Заключение

Список используемых источников

Введение

Значительное увеличение долговечности упругих элементов неизбежно выдвигает вопрос оповышении долговечности всего узла подвески в целом и в первую очередь ее подвижных соединений, подверженных значительному износу.

Так как упругие элементы не нуждаются в смазке, желательно устранить смазку и у других частей подвески и, в частности, шарнирных соединений. Поскольку создание качественного шарнира, сочетающего большую грузоподъемность с достаточной подвижностью и высокой долговечностью, имеет существенное значение при проектировании направляющего устройства.

В конструкциях современных подвесок широкое распространение получили следующие основные типы упругих шарниров: резино-металлические втулки, резино-металлические шарниры и шарниры с пластмассовыми покрытиями.

При установке таких шарниров в процессе эксплуатации не требуется смазки, технического обслуживания и ремонта. Резиновые детали сочленений подвески значительно снижают вибрации, передаваемые на кузов автомобиля, что имеет большое значение для конструкций автомобилей с несущим кузовом. По данным фирмы Гендриксон, резиновые шарниры, применяемые в сочленениях пальцев подвески, снижают вибрации кузова на 50 %. Упругие шарниры способствуют гашению колебаний подвески.

Наряду с названными выше шарнирными соединениями в современных подвесках применяются соединения обычных типов. Однако применение таких соединений непрерывно сокращается.

В данном курсовом проекте мы заменим резьбовые соединения рычагов подвески автомобиля ГАЗ-24 на резинометаллические шарниры и рассмотрим их влияние на жесткость подвески.

1. Исходные данные

В = 2,8 м. - база подвески;

₁= 0,4 м.- длина нижнего рычага;

₂= 0,24 м.- длина верхнего рычага;

С = 44600 Н/м - жесткость подвески;

m₁ = 855 кг.- масса автомобиля приходящаяся на переднюю ось.

2. Материалы

Втулки сайлент-блоков изготавливаются из стали марки 7-НО-68-1 ГОСТ 252-53.Контактирующие с резиной поверхности металла должны обладать высокой чистотой поверхности. Марка резины 7-6-163 ГОСТ 25105-82. Для улучшения сцепления между резиной и металлом и создания в резине предварительного натяжения шарнир вулканизируют в пресс-форме.

Стойку отливают из чугуна марки СЧ12.

3. Конструкция и характеристика резинометаллического шарнира

Развитием конструкции резинометаллических втулок являются резинометаллические шарниры. Цилиндрические шарниры представляют собой подшипниковый узел (рисунок 1), наружная и внутренняя посадочные поверхности, которого образованы металлическими втулками; между втулками плотно запрессован резиновый цилиндр.

Между резиной и металлом создается давление около 30 кг/см², что при коэффициенте сцепления 0,7 обеспечивает передачу напряжений сдвига до 20 кг/см². Внутреннюю обойму можно повернуть по отношению к наружной на угол до 40° без нарушения сцепления. Шарниры этого типа обладают большой радиальной и осевой жесткостью и допускают лишь незначительные углы перекоса.

Рисунок 1- Резинометаллический цилиндрический шарнир.

Опыт изготовления таких шарниров показал, что контактирующие с резиной поверхности металла должны обладать высокой чистотой поверхности; шероховатые и рифленые поверхности оказываются менее пригодными. Иногда для улучшения сцепления между резиной и металлом и создания в резине предварительного напряжения шарнир вулканизируют в пресс-форме.

4. Определение статической нагрузки на одно колесо подвески

Определим нагрузку на переднюю ось:

G₁= m₁∙g(1)

G₁= 855∙9,81 = 8387,55 Н.

Нагрузка, приходящаяся на одно колесо, будет определяться по формуле:

G = G₁/2 (2)

G = 8387,55/2 = 4193,77 Н.

5. Влияние резинометаллических шарниров на жесткость рычажной подвески

В общем случае подвеска может иметь резинометаллические шарниры во всех четырех соединениях (в точках A, B, D и E). Схема такой подвески изображена на рисунке 2.

Рисунок 2- Схема подвески с резинометаллическими шарнирами

Жесткость резинометаллических шарниров, отнесенная к колесу автомобиля, может быть определена из следующих соображений. Если обозначить через Т_к ту часть полной вертикальной силы на колесе, которая расходуется на деформацию резиновых шарниров, то при перемещении колеса в вертикальном положении на величину ds_к, баланс работы может быть выражен уравнением:

T_к∙ds_к = М_а∙dφ_а + М_b∙dφ_b+ М_d∙dφ_d + М_e∙dφ_e(3)

Дифференцируя уравнение (3), получим уравнение жесткости подвески:

(4)

где M_a, М_b, М_d, М_e- скручивающие моменты, действующие соответственно на шарниры А, В, D, Е;

φ_а, φ_b, φ_d, φ_e- углы закручивания резиновых шарниров, расположенных соответственно в точках А, В, D и Е.

Жесткость резинового шарнира (при закручивании) может быть определена из уравнения:

, (5)

где G – модуль упругости резины второго рода;

G = 35·10³ –

Н/м² при твердости резины (по Шору) 30- 60;

b_z – длина резиновой втулки;

D_н и D_вн – соответственно наружный и внутренний диаметры резиновой втулки.

Определим жесткость шарниров A и D:

Н∙м²

Так как размеры резинометаллических шарниров одинаковы можно сделать вывод:

Н·м

Величину

для любого шарнира подвески целесообразнее всего определять из выражения:

, (6)

где P_хш – сила, создающая момент, скручивающий шарнир;

- плечо приложения силы Р_хш (Рис.2).

Расчетные формулы для определения величины

для вариантов А, В, D, и Е приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Формулы для определения деформации резинометаллического шарнира.

Шарниры	А	В	D	E

Отношение сил

, , , определяется построением соответствующих силовых треугольников.

Для определения силы Р_а откладываем в определенном масштабе вертикально расположенную силу Т_к. Через ее верхний и нижний концы проводим линии, соответственно параллельные силе Р_а и реакции Q_н, действующей вдоль нижнего рычага. Сила Р_а проходя через шарнир В, создает на плече l_a момент, скручивающий резино-металлический шарнир А. Силовой треугольник расположен на рисунке 3.

Рисунок 3- Силовой треугольник для определения силы Р_а.

Из силового треугольника видно:

Так как Т_к = G = 4193,77 Н., то сила скручивающая шарнир А будет вычисляться по формуле:

Р_а= G/0,61 (7)

Р_а= 4193,77/0,61= 6875 Н.

Для определения силы Р_d строим аналогичный силовой треугольник. Через верхний и нижний концы силы Т_к проводим соответственно линии , параллельные оси верхнего рычага и силе Р_d, которая, проходя через шарнир Е на плече l_d создает момент , скручивающий резинометаллический шарнир D.

Рисунок 4- Силовой треугольник для определения силы Р_d.

Из силового треугольника видно: