ПРОЕКТУВАННЯ ВУЗЛІВ ТА МЕХАНІЗМІВ ТРАНСМІСІЇ, ХОДОВОЇ ЧАСТИНИ, ОРГАНІВ КЕРУВАННЯ.

   Метою цієї частини курсового проекту є вибір та обґрунтування основних функціональних елементів автомобіля відповідно до завдання з урахуванням особливостей цільового призначення і умов експлуатації автомобіля, що проектується. При цьому необхідно врахувати як досвід автомобілебудування, впроваджений в конструкціях вітчизняних і зарубіжних автомобілів, так і основні тенденції розвитку їх функціональних елементів і автомобілів в цілому.

       Конструкції вузлів, механізмів, систем, що проектуються, повинні відповідати вимогам мінімізації матеріальних і трудових витрат на їх обслуговування в процесі експлуатації і ремонту (легкість зборки і розбирання, простота регулювання, достатній доступ для проведення обслуговування).

        В розрахунково-пояснювальній записці повинні бути включені кінематичні схеми з відповідними конструктивними параметрами,необхідні розрахунки головних параметрів з наведенням переліку матеріалів, які використовують для виготовлення основних деталей кожного вузла або механізму. Також наводяться розрахунки основних деталей на міцність, яка повинна відповідати значенням розрахункових навантажень.

        Графічна частина проекту включає в себе детальну розробку конструкції функціональних елементів автомобіля згідно індивідуального завдання. Конструкція цих елементів повинна бути представлена в загальному вигляді і мати необхідну для повного розуміння конструкції кількість проекцій і розрізів.

 

          6.1 Розрахунок елементів трансмісії.

 

         Для розрахунку окремих вузлів і агрегатів автомобіля можуть бути використані різні розрахункові режими, які повинні відповідати поставленій у проекті задачі.        

          Перший розрахунковий режим (по максимальному крутному моменту двигуна) використовується для повірочних розрахунків.

          Другий розрахунковий режим (по максимальному зчепленню ведучих коліс з опорною поверхнею) доцільно використовувати при розрахунках карданних валів і мостів багатовісних повноприводних автомобілів з блокованим приводом, коли розподіл моменту двигуна по окремих мостах не може бути визначений.

           Третій розрахунковий режим (по максимальному динамічному навантаженню, яке має місце під час руху автомобіля) є основним при розрахунках на міцність і дозволяє встановити максимально можливі напруги в деталях трансмісії.

           Четвертий розрахунковий режим враховує дійсні експлуатаційні навантаження і використовується в розрахунках на втомлюваність.

 

          6.1.1 Обґрунтування та вибір конструкції зчеплення.

 

          Для вибору і обґрунтування конструкції зчеплення його кінематична схема вміщується до розрахунково-пояснювальної записки.

      Середній радіус тертя фрикційного дискового зчеплення дорівнює:

                                                                 (6.1)

де  - коефіцієнт запасу зчеплення (М_с - статичний момент тертя зчеплення);

M_{e max} – максимальний крутний момент двигуна;

q_ф = 0,14….0,3 МПа – тиск на фрикційну накладку;

Z = 2n – кількість поверхонь тертя (n – кількість ведених дисків зчеплення);

  K =  = 0,38….0,63 – коефіцієнт ширини фрикційної накладки

(В = R_з – R_в – ширина накладки);

   = 0,25…0,50 – коефіцієнт тертя фрикційних накладак по чавуну.

     Значення коефіцієнта k прямопропорційно залежить від величини .

     Значення коефіцієнта запасу зчеплення  вибирають з урахуванням зміни (зменшення) коефіцієнта тертя накладок  в процесі експлуатації, усадки натискних пружин, наявності регулювання натискного зусилля, кількості ведених дисків в залежності від типу автомобілів, що проектуються:

        легковий автомобіль - = 1,2….1,75;

        вантажний (автобус) - = 1,5….2,2;

        автомобіль підвищеної, високої прохідності = 1,8….3,0.

       Використовуючи значення середнього радіусу R_с, обчисленого за формулою (6.1), визначають зовнішній діаметр фрикційної накладки Д_з=2R_с+В.

       За обчисленою величиною Д, підбирають в таблиці 6.1 найближче значення і вважають його дійсним значенням зовнішнього діаметра фрикційної накладки Д_в.

       Враховуючи стандартизовані значення Д_з і d_в, обчислюють дійсне значення середнього радіуса тертя:

           R_c = ;

      

        Для визначення необхідності використання підсилювача приводу зчеплення, кількості поверхонь тертя необхідно визначити силу, що діє на поверхні тертя:

;

 

 Таблиця 6.1

Накладки зчеплення фрикційні азбестові

(витяг з ГОСТу 1786-88)

Розміри накладок, мм			Тиск, qф, МПа	Тип накла-дки	Допустима температура нагрівання, 0С
Зовнішній діаметр,Дз	Внутрішній діаметр,dв	Товщина, S			Тривала	Короткочасна
160	110	3,3	0,14….0,25	3	200	300
180	125	3,5	0,14…0,25	3	200	300
184	125	3,5	0.14….0,25	3	200	300
190	130	3,5	0,14….0,25	3	200	350
200	130	3,3	0,14…0,25	5	200	300
200	140	3,5	0,14….0,25	3	200	300
204	146	3,3	0,14….0,25	3	200	300
254	150	3,5	0,14…0,25	3	200	350
280	164	3,5	0,14…0,25	3	200	300
300	164	4,0	0,14…0,25	1	200	350
340	186	4,0	0,14….0,30	1	200	350
342	186	4,0	0,14….0,30	1	200	350
350	200	4,7	0,14…0,30	1	200	350
400	220	4,2	0,14…0,30	1	200	250

 

          При Р_н>9 кН для полегшення керування зчепленням необхідно передбачити збільшення кількості поверхонь тертя , або використання підсилювача. В зчепленнях використовуються багатопружинні натискні елементи і тарільчасті натискні пружини.

   При використанні багатопружинних натискних елементів натискне зусилля однієї пружини дорівнює:

           Р_пр = ;

де Р_о = (0,05….0,08)·Р_н – сумарне зусилля відтяжних і відтискних пружин зчеплення;

_n – кількість натискних пружин; тобто Р_пр =   ;

   Натискні пружини зчеплення розраховують на міцність, виходячи з розрахункового зусилля , яка виникає за додаткової деформації f пружини під час виключення зчеплення

               Ð_пр·р = 1,2·Ð_пр· k;

де k = 1,1…1,2 – коефіцієнт, який враховує нерівність навантаження пружин, викликану розбіжністю їх довжин і жорсткостей.

    Діаметр дроту, з якого виготовлюють пружину, визначають з виразу:

                    ;

де Д_с – обраний з конструктивних міркувань середній діаметр пружини, мм;

 - допустимі напруги кручення витків пружини

( = 800МПа).

     Робоча кількість витків пружини дорівнює:

                  ;

де ∆f=3 – для однодискового і ∆f=4 – для дводискового зчеплення;

G=85ГПа – модуль зсуву матеріалу пружини (сталь);

∆Р= Р_пр·р – Р_пр - величина збільшення сили пружності при виключенні зчеплення, Н.

      Повна кількість витків натискної пружини n_n = n+(1.5…2.0).

      При розробці конструкції місця встановлення натискних пружин слід враховувати дію на них відцентрових сил. Для запобігання нагріву пружин під них встановлюють теплоізолюючі шайби.

      Зчеплення з тарільчастими пружинами, завдяки своїм властивостям, широко застосовуються, особливо на легкових автомобілях.

      Використання тарільчастих пружин спрощує конструкцію зчеплення, зменшує його розміри, число деталей, забезпечує плавне включення, рівномірний тиск, незначну зміну натискного зусилля при зношенні накладок.

      Схема для розрахунку натискної тарільчастої пружини наведена у [6]. При проектуванні рекомендовано приймати: Д₁/Д₂=1,2…1,5; Д₁/Д_вн=2,5…3,5; Д₁/ =75…100;

                      Д₁ Д_зовн; = 1,6…2,8.

      Сила, необхідна для виключення зчеплення, розраховується за формулою:

                       Р_вик=Р_н ;                                                    (6.6)

       Тарільчаста пружина відповідає вимогам міцності, якщо розрахункове значення напруги в середині пелюстків розрізаної частини пружини за найбільшої деформації не буде перевищувати :

             ,            (6.7)

де Д= ; ;   ;

Е= 210 ГПа.

 

     6.1.2 Розрахунок коробки передач.

 

     Розрахунок виконується на результатах максимального крутного моменту двигуна, кількості передач і їх передаточних чисел, а також враховуючи цільове призначення і умови експлуатації автомобіля. Необхідно вибрати тип коробки передач і, після визначення відстані між осями валів, осьовий розмір коробки передач, накреслити її кінематичну схему.

     Для тривальних коробок передач вантажних автомобілів орієнтовне значення міжосьової відстані може бути визначене за величиною крутного моменту на веденому валу:

                                       ;                                               (6.8)

де k =8,9…9,3 – для легкових автомобілів;

k = 8,6…9,6 - для вантажних автомобілів і автобусів;

M_вих=M_{e max}· ₁ , Н · м – крутний момент на веденому валу.

   Осьовий розмір по картеру визначається шириною в вінців зубчастих коліс, шириною В підшипників і осьовими розмірами Н зубчастих муфт синхронізаторів:

                              L=m· в · n · В + с · Н                                                (6.9)

де m, n, c – відповідно кількість зубчастих коліс, підшипників і зубчастих муфт синхронізаторів на вторинному і первинному валах коробки;

  в ; В  ; Н ;

  Кількість зубців шестерень коробки передач визначають за умови відповідності передаточних чисел на кожній з передач передаточним числам, знайденим при тяговому розрахунку автомобіля. При цьому для забезпечення паралельності валів суми чисел зубців кожної пари шестерень (при однакових модулях і кутах нахилу зубців) повинні бути однаковими, тобто

                          .

  Якщо на автомобілі, що проектується, буде встановлена тривальна коробка передач, то при визначенні кількості зубців шестерень слід враховувати, що на всіх передачах, крім прямої, крутний момент передається через дві пари шестерень – пару шестерень постійного зчеплення і пару шестерень відповідної передачі. Передаточне число і-тої передачі в цьому випадку визначається із виразу:

                         U_k = ;

де  і  числа зубців шестерень приводу проміжного вала (  - на первинному,  - на проміжному валу);

 і  - числа зубців шестерень ї-тої передачі

(  - на вторинному валу,  - на проміжному валу).

Передаточне число шестерень постійного зачеплення тривальної коробки передач підбирають в межах

           u_n=  при цьому . Тоді .

Після прийняття  і обчислення , враховуючи знайдену в тяговому розрахунку величину u_k1, із системи рівнянь:

 

обчислюють значення  та . Таким чином знаходять числа зубців шестерень на кожній з передач.

При використанні на автомобілі , що проектується, двовальної коробки передач, число зубців ведучої шестерні першої передачі приймають в межах =17…23, тоді число зубців веденої шестерні дорівнює . При однакових модулях і кутах нахилу зубців шестерень на всіх передачах кількість зубців шестерень кожної передачі визначають із системи рівнянь:

 

де  і  - відповідно кількість зубців першої передачі на ведучому і веденому валах;

 і кількість зубців шестерень і-тої передачі відповідно на ведучому та веденому валах.

  Визначені кількості зубців шестерень коробки передач округлюють до цілих чисел, визначають дійсні передаточні числа і порівнюють їх значення з передаточними числами, отриманими у тяговому розрахунку (різниця між ними не повинна перевищувати 0,05 u ).

         Нормальний модуль зубців шестерень коробки передач визначається із виразу:

                       m=10³ ; мм                                          (6.10)

де М_розр  - розрахунковий крутний момент на валу шестерні, визначений із виразу М_розр = М_{e max}

  М _{e max} – максимальний крутний момент двигуна;

- коефіцієнт запасу зчеплення; u_n – передаточне число від зчеплення до вала, що розглядається;

- кут нахилу зубців в шестерні;

  z - кількість зубців шестерні, що розглядається;

  у - коефіцієнт форми зуба;

  в – ширина шестерні біля основи зуба;

  k  - допустимі напруги згину біля основи зуба з урахуванням ступеня його навантаження.

Кут нахилу лінії зуба  косозубих шестерень коробок передач має такі значення, : тривальна легкового автомобіля - = 22…34⁰ ; двовальна легкового автомобіля - = 20…25⁰ ; вантажного автомобіля, автобуса . Коефіцієнт форми зуба y вибирають із таблиці 6.2 (для косозубих шестерень y визначають, виходячи із приведеної кількості зубців ).

 

                                                                                                            Таблиця 6.2

 

Коефіцієнт форми зуба

Zпр	16	17	18	19	20	21	22	23	24	28	30	32
y	О,101	0,102	0,104	0,105	0,106	0,108	0,110	0,112	0,114	0,117	0,120	0,123

  

 

Ζпр	35	37	40	45	50	60
	0,128	0,131	0,136	0,142	0,145	0,150

 

 

Ширина шестерні коробки передач біля основи зуба в легкових автомобілів - в = 20…40мм. Допустимі напруги згину біля основи зуба k  визначають із таблиці 6.3

                                                                                                

 

 

 Таблиця 6.3

Допустимі напруги згину

Шестерня	k , МПа
	Легкові та вантажні автомобілі вантажопідйомністю до 50 кН	Вантажні автомобілі вантажопідйомністю понад 50 кН
Першої передачі та заднього ходу	750…850	500…650
Приводу проміжного вала та решти передач	350…450	175...275

 

    Винайдені значення модуля зубців округлюють до найближчого за ОСТом 37.001.223-80 (ст РЕВ 310-76) табл. 6.4

 

                                                                                                       Таблиця 6.4

Рекомендовані значення модулів зубців шестерень коробок

Ряд	Модуль зубців, мм
1	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0	6	8	10	12	16
2	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	11	14	18

 

Перевірку зубців на міцність за контактними напругами здійснюють по залежності:                                                                                                     

                                     (6.11)

де  - кут нахилу зубців;

Р – колове зусилля, знайдене, виходячи із значень крутного моменту, що передається валом шестерні Н;

Е – модуль повздовжньої пружності матеріалу, з якого виготовлена шестерня (для сталі Е= 210 ГПа);

 - кут зачеплення шестерень ( =20⁰);

r_оі – радіус первісного обводу шестерень;

в_о = (r₀₁+r₀₂)·sin  - довжина лінії зачеплення.

Знайдене значення  повинно знаходитися  в межах:

   1500…3000 МПа – для прямозубих шестерень

   1000…2500 МПа – для косозубих шестерень.

  Якщо значення  знаходиться поза межами контактних напруг, що допускаються, розрахунки необхідно повторити, скоригувавши вихідні дані ( ).

    За обчисленими значеннями модуля зубців необхідно знайти розміри шестерень постійного зачеплення (приводу проміжного вала), відстань між осями валів і орієнтовні габаритні розміри коробки передач, користуючись формулами (6,8 і 6,9).

    6.1.3. Розрахунок карданної передачі.

    Виходячи із компоновочної схеми автомобіля, що проектується, його призначення, схеми приводу ведучих коліс, необхідно вибрати та обгрунтувати схему карданної передачі, кількість валів та шарнірів, а також тип шарнірів. При застосуванні карданної передачі з асинхронниними шарнірами необхідно виконати умови забезпечення синхронного обертання валів. Потім необхідно накреслити кінематичну схему карданної передачі.

    Внутрішній та зовнішній діаметри карданних валів обчислюють, виходячи з критичної частоти обертання, W_кр:

                    W_кр=К_зап·W_max;                                                        (6.12)

де К_зап=1,2…2,0 – коефіцієнт запасу; W_max= (1,1…1,2)·  - максимально можлива частота обертання карданного вала під час руху автомобіля;

W - максимальна частота обертання колінчастого вала двигуна;

  U_{k min} – мінімальне передаточне число коробки передач.

   Знайдене значення W_пр(с ) підставляють в формулу:

                       ;                            (6.13)

де D, d – відповідно зовнішній і внутрішній діаметри труби карданного вала, мм.

L  - довжина (відстань між шарнірами) карданного вала, мм.

При L 1600 мм, визначеній за компоновочною схемою автомобіля, необхідно використовувати двовальну передачу.

Вибравши стандартне значення d (табл.6.5), з виразу (6.13) знаходять зовнішній діаметр труби карданного вала D і округлюють до найбільшої ближчої величини.

                                                                                                          Таблиця 6.5

                             Розміри перерізів труб карданних валів

D, мм	49;50;51	59;60;61;62;	74;6;75;2;76	90;91;92	114;115;116
d мм	45	55	71	85	110

 

Міцність вала на кручення перевіряють за виразом:

                           ;                                            (6.14)

де М  - розрахунковий крутний момент.

                            ;                                     (6.15)

де  - коефіцієнт запасу зчеплення;

М  - максимальне значення крутного моменту двигуна;

 - передаточне число першої передачі.

Напруга кручення повинна бути в межах 100…300 МПа.

Кут закручування вала карданної передачі:

                               ;                                    (6.16)

де G – модуль зсуву матеріалу (для сталі G=85 ГПа);

J  - полярний момент інерції перерізу вала.

                          ;

Кут закручування не повинен перевищувати 6⁰ на кожний метр довжини вала. Якщо , необхідно збільшити площу перерізу карданного вала або зменшити його довжину.

В разі отримання в завданні на курсовий проект розробки карданної передачі необхідно додатково провести розрахунки вилок і хрестовин карданних шарнірів, а також шліцьових з’єднань у випадку використання складених валів.

 

  6.1.4  Розрахунок головної передачі.

 

  На основі заданого цільового призначення автомобіля, що проектується, необхідно обрати та обґрунтувати тип головної передачі і, враховуючи її конструктивні особливості, накреслити її кінематичну схему.

  Кінематичні схеми найбільш поширених конструкцій головних передач автомобілів представлені у рис. [7].

   Вихідними даними для розрахунку головної передачі є: передаточне число, визначене при проведенні тягового розрахунку автомобіля, крутний момент на валу ведучої шестерні, а також обрана кінематична схема, Результатами розрахунків головної передачі повинні бути визначені кількість зубців шестерень, їх модулі, габаритні розміри.

   Кількість зубців шестерень визначають, виходячи з передаточного числа головної передачі, визначеного при проведенні тягового розрахунку , кінематичної схеми та мінімальної кількості зубців ведучої шестерні  (приймають ). У випадку використання двоступінчатої (подвійної) головної передачі її передаточне число:

                               ;                                               (6.17)

де  - передаточне число конічної пари;

 - передаточне число циліндричної пари,

                                                                                           (6.18)

Прийнявши значення z₃ за формулою (6.18), визначають кількість зубців веденої циліндричної пари z₄.

  Модулі зубців конічних шестерень за більшим радіусом: ;

де М_розр =  - розрахунковий момент для розрахунку першого конічного ступеня головної передачі;

 - коефіцієнт запасу зчеплення;

 - максимальний крутний момент двигуна;

 - передаточне число першої передачі;

= 30…45⁰ – кут нахилу спіралі зуба ведучої шестерні;

 - коефіцієнт форми зуба (визначений за табл.6.2, виходячи з приведеної кількості зубців)

    ;

    - половина кута при вершині первісного конуса ведучої шестерні;

   L=90…550 мм - довжина твірної конуса;

   , (в – довжина зуба);        в  ;

    =450…550МПа - напруга згину зуба.

    Довговічність зубців шестерень оцінюють за контактними напругами:

                                 ;      (6.19)

де Р – умовне колове зусилля, що діє на середньому радіусі

Р=М ;

Е – модуль повздовжньої пружності матеріалу ( для сталі Е=210ГПа);

в₀= (r )·sin  - довжина лінії контакту зубців;

r_ср , r - середні радіуси відповідно первісного конуса ведучої та веденої шестерень;

                           ; ;        (6.20)

Обчислене значення  не повинно перевищувати припустиме (1000 МПа).

  У гіпоїдній передачі кут нахилу спіралі зубців ведучої шестерні приймають рівним ; ведучої шестерні  - для легкових автомобілів і вантажних автомобілів особливо малої вантажопідйомності; для вантажних автомобілів середньої, великої та особливо великої вантажопідйомності  .

  Розміри шестерень конічного ступеня головної передачі знаходять з умов:

                           ;                                       (6.21)

а розміри циліндричних шестерень другого ступеня головної передачі;

                                                                      (6.22)

де Д₁, Д₂ – відповідно середні значення діаметрів первісних конусів конічних шестерень;

Д₃, Д₄ – діаметри первісних обводів відповідно ведучої та веденої шестерень циліндричної косозубої передачі;

 - кути нахилу спіралей відповідно ведучої та веденої конічних шестерень;

- кути нахилу зубців ведучої та веденої циліндричних косозубих шестерень.

  В разі отримання завдання на детальну розробку конструкції головної передачі необхідно додатково розрахувати діаметри валів і здійснити підбір підшипників ведучого та веденого валів.

 

  6.1.5. Розрахунок диференціала.

 

На основі цільового призначення і умов експлуатації автомобіля, що проектується, необхідно здійснити вибір та обґрунтування типу і конструкції диференціала та накреслити його кінематичну схему .

Визначення максимального значення коефіцієнта розподілу крутного моменту між ведучими колесами автомобіля здійснюються за виразом:

                                     

де  - внутрішнє передаточне число диференціала;

   - коефіцієнт блокування.

  В залежності від типу і конструкції диференціала:

   - для диференціалів з малим внутрішнім тертям;

 - для диференціалів підвищеного тертя;

   - для самоблокованих диференціалів.

  Більшу частину пробігу автомобіля зубчасті колеса диференціалів знаходяться відносно корпуса в нерухомому стані або мають малі переміщення, викликані різними значеннями кінематичних радіусів коліс. З причини майже повної відсутності циклічного характеру зміни напруг в зубчастих колесах диференціалу під дією тривалих робочих навантажень їх розрахунок проводиться тільки на статичну міцність.

  Середній модуль зубчастих коліс диференціала в середньому перерізі визначається з виразу:

                            (6.23)

де - g – кількість сателітів ( g=2 – для легкових автомобілів; g=4 – для вантажних автомобілів і автобусів);

     Ζ₁ – кількість зубців сателіта (Ζ₁=10…14);

     К - динамічний коефіцієнт (К =1,2…1,16);

      - максимальний крутний момент двигуна;

      - коефіцієнт запасу зчеплення;

    - передаточні числа відповідно першої передачі коробки передач, головної передачі, роздаточної коробки;

    - коефіцієнт блокування диференціала;

      - коефіцієнт форми зубців (визначається за еквівалентним числом зубців Ζ_пр=Ζ₁/cos за табл.6.2 при cos =1 – для прямозубих коліс);

      =коефіцієнт навантаження =1,8…3,2);

      - коефіцієнт ширини ( =4,2…6);

       =700…900МПа – допустима напруга згину зубців сателітів.

    Шипи хрестовин диференціалу розраховують на зім’яття та зріз.

    Діаметр шипа хрестовини визначається із виразу:

                                 d ,

де  - коефіцієнт запасу зчеплення;

  M  - максимальний крутний момент двигуна;

 - передаточні числа відповідно коробки передач (перша передача); головної передачі, роздаточної коробки;

   - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між сателітами;

   g - кількість сателітів;

   r - відстань від центра хрестовини до середини сателіта (r =0,02…0,05м для легкових і r =0,04…0,08м – для вантажних автомобілів);

    - припустима напруга зім’яття  МПа - для легкових;  МПа – для вантажних автомобілів).

    Одержане значення d_ш округлюється в бік збільшення до стандартизованої величини: 10,12,14,15,16,18,20,22,24,25,26,28,30,32,34,35,36,38,40.

   Розрахунок плунжерів і кулачкових шайб здійснюється на зминання в контакті з кулачками для випадку прямолінійного руху автомобіля:

             ГПа

де N₁ і N₂ – результуючі сили, які діють на плунжери з боку зовнішньої кулачкової обійми і внутрішньої шайби, віднесені до одного плунжера;

Е – модуль пружності першого роду;

l – довжина контакту між плунжерами і обіймами;

- відповідно радіуси кривизни плунжера і кулачка, що дотикається до нього.

Значення Ν₁₍₂₎, l,  обчислюються з урахуванням крутного момента, який передається диференціалом, і компоновочних розмірів диференціала.

Знак плюс в останній формулі відповідає випадку, коли центри кіл деталей, що дотикаються, розташовані з різних боків від точки дотику.

При розрахунку по максимальному моменту зчеплення коліс з грунтом слід мати на увазі, що такі високі значення  мають місце нетривалий час.

 

  6.1.6. Розрахунок привода ведучих коліс.

Передача крутного момента від диференціала до ведучих коліс в залежності від типу підвіски коліс здійснюється за допомогою суцільних валів півосей або карданних передач. Півосі використовуються в приводі ведучих некерованих коліс; карданні передачі з простими карданними шарнірами – в приводі некерованих коліс з підресореною головною передачею; карданні передачі з синхронними шарнірами – в приводі керованих коліс. Привод до ведучих коліс повинен забезпечити відсутність пульсацій момента і частоти обертання як до керованих, так і до некерованих коліс при повному ході колеса, що допускається підвіскою автомобіля.

  Півосі ведучого моста з жорсткою балкою в залежності від навантажень, що діють на них, умовно поділяються на піврозвантажені, розвантажені на три чверті і повністю розвантажені.

   Піврозвантажена піввісь має зовнішню опору, встановлену в середині балки моста. При цьому з боку колеса піввісь сприймає всі зусилля і моменти, які діють від дороги.

   Піввісь, розвантажена на три чверті, має зовнішню опору між маточиною колеса і балкою моста. При цьому згинаючі моменти від реакцій R_zk, P  і R , сприймаються одночасно і піввіссю, і балкою моста через підшипник.

   Повністю розвантажена піввісь має зовнішню опору з маточиною колеса, встановлену на двох рознесених роликових або кулькових радіально-упорних підшипниках. Піввісь теоретично навантажується тільки крутним моментом, який передається від диференціала до коліс.

   Для автомобіля, який конструюється в курсовому проекті, необхідно обрати і обґрунтувати тип і конструкцію приводу коліс. Потім креслять його кінематичну схему і описують особливості конструкції.

   В загальному випадку руху на колесо діють крутний момент від тягової або гальмової сили М_к і М ; тягова або гальмова сила при гальмуванні центральним гальмом Р_к і Р ; бічна сила Ð_у, яка виникає під час поворотів або заносів, і нормована реакція R_zk. Одночасне виникнення максимальної повздовжної і поперечної сили в контакті колеса з дорогою неможливе, оскільки їх спільна дія обмежується силою зчеплення:

                                                                          (6.24)

  Розрахунок півосей проводять на статичну міцність і втому. Розрахунок на міцність виконується за максимальним динамічним моментом, який має місце при різкому включенні зчеплення, або за зчепленням ведучих коліс з грунтом при максимальному .

          Перший розрахунковий режим – прямолінійний рух

          На піввісь діють сили R_zk і моменти:

                     Р

             або  

                              M

              або     M

     Відповідні складні напруги згинання і кручення визначаються за такими формулами:

- для напіврозвантаженої півосі:

                

- для півосі, розвантаженої на три чверті:

                

     Для повністю розвантаженої півосі при обчисленні тільки кручення:

                  

де d – діаметр півосі в небезпечному перерізі;

 - коефіцієнт зчеплення ( ).

        Другий розрахунковий режим – поворот або занос.

     Найбільші значення осьової сили при повороті або заносі будуть мати місце при Р , або Р .

     Діючі сили .

     Відповідні напруги згинання визначаються за такими формулами:

- для напіврозвантаженої півосі:

                           

- для півосі, розвантаженої на три чверті:

                            

       Величина реакції на внутрішній кінець півосі з боку диференціала визначається за формулою:

                            

        Якщо не враховувати можливі деформації згинання, які виникають при встановленні півосі внаслідок технологічних неточностей, то повністю розвантажена піввісь під час повороту або заносу не піддається деформації згинання, розтягування або стискування, оскільки відповідні сили і моменти сприймаються підшипниками маточин коліс і балкою моста.

     Третій розрахунковий режим – максимальне динамічне навантаження при різкому включенні зчеплення.

     Момент, який діє на піввісь при різкому включенні зчеплення (для автомобіля типу 4 4):

                     M

де М  максимальний крутний момент, який передається від двигуна до трансмісії;

   - відповідно передаточні числа першої передачі коробки передач, головної передачі, роздаточної коробки;

   - коефіцієнт динамічності, який приймається в залежності від умов експлуатації в межах К ;

    - коефіцієнт блокування. При повністю заблокованому диференціалі К , тобто момент від двигуна передається на одну піввісь.

Напруга згинання в небезпечному перерізі півосі:

                        .

  Півосі також розраховуються на міцність в режимі переїзду ведучими колесами через перешкоду. В цьому випадку враховується тільки вертикальне зусилля:

                        

де  - коефіцієнт динамічності від дороги (для легкових автомобілів =1,75, для вантажних =2,5).

   Розміри півосей визначають, виходячи з найбільш небезпечного випадку навантажування. Небезпечний переріз для напіврозвантаженої півосі знаходиться в зоні встановлення підшипника. При першому навантажувальному режимі еквівалентне напруження від згинання і крутіння:

                          

де d – діаметр півосі в небезпечному перерізі.

    Під час заносу згинаючі моменти і напруження, які діють на піввісь:

                       ;

                        

(верхні знаки відносяться до внутрішньої півосі, нижні – до зовнішньої по відношенню до напрямку заносу).

При переїзді ведучих коліс через перешкоду напруження:

                        .

Повністю розвантажена піввісь підлягає розрахунку тільки на кручення на режимі максимальної тяглової сили.

  Піввісь розраховують також на максимальний кут закручування:

                      

де l – довжина півосі;

 - момент інерції перерізу півосі при крученні.

    Припустимий кут закручування  на 1 м довжини півосі. Максимальний кут закручування до руйнування 300⁰.

    Півосі виготовляються з легованих сталей марок 30ХГС, 40ХНМА, 40Х і піддають гартуванню СВЧ.

     Напруження конструкцій півосей при максимальних навантаженнях складають (К_д=1): складні напруження згинання і кручення =(600…750)МПа; =(500…650)МПа.

    Розрахунок шліцьового з’єднання півосі з шестернею півосі і шпильок кріплення півосі виконується на основі загальних методик розрахунків на міцність.

 

    6.2. Розрахунок елементів ходової системи.

 

    В залежності від типу автомобіля і його силової схеми основним несучим елементом може бути рама або кузов. В розрахунково-пояснювальній записці повинно бути обґрунтування, схема несучої системи та опис особливостей її конструкції.

 

     6.2.1. Описання конструкції мостів автомобіля.

 

     За призначенням мости автомобіля поділяються на ведучі, керовані, керовані ведучі і підтримуючі.

      Ведучі мости використовують в якості заднього (і середнього) моста, керовані – в якості переднього моста вантажних автомобілів, а керовані ведучі – в якості переднього моста повноприводних автомобілів.

      Керовані задні мости використовують виключно на багатоприводних автомобілях високої прохідності.

      Підтримуючі мости використовують в якості заднього або середнього моста з метою підвищення вантажопідйомності автомобіля і в конструкціях причепів та напівпричепів.

      В розрахунково-пояснювальну записку необхідно включити обґрунтування конструкції кожного моста автомобіля, що проектується, його схему, опис конструктивних особливостей.

                           

      6.2.2. Розрахунок підвіски автомобіля.

 

      Виконуючи конструювання підвіски, необхідно обрати і обґрунтувати конструкцію кожного з її елементів: пружного елемента, напрямного пристрою, гасіння коливань і, при необхідності, стабілізатора поперечної стійкості.

      Кінематичні схеми підвісок автомобілів наведені у .

      Після вибору і обґрунтування напрямного пристрою необхідно до розрахунково-пояснювальної записки включити його кінематичну схему з елементами несучої системи.

      При виборі і обґрунтуванні конструкції пружного елемента необхідно намагатися, щоб його характеристика була щонайближче до ідеальної, тобто жорсткість пружного елемента була б нелінійною. У випадку, коли обраний основний пружний елемент має лінійну жорсткість, до його конструкції необхідно ввести додаткові пружні елементи, спільне використання яких з основним могло б максимально наблизити пружну характеристику підвіски до нелінійної. Вибір, обґрунтування і розрахунок підвіски виконуються окремо для підвісок передніх і задніх коліс.

Після вибору напрямного пристрою і пружного елемента характеристику властивостей підвіски необхідно представити у вигляді графіків f=f(z); , де z_о – навантаження на підвіску від порожнього автомобіля, Н; z  - відповідно статичне і динамічне навантаження на підвіску, Н; f_стеф – ефективний прогин підвіски, м; f_ст f_дин – відповідно статичний і динамічний прогини підвіски; f¹ – величина одночасного прогину основного (сталевого) і додаткового (гумового) пружних елементів.

При проектуванні приймають:

Z_ст=(2…3) z_дин – для автомобілів, призначених для експлуатації на дорогах з твердим покриттям;

Z_ст=(3…4) z_дин – для автомобілів, що експлуатуються в умовах бездоріжжя і на ґрунтових дорогах;

f_дин=(0,5…0,7)f_ст – для легкових автомобілів;

f_дин=(0,7…0,9)f_ст – для автобусів;

f_дин=(0,8…1,0)f_ст – для вантажних автомобілів.

       Статичний прогин підвіски визначається з виразу:

                          ,м                                                    (6.25)

де v – частота вільних коливань автомобіля, с^-1  (приймається такою ж, як при розрахунку плавності ходу).

  Для легкових автомобілів =(0,8…1,2), с^-1;

  для вантажних автомобілів і міських автобусів =(1,2…1,9), с^-1;

  для міжміських автобусів =(0,7…1,35), с^-1.

  Одержані за виразом (6.25) значення статичного прогину f_ст повинні відповідати значенням:

  f_ст=(0,15…0,2) м – для легкових автомобілів;

  f_ст=(0,12…0,18) м – для автобусів;

  f_ст=(0,08…0,12) м – для вантажних автомобілів.

  У випадку перевищення обчислених значень f_ст, рекомендованих значень статичного прогину для сучасних автомобілів, його приймають за ефективний прогин f_{ст еф}. При цьому, будуючи характеристику пружних властивостей підвіски, частину ефективного прогину, відповідну прогину підвіски сучасних автомобілів, відкладають на осі абсцис праворуч від нуля, а решту –ліворуч.

Будуючи характеристику пружних властивостей підвіски з додатковим гумовим пружним елементом, необхідно врахувати, що його деформація не перевищує половини висоти цього елемента. При визначенні координат точок характеристики з підвійним сталевим пружним елементом необхідно врахувати, що додатковий пружний елемент повинен спрацьовувати при навантаженні z₀=(0,6…0,7)z_ст.

При виконанні курсового проекту необхідно побудувати характеристики пружних властивостей підвісок коліс всіх мостів.

  Розрахунок листової напівеліптичної ресори.

  Визначення геометричних розмірів ресори виконується з урахуванням розмірів автомобіля. Довжина ресори визначається так:

- для задніх ресор легкових автомобілів L_р=(0,4…0,55)L;

- для ресор вантажних автомобілів

передніх             L_р=(0,25…0,35)L;

задніх                    L_р=(0,35…0,45)L;

де L – повздовжня база автомобіля, м.

Коефіцієнти асиметрії ресори визначаються з конструктивних міркувань за виразами:

                           

де l₁,l₂ – відповідно довжина короткого і довгого кінця ресори:

l  (l_c- відстань між стрім’янками).

Статичний прогин ресори може бути визначений за виразом:

- для симетричної ресори (к₁=к₂=0,5)

                                                                                  (6.26)

- для несиметричної ресори ( )

                                                                   (6.27)

де:  - коефіцієнт деформації ресори (для ідеальної ресори рівного опору ; в реальних ресорах  в залежності від форми кінців листів і кількості листів однакової довжини: при відтягнутих кінцях листів ; з листами, обрізаними по прямій, двома корінними і одним зворотнім листом ; з кількома листами однакової довжини );

  L_р – ефективна довжина ресори;

  Е  - сумарний момент інерції ресори в середньому перерізі;

   - коефіцієнт асиметрії ресори, .

  За формулою (6.26) або (6.27) обчислюють величину , яка, в свою чергу, дорівнює:

                      

де b і t – відповідно ширина і товщина листа ресори;

n_л – кількість листів ресори.

Прийнявши в залежності від типу автомобілів n_л=6…14 та відношення b/t=6…10, необхідно знайти величини t і b.

    Одержані в результаті розрахунку величини t і b порівнюють з наведеними в табл. 6.6 та обирають стандартні значення t і b.

 

                                                                                                            Таблиця 6.6

 

Листові ресори для автомобілів.

Основні параметри

Параметри листових ресор			Навантаження на ресору,кН	Тип автомобіля
Ширина листа, мм	Товщина листа, мм	Форма кінців

1. Легкові автомобілі. Автобуси та вантажні автомобілі на базі легкових.

Передня підвіска

/45/	4,5;5; 6; 6,5; 7	Відтягнуті	3,0…4,5	Автомобілі типу УАЗ
55	5; 6; 7; 7,5	-//-	3,0…5,0

 

 

Задня підвіска

/45/	5; 6; 6,5; 7	Відтягнуті	3,0…5,5	Автомобілі типів «Волга»,«Москвич» та вантажні на їх базі
55	5; 6; 7; 7,5	-//-	3,0…5,0	Автомобілі типів УАЗ,«Москвич» та вантажні на їх базі, автомобілі РАФ

2. Автобуси з ресорами, що не уніфіковані з ресорами легкових і вантажних автомобілів.

Передня підвіска

/65/	7;8;9;10	Трапецеїдальні	5,0…12,0	Автобуси типів ПАЗ,КАВЗ
75	8;9;10;12	-//-	5,0…12,0
/90/	9;10;12	-//-	12,0…20,0

 

 

3. Вантажні автомобілі та автобуси

Передня підвіска

55	6;7;8;9	Трапецеїдальні	4,0…7,0	Вантажні автомобілі типів УАЗ,ГАЗ (до2,5т),автобуси на їх базі
/65/	6;6,5;7;8;9	-//-	6,0…14,0	Вантажні автомобілі ЗІЛ,ГАЗ,КАЗ
75	7;8;9;10	-//-	7,0…15,0	Автобуси типів ПАЗ,КАВЗ
/90/	8;9;10;12	-//-	12,0…25,0	Вантажні автомобілі типів МАЗ,«Урал»,КрАЗ
100	10;12;14;16	-//-	15,0…30,0	Вантажні автомобілі типів МАЗ,КрАЗ

 

Задня підвіска. Основна ресора

55	5;7;8;9;10;11	Трапецеїдальні	4,5…12,0	Вантажні автомобілі типу ГАЗ
/65/	7;8;9;10;11;12	-//-	10,0…20,0	Вантажні автомобілі типу ГАЗ; автобуси типів ПАЗ, КАВЗ
75	8;9;10;12	-//-	12,0…25,0	Вантажні автомобілі типу ГАЗ;ЗІЛ,КАЗ,автобуси типів ПАЗ,КАВЗ
90	9;10;12	-//-	20,0…40,0	Вантажні автомобілі типу МАЗ
100	9;10;12	-//-

                   

Додаткова ресора

/65/	6;7;8	Трапецеїдальні	3,0…8,0	Вантажні автомобілі типу ГАЗ; автобуси типів ПАЗ,КАВЗ
75	7;8;9	-//-	5,0…9,0	Вантажні автомобілі типу ГАЗ;ЗІЛ,КАЗ,автобуси типів ПАЗ,КАВЗ
90	9,10	-//-	70,0…140,0	Вантажні автобуси типу МАЗ
100	9;10	-//	80,0…140,0

   

Задня підвіска (балансирна)

/90/	10;12;14	Трапецеїдальні	30,0…40,0	Вантажні автомобілі типів «Урал»,КамАЗ
100	12;14;16	-//-	30,0…100,0
120	14;16;20;25	-//-	50,0…120,0	Вантажні автомобілі типу КрАЗ

 

  Примітка: при виборі розмірів перерізу листової ресори перевага повинна надаватись розмірам, відміченим без дужок.

      

  При розробці конструкції листової ресори відстань між стрім’янками l_с обирають з конструктивних міркувань. Довжину листів ресори (крім корінного) визначають графоаналітичним методом на основі схеми ресори, виконаної в масштабі 1:5 або 1:10 .

  Розрахунок циліндричної пружини підвіски

  Спіральні циліндричні пружини в якості головного пружнього елемента використовуються головним чином для легкових автомобілів з незалежною підвіскою коліс. Вони виготовляються з прутка з круглим або прямокутним перерізом.

   Діаметр прутка пружини визначається за умови міцності:

                               

де Р_пр – зусилля, яке стискає пружину, Н (визначається на основі схеми підвіски і сил, що діють в ній);

D_c – середній діаметр пружини, м (обирається з конструктивних міркувань);

= 1000МПа – припустима напруга при максимальній деформації пружини (матеріал-сталь 55ГС, 50СГ, 60СГ).

Стискаюче зусилля Р_пр визначається при діючій на підвіску силі Ζ_дин.

Число робочих витків пружини

                             

де f_сум=f_ст+f_дин – сумарний прогін підвіски;

G=78ГПа – модуль зсуву матеріалу пружини;

Повне число пружини дорівнює: .

Розрахунок торс іонного пружного елемента підвіски

Підвіски з торс іонними пружними елементами мають меншу масу непідресорних частин, більш сприятливий розподіл навантажень на раму (при повздовжному розташуванні торсіонів), оскільки моменти від вертикальних навантажень передаються не у навантажені зони розташування важелів, а через протилежний кінець торсіона.

За розташуванням торсіони поділяються на поперечні і повздовжні. Вони мають круглий, пластинчастий, пучковий та складений переріз. Найбільше поширення отримали круглі торсіони.

Діаметр торсіона круглого перерізу знаходять з виразу:

                           

де М_кр=Ζ_динL_в – момент закручування торсіона, Н· м;

Ζ_дин – динамічне навантаження підвіски, Н;

L_в – довжина важеля торсіона, М;

=1,0…1,05ГПа – припустимі напруги в матеріалі торсіона при закручуванні.

Кут закручування торсіона дорівнює:

                              , град.                                     (6.28)

де L_Т – робоча довжина торсіона, М;

 - полярний момент інерції поперечного перерізу торсіона.

Припустимий максимальний кут закручування торсіона на 1м довжини складає 15⁰.

  Робоча довжина торсіона дорівнює L_t може бути визначена з виразу (6.28). Діаметри і довжину шліцьових частин торсіону необхідно обирати із співвідношень:

  d_ш=(1,2…1,3)d; l_ш=(0,6…1,2)d

   Для зручності збирання шліцьові кінці виготовляють різних діаметрів.

   Напруга в пластинчастому торсіоні

                          , МПа

де і – число листів в торсіоні;

b і h – геометричні розміри перерізу листа торсіона;

Значення  не повинно перевищувати 900 МПа.

Основні параметри і монтажні розміри амортизаторів підвіски автомобіля, що проектується, обирають з ГОСТу 11728-73.

Залежно від геометричних розмірів шини, обраної при тяговому розрахунку, умов експлуатації і типу автомобіля обґрунтовують і обирають тип і розміри обода, диска. В розрахунково-пояснювальній записці необхідно описати особливості конструкції цих елементів колеса.

 

  6.3. Розрахунок органів керування автомобілем.

 

  При проектуванні механізмів органів керування необхідно обґрунтувати їх тип, конструкцію і компоновочну схему, визначити їх параметри. Також треба визначити і обґрунтувати конструкції приводів, навести їх схеми та розрахувати основні параметри.

 

  6.3.1. Розрахунок гальмівного механізму.

 

  При виборі і обґрунтуванні конструкції гальмівного механізму необхідно виходити з умови створення необхідного моменту тертя при забезпеченні мінімальних розмірів, маси, високої надійності, стабільності і ефективності дії, відсутності самозаклинювання і рішення загальнотехнічних вимог.

  Для забезпечення ефективної роботи гальмівної системи граничне значення моменту тертя гальмівного механізму М_m повинно відповідати значенню гальмівного моменту на колесі автомобіля .

  Гальмівний момент на колесі автомобіля дорівнює:

                        

де Ζ  - вертикальна реакція опорної поверхні, Н

r_g – динамічний радіус колеса; м;

 - розрахункове значення коефіцієнту зчеплення. (Приблизно 0,6).

                      

де a і b – відповідно відстань від вертикалі центру мас автомобіля до осей коліс передньої і задньої осей; м;

h_g – висота центру мас автомобіля; м;

 - коефіцієнти розподілу гальмових сил (при a=b

 1,3…1,6, при a>b,  =0,8…1,0).

  Значення a, b і h_g визначені при виконанні тягового розрахунку автомобіля.

  Значення реакцій опорної поверхні до коліс попередньої Ζ  і задньої осі Ζ визначаються із виразів:

               ;

де G_a – повна вага автомобіля, Н;

L – повздовжня база автомобіля, м.

   Гальмовий момент задніх коліс в разі гальмування їх стоянковим гальмом дорівнює:

                                  

де  - кут ухилу дороги, який відповідає ухилу:

- 16% - для транспортних засобів з повним навантаженням;

- 23% - для легкових автомобілів, інших модифікацій для перевезення вантажів, а також автобусів у спорядженому стані;

- 31% - для вантажних автомобілів і автопоїздів у спорядженому стані.

Момент тертя М  гальмового механізму, необхідний для гальмування автомобіля, визначають залежно від типу і схеми гальмового механізму.

Визначення сили Р, яка здійснює притискання гальмових колодок до барабанів (дисків), виконується при порівнянні значень гальмового моменту на колесі автомобіля  і моменту тертя, який повинен бути створений в гальмовому механізмі . Чисельне значення сили Р є вихідним для розрахунку гальмового приводу.

  В конструкції гальмового механізму при розробці курсового проекту необхідно передбачити засоби для регулювання зазору між зовнішньою поверхнею накладки гальмової колодки та поверхнею барабана (диска) по можливості забезпечити автоматичне виконання цієї операції.

  Гальмовий привод.

  Для робочої гальмової системи переважним є два види приводів - гідравлічний і пневматичний, в меншій мірі використовуються механічні і комбіновані приводи.

  Гідравлічний привод відрізняється високою швидкодією, простотою конструкції, малими габаритними розмірами, малою масою і вартістю. При цьому він має обмежене силове передавальне число, що приводить до необхідності використання пісилювачів і ускладнення конструкції.

  Пневматичний привод має складну конструкцію, більший час спрацьовування, значні габаритні розміри, більшу масу і високу вартість. Пневматичний привод дозволяє одержати більш приводні сили, а також простими засобами здійснити з’єднання з тягачем гальмових механізмів причіпних ланок.

Механічний привод переважно використовується для ручних стоянкових гальм.

Комбінований гальмовий привод є в більшості випадків синтез елементів гідравлічного і пневматичного приводів.

При обранні і обґрунтуванні типу та конструкції гальмового приводу необхідно передбачити міри забезпечення оптимальної величини гальмових сил між колесами автомобіля, плавності спрацювання та його мінімального часу, довговічності, надійності і простоти конструкції, зручності користування.

Підвищення надійності роботи гальмового приводу може бути досягнутим при виконанні двоконтурних систем з роздільним підведенням енергій до колії різних осей. Для використання елементів робочої гальмової системи в якості запасної доцільно використовувати привод стоянкової системи до колісних гальмових механізмів.

Після вибору і обґрунтування типу приводу необхідно визначити конструкцію його основних механізмів і пристроїв.

Кінематичне U_к і силове U_р числа гальмового приводу визначаються за виразами:

                                  ;

де S_n – робочий хід педалі або важелів гальма (для вантажних автомобілів S_n=80…100 мм; для легкових – S_n=70…75 мм);

 - сумарне переміщення кінців колодок у місці їх з’єднання з поршнями або розтискними кулаками ( =3…6 мм);

Р_пед – сила натискання на гальмову педаль під час гальмування автомобіля;

- сумарне зусилля натискання на кінці колодних поршнів або розтискних кулаків.

Силове передаточне число гальмового привода u_n визначається за умови рівності тисків, які виникають від сили Р_пед натискання на гальмову педаль (при гідравлічному приводі) і сил, які розтискають колодки гальмового механізму.

Для гідравлічного гальмового приводу:

                                 ;

де d_рц – діаметр робочого гальмового циліндра;

  d_гц – діаметр головного гальмового циліндра;

=0,95…0,97 – ККД гідравлічного гальмового приводу;

 - передаточне число гідравлічної частини приводу;

   - передаточне число механічної частини приводу.

Згідно діючих нормативів силове передаточне число гідравлічного приводу повинно мати такі значення:

  для вантажних автомобілів u_р=50…60;

  для легкових автомобілів u_р=30…40.

  Середні значення тиску робочої рідини в системі гідравлічного гальмового приводу Р_рр=2…3 МПа, а в умовах аварійного гальмування – Р_рр=7…10 МПа.

Для загальмовування автомобіля водій повинен прикласти до педалі автомобіля зусилля Р :

                               ;

де  - сумарна гальмівна сила, яка діє на колеса автомобіля.

Під час робочого гальмування згідно діючих нормативів , а аварійного гальмування .

Якщо обчислене значення >400Н, то у гальмовому приводі необхідно передбачити використання підсилювача.

Силове передаточне число пневматичного гальмового приводу:

                                  ;

де l і c геометричні параметри приводу гальмового механізму;

=0,92…0,95 – ККД механічних елементів приводу.

Згідно діючих нормативів силове передаточне число пневматичного гальмового приводу повинно бути u_р=100…300, тиск повітря в гальмовій системі Р =0,6…0,8 МПа.

 

⇐ Предыдущая123456Следующая ⇒

Поделиться: