3. Методика виконання ргр

3.1. Розрахунок основних параметрів тягово-зчіпного пристрою проводиться згідно відповідного розділу методичних вказівок до практичних занять 1 [1]. За результатами розрахунків і вхідними даними необхідно зобразити в масштабі компонувальну схему заданого тягово-зчіпного пристрою, приклад якої показаний на рис.1[1].

Вхідні дані для розрахунку вибирають залежно від варіанту за таблицею 1 [1].

Приклад розрахунку основних конструктивних параметрів тягово-зчіпного пристрою «гак-петля».

Вхідні параметри:

Маса тягача МТ, кг	8900
Маса причепа МП, кг	3800
Тип пружного елемента	гумовий
Д1, мм	48
Д2, мм	74
Д3, мм	75

За розрахункове приймаємо навантаження

Н (3.1)

де М_Т - повна маса автомобіля-тягача, кг; g = 9,81 м/с².

Небезпечним для гака є переріз Б-Б (рис.1) [1]. В точці А діє сумарне напруження згину і розтягу:

МПа (3.2)

де F - площа поперечного перерізу рогу гака, F = ab + tn = 2574+3749 =3663мм²; R₀ – радіус що визначає положення центру ваги перерізу Б-Б мм; l – відстань від центру кривизни до точки А, мм; l₁ – відстань від центру кривизни до нейтральної осі перерізу, мм.

Геометричні параметри R₀ і l₁ визначаємо, відповідно за формулами:

мм (3.3)

мм (3.4)

Позначення у виразах (3.3) і (3.4) l, t, a, b, n визначаємо згідно рекомендацій:

, , , , .

Гаки тягово-зчіпних пристроїв, як правило, виконують із сталей 40 і 45, а зев загартовують струмами високої частоти.

Для надійної роботи гаків допустиме значення напруження не повинно перевищувати 300…500 МПа. Таким чином міцність гака забезпечена.

Діаметр тягового стержня у найнебезпечнішому перерізі

мм (3.5)

де - допустиме напруження розтягу.

Середню жорсткість пружного елемента визначаємо, виходячи з повної ваги автомобіля-тягача:

Н/м (3.6)

де G_Т - вага автомобіля-тягача, Н.

Частота власних повздовжніх коливань ланок автопоїзда

Гц (3.7)

де М_пр - приведена маса автопоїзда, кг; - приведений коефіцієнт тертя пружного елемента, приймаємо за таблицею 5 [1]  = 0,25 .

Значення М_пр знаходимо із виразу:

кг (3.8)

Як правило, для стійкого руху _с = 5,2…6,8 Гц, тобто стійкість руху забезпечена.

Повна деформація пружного елемента _п становить 15…30 мм, а попереднє підтиснення силою попереднього стиску Р_прпп, яка дорівнює 2…3% від Р_{гк max},, складає 3…7 мм.

Тоді для гумового пружного елемента

Н (3.9)

Напруження стиску в поперечному перерізі гумового пружного елемента складає:

МПа (3.10)

де F_e - площа поперечного перерізу гумового пружного елемента, мм².

Приймаючи, що допустиме напруження стиску = 6 МПа, із формули (3.10) визначаємо F_e:

мм² (3.11)

За значенням F_e і діаметром стержня D_с, одержуємо зовнішній D_г і внутрішній d_г діаметри гумового пружного елемента.

Внутрішній діаметр

мм (3.12)

Зовнішній діаметр

мм (3.13)

3.2. Розрахунок основних параметрів сідлово-зчіпного пристрою проводиться згідно відповідного розділу методичних вказівок до практичних занять 2 [1]. За результатами розрахунків і вхідними даними необхідно зобразити в масштабі розрахункові схеми роз’ємно-зчіпного вузла та шворня заданого сідлово-зчіпного пристрою, приклади яких показані на рис.2, 3 [1].

Вхідні дані для розрахунку вибирають залежно від варіанту за табл. 2,3 [1].