Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э. Баумана

Кафедра «Многоцелевые гусеничные машины и мобильные роботы»

Курсовой проект

«Проектирование подвески»

Расчетно-пояснительная записка

Студент_____________ (Фахриев А.В.) Группа М9-81

Руководитель проекта______________ (Сарач Е.Б.)

2006г.

1. Оглавление

1. Оглавление 2

2. Исходные данные 3

3. Определение основных размеров бандажей опорных катков 4

4. Определение среднего давления на грунт 5

5. Расчет подшипников 5

Расчет подшипников опорных катков 5

Расчет подшипника балансира 7

Расчет иголок 7

Расчет шариков 8

6. Расчет балансира на прочность 8

Сечение I-I (Ось опорного катка у торца малой головки балансира) 9

Сечение II-II (переход в большую головку) 10

Сечение III-III (торец большой головки) 11

7. Расчет шлицевых соединений 11

Торсион 12

Торсион (корпус) 12

Муфта 13

8. Характеристика демпфирующего элемента 13

9. Определение основных размеров телескопических амортизаторов 13

10. Расчет диаметров отверстий для демпферных характеристик амортизатора на прямом и обратном ходах 14

11. Список литературы 16

1. Исходные данные

Полный вес машины	G0	395000	Н
Статическая нагрузка на каток	PСТ	35061	Н
Радиус опорного катка	Rок	0,276	м
Длина балансира	Rб	0,38	м
Статический угол поворота балансира	βСТ	55,5°
Максимальный угол закрутки торсиона	γМ	85,5°
Диаметр торсионного вала	dТ	0,052	м
Длина рабочей части торсионного вала	LТ	1,941	м
Общее число опорных шин	nШ	24
База машины	L	4560	мм

1. Определение основных размеров бандажей опорных катков

При определении основных размеров резиновой шины опорного катка используются эмпирические параметры, предельные значения которых сравниваются с расчетными значениями для проектируемой машины. Расчетные зависимости позволяют судить о степени деформации резины, усталостных повреждениях и нагреве шин.

Коэффициент радиальной нагруженности:

K_R = G₀/(4R_OKn_Ш) [Н/м]

где

n_Ш — общее число опорных шин.

K_R = 395000/(4∙0,276∙24) = 14907,9 [Н/м]

Условное удельное давление:

K_D = K_R/B_Ш [Н/м²]

где

B_Ш — ширина шины.

K_D = 14907,9 /0,13 = 114676,3 [Н/м²]

Коэффициент напряженности работы шины:

K_N = K_DV [Н/(мс)]

где

V — предполагаемая средняя скорость движения, м/с.

K_N = 114676,39 = 1032086,12 [Н/(мс)]

Рабочая температура шины:

[C], где

 = 0,3 — коэффициент внутреннего трения шины;

_Ш  700 Дж/(м²сС) — коэффициент теплообмена шины с окружающей средой;

Е_Р = 5МПа — модуль упругости резины;

Н_Ш — толщина шины, м;

F_Ш = 2(2R_ОК - Н_Ш)(Н_Ш + В_Ш) — площадь теплообмена шины;

t = 50 С — температура окружающей среды.

F_Ш = 2(2∙0,276 – 0,040)(0,040 + 0,13) = 0,547 м²

°

Что не превышает предельных значений:

Тип катка	KR, Н/м	KD, Н/м2	KN, Н/(мс)	T, C
Двухшинный с толщиной 3565 мм	3,0104	1,8105	(1,52,5)106	100

1. Определение среднего давления на грунт

Среднее давление гусеницы на грунт вычисляется по формуле:

.

– вес машины [кгс]

= 60 – ширины гусеницы [см]

– длина опорной поверхности [см]

Что соответствует нормам для тяжелых машин.

1. Расчет подшипников

Р асчет подшипников опорных катков

Определяем радиальные нагрузки на подшипники:

R₁ = P_CTb/(a+b)

R₂ = P_CTa/(a+b)

R₁ = 3506116,5/(16,5+71,5) = 6574 Н

R₂ = P_CT71,5/(16,5+71,5) = 28487,3 Н

Осевая нагрузка на подшипники определяется по формуле:

A = P_CT

где

 = 0,1

A = 0,135061 = 3506,1 Н

Приведенная радиальная нагрузка на шариковый радиальный подшипник:

Q_ПР = (R₁K_К + Am)K_БK_T

где

KК = 1,2	–	коэффициент вида нагрузки (неподвижная относительно внутреннего кольца);
m = 1,5	–	коэффициент влияния осевой нагрузки;
KБ = 3	–	коэффициент безопасности (для тяжелых условий работы с ударами);
KT = 1	–	температурный коэффициент (нормальные условия).

Q_ПР = (65741,2 + 3506,11,5)31 = 39443,88 Н

Приведенная радиальная нагрузка для роликового радиального подшипника:

Q_ПР = R₂K_КK_БK_T.

Q_ПР = 28487,31,231 = 102557 Н

Подбираем подшипники по динамической грузоподъемности:

C = Q_ПР(h∙60∙n/10⁶)^1/

где

n= 450	–	частота вращения катка, об/мин;
h=600	–	ресурс подшипника в часах
 = 3 3,3	–	для шарикового, для роликового подшипника.

Шариковый радиальный подшипник:

C = 39443,88(600∙60∙450/10⁶)^1/3 = 99804,78 Н

Принимаю 314 ГОСТ 8338-75.

Роликовый радиальный подшипник:

C = 102557(600∙60∙450/10⁶)^1/3,3 = 238491,4 Н

Принимаю 2315 ГОСТ 8328-75.

Расчет подшипника балансира

Расчет иголок

Рис. 1

Расчет производится по статической грузоподъемности, так как движение вала колебательное. Выбирается схема нагружения нагрузку воспринимает всех тел качения.

Статическая грузоподъемность для игольчатых подшипников вычисляется по формуле:

где

α – номинальный угол контакта;

диаметр ролика ;

длина ролика ;

диаметр окружности центров тел качения ;

i – число рядов тел качения;

–количество роликов воспринимающих нагрузку;

общее число роликов подшипника.

Радиальная реакция на оси балансира:

R= P_СТ∙c/(c-b)

R= 35061∙385/(385-280) = 128557 Н

Эквивалентная радиальная статическая нагрузка:

P_or = R =128557 Н

,т.е. подшипник годен.

Расчет шариков

По аналогичной методике производим расчет шариков подшипника.

Статическая грузоподъемность :

где

диаметр шарика ;

f₀ – коэффициент, зависящий от геометрии подшипника и уровня напряжения.

Шарики воспринимают только осевую нагрузку:

P_or =ψ∙R

где

P_or =∙0,3∙128557= 38567 Н

,т.е. подшипник годен.

1. Расчет балансира на прочность

Опасным для прочности балансира считается пробой подвески: жесткий удар малой головки балансира в упор корпуса, когда реакция под опорным катком P_к.п. достигает 8-10 статических нагрузок на каток:

P_к.п=8∙P_ст=280489 Н

Далее рассматриваются наиболее опасные сечения балансира. Материал балансира сталь 40Х.

Рис. 2

Сечение I-I (Ось опорного катка у торца малой головки балансира)

Рис. 3

Переход диаметров оси приводит к значительной концентрации напряжений. Ось главным образом работает на изгиб.

M_1-1 = P_к.п∙l=280489∙0.1=28049 Н∙м

В связи с облегчением массы балансира без потерь в прочности сечение вала имеет кольцевую форму.

Рис. 4

Момент сопротивления изгибу примет следующий вид:

мм³

Напряжение изгиба:

МПа

Что соответствует запасу прочности:

Сечение II-II (переход в большую головку)

Рис. 5

Балансир работает на кручение и на изгиб (от максимального момента упругости торсиона; реакция пробоя через малую головку балансира передается упору и поэтому балансир не изгибает).

M_кр = P_к.п∙с=280489∙0,248=69562 Н∙м

Момент изгиба соответствует максимальному моменту упругости торсиона:

M_из = M_y= ω_кр.∙τ_m

ω_кр – момент сопротивления кручения сечения торсиона;

мм³

τ_m - максимальные допустимые касательные напряжения торсиона.

M_из = 27055∙1600∙10^-3= 43288.908 Н∙м

Сечение рычага балансира круглое.

мм³

мм³

МПа

МПа

МПа