РПЗ (Готовый курсовой проект, вариант №12), страница 3

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.

Схематическое изображение шины представлено на рис 9.

Коэффициент радиальной нагруженности:

.

Где:

- общее число опорных шин.

.

Условное удельное давление:

.

Где:

- ширина шины.

.

Коэффициент напряженности работы шины:

.

Где: -предполагаемая максимальная скорость движения.

.

Рабочая температура шины:

[C]

Где:

- коэффициент внутреннего трения шины;

- коэффициент теплообмена шины с окружающей средой;

- модуль упругости резины;

- толщина шины;

- площадь теплообмена шины;

- температура окружающей среды.

.

.

Что не превышает предельных значений:

6.1.1 Определение среднего давления на грунт

Среднее давление гусеницы на грунт:

.

Где:

– вес машины;

– ширины гусеницы;

– длина опорной поверхности.

.

Что соответствует нормам для легких машин.

6.2 Расчет подшипников опорных катков

Радиальные нагрузки на подшипники (рис 6):

Осевая нагрузка на подшипники:

.

Где:

- коэффициент осевой нагрузки.

.

Приведенная радиальная нагрузка на шариковый радиальный подшипник:

.

Где:

- коэффициент вида нагрузки (неподвижная относительно внутреннего кольца);

- коэффициент влияния осевой нагрузки;

- коэффициент безопасности (для тяжелых условий работы с ударами);

- температурный коэффициент (нормальные условия).

.

Приведенная радиальная нагрузка для роликового радиального подшипника:

;

.

Динамическая грузоподъемность:

.

Где:

- частота вращения катка (об/мин);

- ресурс подшипника в часах;

- для шарикового подшипника,

- для роликового подшипника;

.

Динамическая грузоподъемность шарикового радиального подшипника:

.

По справочнику подбирается подшипник: 213 ГОСТ 8338-75.

Динамическая грузоподъемность роликового радиального подшипника:

По справочнику подбирается подшипник: 32116 ГОСТ 8328-75.

6.3 Расчет игольчатых подшипников

Расчет производится по статической грузоподъемности, так как движение вала колебательное.

Статическая грузоподъемность игольчатых подшипников:

.

Где:

номинальный угол контакта;

- диаметр ролика;

- длина ролика;

- диаметр окружности центров тел качения;

;

- число рядов тел качения;

- количество роликов воспринимающих нагрузку;

общее число роликов подшипника;

.

,

.

Радиальные реакции подшипников (рис. 7):

Эквивалентная радиальная статическая нагрузка:

следовательно оба подшипника годны.

6.4 Расчет шлицевых соединений торсиона

В связи со стесненными габаритами, необходимостью использовать нестандартные соединения выбираются шлицы с треугольным профилем. Основным для шлицевых соединений является расчет по критерию смятия:

.

Где:

– максимальный момент упругости торсиона;

- момент сопротивления торсионного вала при расчете на кручение;

- максимальные касательные напряжения;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузок между парами зубьев из-за ошибок изготовления по шагу;

– рабочая высота шлица;

– длина соединения [мм];

, – количество шлицев;

, – средний диаметр соединения;

– допускаемые напряжения смятия для данного типа соединений;

;

;

Минимальная длина соединений:

Окончательно принимаем .

6.5 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_. достигает (рис. 8):

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

Рис. 1

Сечение I-I (Рис. 9)

Момент сопротивления изгибу:

.

Напряжение изгиба:

.

Запас прочности:

.

Сечение II-II (Рис.10)

Момент сопротивления изгибу:

.

Напряжение изгиба:

.

Запас прочности:

.

Сечение III-III (Рис. 11)

Момент сопротивления изгибу:

Момент сопротивления кручению:

Напряжение изгиба:

Напряжение кручения:

Эквивалентное напряжение:

Запас прочности:

Сечение 4-4 (Рис. 12)

Момент сопротивления изгибу:

.

Напряжение изгиба:

.

Запас прочности:

.

Случай 2:горизонтальное положение рычага балансира (Рис. 13):

Т. к. значения всех изгибающих и крутящих моментов на соответствующих участках меньше чем в предыдущем случае, следовательно балансир прочен при горизонтальном расположении рычага.

7. Проектный расчет амортизатора

В данном проекте выбирается телескопический гидравлический поршневой амортизатор двустороннего действия, расположенный снаружи корпуса машины.

7.1 Определение основных размеров телескопического амортизатора

Максимальная сила сопротивления на штоке амортизатора на прямом и обратном ходе:

Где:

-передаточное отношение амортизатор-каток (рис. 14).

Диаметр поршня амортизатора:

.

Где:

- диаметр штока;

- максимальное давление.

.

Окончательно принимаем:

7.2. Проверка на устойчивость при сжатии

Для штока амортизатора в выдвинутом положении необходимо провести проверку на устойчивость при сжатии, считая цилиндр абсолютно жестким на изгиб.

Критическая сила:

, Где:

- модуль упругости первого рода (для стали);

осевой момент инерции штока;

- длина амортизатора с полностью выдвинутым штоком.

.

.

следовательно шток устойчив.

7.3 Расчет гильзы амортизатора на прочность

Согласно теории Мора эквивалентное напряжение для цилиндра нагруженного внутренним давлением равно:

.

Где:

- толщина стенки амортизатора;

. -максимальное давление.

.

.

Материал гильзы сталь 40х ( ), следовательно гильза амортизатора удовлетворяет условию прочности.

7.4. Расчет диаметров дроссельных отверстий прямого и обратного ходов

Линейная характеристика демпфирующего элемента представлена на рис. 16.

Учитывая то, что сила на штоке амортизатора прямо пропорциональна квадрату скорости перетекания в нем жидкости, вышеуказанная характеристика будет неверной. Ее можно заменить на параболическую, учитывая то, что площади под соответствующими участками кривых должны быть равны (рис. 17).

Известно, что потери на сужение и расширение вычисляются по формулам:

, .

Где:

– площадь узкого отверстия;

– площадь широкого отверстия.

7.4.1 Обратный ход

Сила на штоке:

.

Где:

ρ = 900 [кг/м³]– плотность перетекающей жидкости;

– площадь штоковой области;

– суммарный эквивалентный коэффициент потерь при перетекании жидкости на обратном ходу.

Где:

- потери при перетекании жидкости из штоковой области через дроссельное отверстие обратного хода;

потери при перетекании жидкости из дроссельного отверстия обратного хода в штоковую область;

.

7.4.2 Прямой ход

Сила на штоке:

,

– площадь поршневой области;

– суммарный эквивалентный коэффициент потерь при перетекании жидкости на прямом ходу.

- потери при перетекании жидкости из поршневой области через дроссельное отверстие прямого хода;

- потери при перетекании жидкости из дроссельного отверстия прямого хода в штоковую область;

.

Так как расчеты имеют приближенный характер, окончательно принимаем: Делаем по два отверстия на прямом и обратном ходу соответственно 4,9 мм и 3,3 мм.

Список литературы

1. «Основы расчета систем подрессоривания гусеничных машин на ЭВМ». Наумов В.Н. ,Котиев Г.О., Дядченко М.Г. Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана.1999г.

2. . «Конструкция и расчет торсионной подвески БГМ».Котиев Г.О., Дядченко М.Г, Сарач Е. Б.. Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана.1999 г.

3. «Справочник конструктора-машиностроителя» том1. Анурьев В.И., изд-во «Машиностроение».2003 г.

4. Справочник конструктора-машиностроителя» том2. Анурьев В.И., изд-во «Машиностроение».2003 г.

5. Справочник конструктора-машиностроителя» том3. Анурьев В.И., изд-во «Машиностроение».2003 г.

6. «Конструирование узлов и деталей машин». Дунаев П.Ф., Леликов О.П.. Издательство «Высшая школа».2001 г.

7. «Сопротивление материалов». В.И. Феодосьев. Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана.2003г.