моё рпз 3часть (Готовый курсовой проект, вариант №12)
Описание файла
Файл "моё рпз 3часть" внутри архива находится в папке "Готовый курсовой проект, вариант №12". Документ из архива "Готовый курсовой проект, вариант №12", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "проектирование подвески" из 9 семестр (1 семестр магистратуры), которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "проектирование подвески" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "моё рпз 3часть"
Текст из документа "моё рпз 3часть"
6.3 Расчет игольчатых подшипников
Расчет производится по статической грузоподъемности, так как движение вала колебательное.
Статическая грузоподъемность игольчатых подшипников:
Где:
- диаметр окружности центров тел качения;
- количество роликов воспринимающих нагрузку;
общее число роликов подшипника;
Радиальные реакции подшипников:
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;
, – средний диаметр соединения;
– допускаемые напряжения смятия для данного типа соединений;
Минимальная длина соединений:
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.
Сечение I-I
Момент сопротивления изгибу:
Напряжение изгиба:
Запас прочности:
Сечение II-II
Момент сопротивления изгибу:
Напряжение изгиба:
Запас прочности:
Сечение III-III
Момент сопротивления изгибу:
Момент сопротивления кручению:
Напряжение изгиба:
Напряжение кручения:
Эквивалентное напряжение:
Запас прочности:
Сечение 4-4
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:
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:
- модуль упругости первого рода (для стали);
- длина амортизатора с полностью выдвинутым штоком.
7.3 Расчет гильзы амортизатора на прочность
Согласно теории Мора эквивалентное напряжение для цилиндра нагруженного внутренним давлением равно:
Где:
- толщина стенки амортизатора;
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:
7.4.1 Обратный ход
Сила на штоке:
Где:
ρ = 900 [кг/м3]– плотность перетекающей жидкости;
– 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:
– 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.
4. Уточнение характеристики демпфирующего элемента с использованием программного комплекса «Trak »
Данный комплекс, по средствам имитационного математического моделирования, позволяет оценивать плавность хода ГМ с учетом нелинейных характеристик элементов системы подрессоривания и неудерживающих связей опорных катков с грунтом.
Известно, что демпфирующий элемент системы подрессоривания с одной стороны должен гасить колебания корпуса машины при максимальных амплитудах раскачки («резонансный» режим движения по периодической трассе), а с другой стороны не должен передавать дополнительных усилий, вызывающих ускорения «тряски», на корпус машины при движении по высокочастотному профилю трассы («зарезонансный» режим). Поэтому уточнять характеристику демпфирующего элемента следует использовать два критерия плавности хода:
Критерий 1. Пиковые ускорения на месте механика-водителя близки, но не превышает 3,5g.
Критерий 2. Общий уровень вертикальных ускорений на месте механика-водителя близок, но не превышает 0,5g.
Содержание