РПЗ Батраков (Неизвестный готовый вариант 7), страница 3

где – наибольший вращающий момент, передаваемый соединением; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузок по рабочим поверхностям зубьев;

F – площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины, мм²/мм; для треугольных зубьев:

где - наружный диаметр зубьев вала, - диаметр отверстия шлицевой втулки, z – число зубьев; Тогда:

;

.

l – рабочая длина зубьев, мм; l₁= 80 мм, l₂= 95 мм; - допускаемые напряжения на смятие.

Тогда:

Аналогично рассчитывается шлицевое соединение переходной муфты:

l_М= 16 мм; .

Расчет показывает, что все шлицевые соединения работоспособны.

3.6 Расчет пальца крепления амортизатора.

Проверим палец на условие прочности по напряжениям среза:

где d=40 – диаметр пальца, мм;

МПа – допускаемые напряжения среза материала пальца. (Сталь 45)

Условие прочности пальца крепления амортизатора по напряжениям среза выполняется.

3.7 Расчет балансира на прочность.

При расчете учитываются все силы, действующие на балансир: реакции в подшипниках верхней и нижней осей балансира, силы со стороны отбойника амортизатора и корпуса, крутящий момент от торсиона (рис. 3.7.1).

Рисунок 3.7.1. Расчетная схема балансира

При расчете рассматриваются два наиболее опасных положения балансира: варианты при и . Вариант рассматривается из-за того, что плечо силы (в плоскости рычага балансира), действующей на балансир со стороны катка, в этом положении принимает наибольшее значение. При происходит пробой подвески.

Значения силовых факторов берем из характеристик упругого.

Материал балансира - упрочненная сталь 40Х, для которой МПа.

1. Вариант .

Балансир рассчитывается на статическую нагрузку при помощи программного обеспечения «Ansys 14». Для расчета потребуется объемная модель балансира, и силовые факторы, действующие на балансир.

Принимается Н

Силу, с которой шариковый подшипник действует на балансир:

Силу, с которой роликовый подшипник действует на балансир:

Момент, действующий со стороны торсиона на балансир:

_{Осевая сила, действующая на балансир со стороны опорного катка:}

При построении объемной модели было введено упрощение: шлицы в верхней головке балансира были заменены на цилиндр, диаметр которого равен среднему диаметру шлицов.

После построения объемной модели задаются внешние нагрузки и закрепления балансира. Верхней головке балансира запрещается радиальное перемещение и прикладывается на месте шлицов момент торсиона. К нижней оси балансира прикладываются силы, с которыми действуют подшипники. Для отбойника, в который ударяется балансир, используется упругое закрепление.

После вычисления получается, что максимальные эквивалентные напряжения равны 588,08 МПа.

Рисунок 3.7.1. Эквивалентные напряжения балансира .

Тогда коэффициент запаса равен:

2. Вариант .

Расчет производится в «Ansys 14».

В этом случае, балансир не взаимодействует с отбойником.

Определим момент, действующий со стороны торсиона на балансир:

После построения объемной модели задаем внешние нагрузки и закрепления балансира. Верхней головке балансира запрещаем радиальное перемещение и прикладываем на месте шлицов момент торсиона. Нижней оси балансира запрещаем радиальное перемещение в местах установки подшипников. После вычисления получаем, что максимальные напряжения равны 503,41 МПа.

Рисунок 7.3.2. Эквивалентные напряжения балансира при .

Тогда коэффициент запаса равен:

4. Проектный расчет амортизатора.

В данном проекте используется гидравлический поршневой амортизатор телескопического типа двустороннего действия. Каждый амортизатор закреплен на машине с помощью верхней и нижней опор. Нижней опорой он установлен на цапфу, расположенную на балансире, на уровне нижней оси. Верхней – на цапфу, приваренную к борту корпуса машины. Амортизатор расположен снаружи корпуса машины.

4.1 Определение основных размеров телескопического амортизатора.

Поскольку нижний конец амортизатора установлен на уровне нижней оси балансира, передаточное отношение каток – шток амортизатора равно единице:

Тогда максимальная сила сопротивления на штоке амортизатора на прямом и обратном ходе:

Диаметр поршня амортизатора находится из условия обеспечения максимального давления в диапазоне значений, характерных для существующих конструкций - от до :

г де отношение = 0,3 0,4 в существующих конструкциях.

Принимаем, = 0,4.

Тогда:

мм.

мм.

Принимается мм.

Тогда мм.

4.2 Проверка штока амортизатора на устойчивость.

Для штока амортизатора в выдвинутом положении производится проверка на устойчивость при сжатии. Считая цилиндр абсолютно жестким на изгиб, критическая сила определяется по соответствующей формуле сопротивления материалов:

Рисунок 4.2.1. Расчетная схема амортизатора на устойчивость

Н.

где - осевой момент инерции штока;

E= 200 000 МПа – модуль упругости первого рода (для стали);

l=900 мм – длина амортизатора с полностью выдвинутом штоком.

Так как , условие устойчивости штока амортизатора на сжатие выполняется.

4.3 Проверочный расчет толщины стенок амортизатора.

Толщина стенок амортизатора рассчитывается по формулам сопротивления материалов для цилиндрической оболочки, нагруженной внутренним давлением.

В элементе стенки амортизатора от действия внутреннего давления возникают окружные напряжения, определяемые по формуле:

,

где мм - толщина стенки гильзы амортизатора;

Па - максимальное внутренне давление жидкости, действующее на стенку гильзы амортизатора.

Меридиональные напряжения не учитываем, поскольку, при действии давления внутри полости на стенки гильзы амортизатора, осевая составляющая сил давления действует на поршень, который не имеет жесткой связи с гильзой амортизатора, поэтому эквивалентное напряжение равно окружному:

МПа.

Материал гильзы – сталь 40Х, предел текучести которой равен МПа , тогда гильза амортизатора имеет запас прочности по напряжениям равный .

4.4 Расчет дроссельной системы амортизатора.

Расчет дроссельной системы амортизатора проводится по упрощенному алгоритму в силу того, что эта задача является достаточно сложной. Допущением является то, что учитываются только местные гидравлические сопротивления и пренебрегаются потери на трение в трубопроводах. Также считается, что на прямом и обратном ходе работает по одному отверстию. Таким образом, необходимо определить площадь этих отверстий, выражаемую через величину эквивалентного диаметра соответствующего отверстия.

4.4.1 Построение квадратичной зависимости демпфирующей силы от скорости штока амортизатора.

Ранее было допущено, что характеристика амортизатора является кусочно-линейной. Теперь необходимо перейти к квадратичной зависимости демпфирующей силы от скорости штока. Для этого заменяются линейные наклонные участки прямого и обратного хода параболами из условия равенства площадей под графиками. Площадь под графиком линейной характеристики приравнивается площади под квадратичной характеристикой с неизвестным параметром С -

Для прямого хода площади приравниваются на участке от до м/с, где - скорость штока соответствующая переходу наклонного участка характеристики в горизонтальный:

Для обратного хода площади под графиками приравниваются на рабочем диапазоне амортизатора на обратном ходе - от до м/с:

Полученную в итоге характеристику демпфирующего элемента необходимо реализовать, подобрав площади поперечных сечений отверстий для прямого и обратного хода. Для этого необходимо найти демпфирующую силу местного сопротивления (дроссельного отверстия). Для определения демпфирующей силы, используется формула расхода жидкости через местное сопротивление:

где – коэффициент местных потерь; – плотность жидкости;

S₂ – площадь поперечного сечения на выходе из местного сопротивления;

(p₁ - p₂) – перепад давления на местном сопротивлении.

Так как демпфирующая сила, возникающая при перетекании жидкости через местное сопротивление, является следствием возникающего перепада давлений, то ее величина определяется, по следующей формуле:

где - сумма эквивалентных коэффициентов местных потерь;

S - площадь, на которую действует перепад давлений; V - скорость штока.

Сумма эквивалентных коэффициентов местных потерь амортизатора состоит из потерь на сужение и потерь на расширение потока жидкости в дроссельном отверстии, приведенных к скорости штока, и определяемых по следующим формулам:

где S₁ – площадь поперечного сечения на входе местного сопротивления;