зап-ка (Неизвестный готовый вариант 9)

Содержание

1 Исходные данные.

2 Получение упругой и демпфирующей характеристик подвески.

2.1 Выбор жесткости упругих элементов подвески.

2.2 Определение статической нагрузки, действующей на каток.

2.3 Определение угла статического положения балансира.

2.4 Определение диаметра торсиона.

2.5 Упругая характеристика подвески.

2.6 Удельная потенциальная энергия подвески.

3 Определение основных характеристик демпферов.

3.1 Средний коэффициент сопротивления амортизатора, приведенный к катку.

3.2 Коэффициент сопротивления амортизатора на обратном ходу.

3.3 Максимальная сила сопротивления амортизатора на прямом ходу.

4 Уточнение характеристики демпфирующего элемента с использованием программного комплекса «Track».

5 Расчет элементов подвески на прочность.

5.1 Оценка работоспособности бандажей опорных катков.

5.2 Определение среднего давления на грунт.

5.3 Расчет игольчатых подшипников.

5.4 Расчет шлицевых соединений торсиона.

5.5 Расчет подшипников опорных катков.

5.6 Расчет балансира на прочность.

5.7 Расчет пальца крепления амортизатора.

6 Проектный расчет амортизатора.

6.1 Определение основных размеров телескопического амортизатора.

6.2 Проверка штока амортизатора на устойчивость.

6.3 Проверочный расчет толщины стенок амортизатора.

6.4 Расчет дроссельной системы амортизатора.

6.4.1 Построение квадратичной зависимости демпфирующей силы от скорости штока амортизатора.

6.4.2 Прямой ход.

6.4.3 Обратный ход.

Список используемой литературы.

1 Исходные данные.

Вес машины Н

Координаты центров опорных катков относительно центра масс машины:

l₁ = 2,541 м;

l₁ = 1,541м;

l₁ = 0,541 м;

l₁ = -0,379 м;

l₁ = -1,229 м;

l₁ = -2,064 м;

Угол наклона носовой ветви гусеницы

Угол наклона кормовой ветви гусеницы

Статическое натяжение гусеницы

Высота клиренса машины Н_кл = 0,45 м;

Момент инерции корпуса относительно поперечной оси, проходящей через центр масс I_K = 178 110 кг*м²;

Толщина гусеницы h_ГУС = 0, 078 м;

Радиус опорного катка R_ОК = 0,315 м;

Длина балансира R_Б = 0,35 м.

2 Получение упругой и демпфирующей характеристик подвески.

Подвеска входит в состав ходовой части, соединяет подрессоренный корпус с опорными катками, и состоит из упругих, демпфирующих и направляющих конструктивных элементов.

2.1 Выбор жесткости упругих элементов подвески.

Жесткость упругих элементов найдем, исходя из рекомендуемых значений периода продольно-угловых колебаний корпуса машины T_f, который для нормального самочувствия экипаж должен находиться в диапазоне 0,5…1,8 с (верхний предел – допустимое значение по норме на «морскую болезнь», нижний – по норме на «вибрационную» болезнь).

где – момент инерции корпуса относительно поперечной оси, проходящей через центр масс;

c_i – жесткость рессоры i-той подвески;

l_i – продольная координата i-той подвески относительно центра масс корпуса.

Делаем предположение, что жесткости всех подвесок равны между собой, из которого можно с помощью выше приведенной формулы определить жесткость каждой из подвесок:

Поскольку период продольно-угловых колебаний находится в диапазоне, ограниченном значениями, неблагоприятно воздействующими на состояние экипажа, значение жесткости одной подвески вблизи статического хода будет также находиться в соответствующем диапазоне от c_min до c_max:

2.2 Определение статической нагрузки, действующей на каток.

Статическая нагрузка, действующая на один каток складывается из составляющей веса подрессоренного корпуса машины G_П (92%-94% от полного веса машины), приходящейся на этот каток, а также усилия от статического натяжения гусеницы , действующего на крайние катки:

где - угол наклона ветвей гусеницы у направляющего и ведущего колеса соответственно.

2.3 Определение угла статического положения балансира.

Из геометрии узла подвески определяем статическое угловое положение балансира:

Где H_КЛ – высота клиренса гусеничной машины;

H – расстояние от оси торсиона до днища машины, принимаем равным 0,1 м;

h_ГУС – толщина гусеницы;

R_ОК – радиус опорного катка;

R_Б – радиус балансира.

2.4 Определение диаметра торсиона.

Для гусеничных машин принципиально важен как можно больший динамический ход катка, в силу особенностей проходимых ею неровностей, а величина статического хода имеет второстепенное значение. Поэтому, при определении диаметра торсионного вала будем руководствоваться критерием обеспечения максимального динамического хода катка. Исследуя величину динамического хода подвески f_дин как функцию диаметра торсиона d_т, получаем следующую закономерность. Согласно формулам сопротивления материалов, с уменьшением диаметра торсиона d_т увеличивается допустимый угол закрутки торсионного вала , что, очевидно, ведет к увеличению как полной составляющей хода подвески f_полн , так и его динамической составляющей f_дин. Но при том же значении статической нагрузки и статического углового положение балансира возрастает величина закрутки торсионного вала в этом положении. После определенного момента величина угла закрутки начинает составлять основную часть допустимого угла закрутки торсионного вала соответственно, ведет к уменьшению составляющей динамического хода подвески f_дин. Этот момент, очевидно, и определяет значение диаметра торсионного вала d_т, при котором обеспечивается максимальная величина хода независимой торсионной подвески. Исследуя функцию f_дин=f(d_т) на экстремум (раздел 2.2 пособия [1]), выводится формула для нахождения этого значения:

где – максимальные допустимые касательные напряжения в торсионе, =1100…1600 МПа. Принимаем =1450 МПа.

Однако, как видно из формулы, в ней никак не учитывается ограничения, накладываемые на жесткость подвески допустимыми значениями периода продольно-угловых колебаний. Связь между жесткостью подвески в районе статического хода и диаметром торсиона выражается следующей формулой [1]:

где G – модуль упругости второго рода материала торсиона (G=8,3*10⁴ МПа).

L_Т – длина рабочей части торсионного вала, обычно сопоставимая с шириной корпуса гусеничной машины. Принимаем равной L_Т = 2,2 м.

Можем определить минимальное и максимальное значения диаметров торсионного вала в соответствии с диапазоном допустимых жесткостей подвески в районе статического хода:

Расчет показывает, что полученное ранее значение диаметра торсиона попадает в этот диапазон и, следовательно, удовлетворяет ограничениям, накладываемым на жесткость подвески допустимыми значениями периода продольно-угловых колебаний. Учитывая это, для дальнейших расчетов принимаем равным диаметр торсионного вала d_Т=54 мм.

2.5 Упругая характеристика подвески.

Определив диаметр торсионного вала, который является основным определяющим параметром, характеризующим физику подвески, можем найти остальные параметры кинематики подвески.

Максимальный угол закрутки торсиона:

Угол закрутки торсиона в статическом положении:

Угловое положение балансира при нулевой закрутке торсиона (установочный угол):

Угловое положение балансира при максимальной закрутке торсиона (угол установки отбойника):

Статический ход подвески находим по формуле:

Полный ход опорного катка:

Динамический ход:

Приведенную к катку упругую характеристику торсионной подвески строим, используя следующие параметрические уравнения:

Расчет производится от значений угла закрутки торсиона до .

Рис. 1

Таблица 1.

2.6 Удельная потенциальная энергия подвески.

Удельная потенциальная энергия подвески является важным показателем качества системы подрессоривания. В общем случае, без учета влияния амортизаторов, удельную потенциальную энергию подвески можно найти по следующей формуле:

Поскольку мы сделали предположение, что все подвески одинаковы и линейны, то мы можем воспользоваться следующей формулой: