Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Расширение потока

Сужение потока

Расширение потока

Сужение потока

Расширение потока

Рассмотрим три случая демпфирования

1. на этапе высокой жесткости

2. на этапе низкой жесткости с закрытым клапаном

3. на этапе низкой жесткости с открытым клапаном

1. Демпфирование на этапе высокой жесткости

Тогда демпфирующая сила на катке определяется выражением:

где - передаточное отношение в статическом положении

- плотность жидкости.

2. Демпфирование на этапе низкой жесткости с закрытым клапаном

Тогда демпфирующая сила на катке определяется выражением:

где - среднее передаточное отношение на данном этапе

- плотность жидкости.

3. Демпфирование на этапе низкой жесткости с открытым клапаном

Тогда демпфирующая сила на катке определяется выражением:

где - среднее передаточное отношение на данном этапе

- плотность жидкости.

Момент открытия клапана подберем (при помощи программного комплекса WinTrack) таким образом, чтобы ускорения на месте механика-водителя без пробоя подвески не превышали 2,0 g. Этого можно добиться обеспечив открытие клапана при скорости катка 1,0 м/с.

Таким образом получим демпфирующую характеристику на прямом и обратном ходу для этапа низкой жесткости.

5. Расчет клапана

Момент открытия клапана соответствует скорости катка 1,0 м/с.

При этом сила на штоке составит величину:

Площадь кольца клапана , на которую действует давление при закрытом клапане:

где - внешний диаметр кольца

- внутренний диаметр кольца

Таким образом, усилие на клапане:

Примем рабочий ход пружины: h=15 (мм)

По ГОСТ 13775-86 для пружин третьего класса второго разряда получаем следующие параметры:

Наружный диаметр пружины: 27 мм

Диаметр проволоки 3 мм

Жесткость одного витка пружины:

Жесткость пружины:

Количество рабочих витков пружины:

Принимаем

Полное число витков пружины:

6. Расчет элементов подвески на прочность

6.1 Определение основных размеров бандажей опорных катков

Коэффициент радиальной нагруженности:

где

— общее число опорных шин; 

;

условное удельное давление:

где

bш – ширина бандажа опорного катка, принимаем, что bШ = 0,150 м; 

;

коэффициент напряженности работы шины:

где

V – предполагаемая средняя скорость движения ГМ. Принимаем V=14 м/с; 

;

рабочая температура шины:

[C], где

 = 0,250,3 — коэффициент внутреннего трения шины;

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

Ер = 5 МПа — модуль упругости резины;

Нш = 0,04 м (35 ≤ НШ ≤ 65) толщина шины;

- площадь теплообмена шины;

t = 50 С — температура окружающей среды; 

Для одношинного катка толщиной 35÷65 мм вычисленные величины не должно превышать предельных значений указанных в таблице 1, Таблица 1.

то считается, что резиновый бандаж катка будет удовлетворительно работать. Проверяем эти условия:

KR = 8706.5 (30000)H/м, КD = 58043 (200000)Н/м2,

KN=812603(2,02,5)106Н/(мс), ТШ =59 (100)C,

т. е. для резинового бандажа с принятыми размерами данные условия выполняются и, следовательно, он будет удовлетворительно работать.

6.2 Расчет подшипников опорных катков

определяем радиальные нагрузки на подшипники:

осевую нагрузку:

где  = 0,10,15.

Приведенная радиальная нагрузка на шариковый радиальный подшипник определяется по формуле:

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);

Приведенная радиальная нагрузка для роликового радиального подшипника:

Ресурс подшипников в часах равен: , где

Сr – динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

n – частота вращения катка, об/мин (считаем для средней скорости движения V = 50 км/ч = 14 м/с  ;

а1 = 1 – коэффициент надежности подшипника для вероятности безотказной работы 90%;

а2 = 1 и а3 = 1 – коэффициенты, зависящие от смазывания и точности изготовления подшипника;

 = 3 для шарикового и  = 3,3 для роликового подшипников 

(1)

Таким образом, требуемая динамическая грузоподъемность шарикового подшипника равна

и роликового

По справочнику выбираем следующие подшипники:

шариковый радиальный однорядный средней серии по ГОСТ 8338-75 312 –

Сr =81900 Н (Сrа = 70456Н), С0r = 48000Н (QПРа = 27626 Н);

роликовый с короткими цилиндрическими роликами серии диаметров 2 по ГОСТ 8328-75 2213 – Сr = 106000 Н (Сrb = 57941 Н), С0r = 66500Н

(QПРb = 25223 Н);

6.3 Расчет игольчатых подшипников балансира

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;

Тогда

Радиальные реакции на подшипники складываются от действия двух сил:

нагрузки от катка и силы от ПГР через рычаг.

Рассмотрим их отдельно:

Нагрузка от катка

Нагрузка от ПГР

Для получения эквивалентной радиальной статической нагрузки произведем геометрическое сложение этих сил.

Эквивалентная радиальная статическая нагрузка:

следовательно, оба подшипника годны.

Осевую нагрузку в подшипниках данной конструкции воспринимают шарики

Статическая грузоподъемность для шариков:

Осевая нагрузка:

следовательно, шарики игольчатого подшипника годны.

6.4 Расчет игольчатых подшипников пальца

Статическая грузоподъемность игольчатых подшипников:

.

Эквивалентная радиальная статическая нагрузка:

следовательно, подшипник годен.

6.5 Расчет пальца крепления ПГР по напряжениям среза

Проверим палец на условие прочности по напряжениям среза:

где d=34 (мм)– диаметр пальца;

– допускаемые напряжения среза материала пальца. (Сталь 40Х)

Условие прочности пальца крепления ПГР по напряжениям среза выполняется.

6.6 Расчет шлицевого соединения рычага ПГР

Условие прочности:

.

Где:

.

- 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;

.

Т.е. условие прочности выполняется.

6.7 Расчет балансира на прочность

Для рассмотрения примем два опасных случая.

1. Случай горизонтального положения балансира.

2. Случай пробоя подвески.

В качестве модели расчетной схемы была принята сборочная единица (балансир + рычаг ПГР).

Расчет был произведен с применение метода конечных элементов по технологии ANSIS с применением ПО АСКОН КОМПАС-3D.

(расчет приведен в приложении)

6.8. Проверка штока ПГР на устойчивость при сжатии

Для штока ПГР в выдвинутом положении проведем проверку на устойчивость при сжатии, считая цилиндр абсолютно жестким на изгиб.

, где:

- модуль упругости первого рода (для стали);

осевой момент инерции штока;

- длина амортизатора с полностью выдвинутым штоком.

.

.

Так как критическая сила значительно больше максимальных усилий, возникающих в месте крепления ПГР. Следовательно, шток устойчив.

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.1999 г.

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.

25

Характеристики

Список файлов курсовой работы