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

Текст из файла (страница 3)

Таблица 3.2 – Высота проходной неровности для длины a = L

Таблица 3.3 – Высота проходной неровности для длины a = 0,5L

3.6 Построение АЧХ по ускорениям тряски

Моделируя режим, описанный в пункте 3.4, для каждой величины скорости определяется ускорение на месте механика-водителя.

Таблица 3.4 – Ускорения тряски при h = 0,05 м

4 Расчет на прочность элементов подвески

4.1 Оценка работоспособности бандажей опорных катков

При оценке работоспособности выбранной шины 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.

Рис. 4.1. Шина опорного катка

Коэффициент радиальной нагруженности:

где n_ш – общее число опорных шин, n_ш = 20.

Условное удельное давление:

где B_ш – ширина шины, B_ш = 0,13 м.

Коэффициент напряженности работы шины:

где v – предполагаемая максимальная скорость движения, v = 15 м/с.

Рабочая температура шины:

где ψ = 0,25..0,3 – коэффициент внутреннего трения шины, принимается ψ =0,3;

α_ш – коэффициент теплообмена шины с окружающей средой, α_ш≈700 Дж/м²с°C;

E_р – модуль упругости резины, E_р = 5 МПа;

H_ш – толщина шины, H_ш =0,05 м;

F_ш – площадь теплообмена шины, м²;

t – температура окружающей среды, t = 50°C.

Т.к. вычисленные величины не превышают предельных значений, указанных в таблице 4.1, резиновый бандаж опорного катка будет работать удовлетворительно.

Таблица 4.1 – Предельные значения расчетных параметров

4.2 Расчет подшипников опорных катков

В катках с наружным обрезиниванием используются шариковые и роликовые подшипники. Шариковые радиальные подшипники воспринимают радиальные и осевые нагрузки, возникающие при поворотах и движении по уклонам. Роликовые радиальные подшипники воспринимают большую часть радиальных нагрузок.

Радиальные реакции в подшипниках (рисунок 4.2) определяются следующим образом:

Осевая реакция на подшипник определяется по формуле:

F_A = ψ·P_ст,

где ψ = 0,1..0,15, принимается ψ = 0,15.

F_A = ψ·P_ст = 0,15·2,04·10⁴ = 3060 Н.

Приведенная радиальная нагрузка на шариковый радиальный подшипник:

Q_{пр ш} = (R_a·K_к + F_A·m)·K_б·K_т,

где K_к – коэффициент вида нагрузки, K_к =1,2 (неподвижная относительно внутреннего кольца);

m – коэффициент влияния осевой нагрузки, m = 1,5;

K_б – коэффициент безопасности, K_б = 3 (тяжелые условия работы с ударами);

K_т – температурный коэффициент, K_т = 1 (температура меньше 100°C).

Q_{пр ш} = (8555·1,2 + 3060·1,5)·3·1 = 44568 Н.

Приведенная радиальная нагрузка для роликового радиального подшипника:

Q_{пр р} = R_b·K_к·K_б·K_т = 11845·1,2·3·1 = 42642 Н.

Подшипники подбираются по динамической грузоподъемности:

C = Q_пр (6·10^–5·n·h)^1/α,

где n – частота вращения катка при движении машины со средней скоростью, об/мин;

h = 600..700 – ресурс подшипника, принимается h = 650 ч;

α = 3 – для шарикового подшипника, α = 3,3 – для роликового подшипника.

Полагается, что средняя скорость машины составит около 10 м/с. Тогда:

C_ш = Q_{пр ш} (6·10^–5·n·h)^1/α = 44568·(6·10^–5·205,4·650)^1/3 = 89175 Н.

Выбирается шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 313 ГОСТ 8338–75, для которого по табл. 24.10 [2, с. 459]: d = 65 мм, D = 140 мм, B = 33 мм, C = 92300 Н.

C_р = Q_{пр р} (6·10^–5·n·h)^1/α = 42642·(6·10^–5·205,4·650)^1/3,3 = 80108 Н.

Выбирается роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами подшипник средней серии 2313 ГОСТ 8238–75, для которого по табл. 24.13 [2, с. 462]: d = 65 мм, D = 140 мм, B = 33 мм, C = 138000 Н.

4.3 Расчет шлицевого соединения

Для шлицевого соединения торсиона и балансира используются шлицы треугольного профиля с углом при впадине вала 60°. Диаметры головок торсиона различные. Головки имеют различное число шлицев, чем обеспечивается точность установки балансира относительно корпуса машины.

В данном случае принимается z_Б = 52, z_М = 48, где z_Б и z_М – числа шлицев на большой и малой головках соответственно.

Угловой шаг при выставке балансира на угол β₀ при этом определяется по формуле:

что достаточно для обеспечения требуемой упругой характеристики.

Шлицевое соединение рассчитывается по напряжениям смятия:

Рис. 4.3. Расчетная схема шлицевого соединения

где M_у – максимальный момент упругости торсиона, Н·мм;

k – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между шлицами из-за ошибок изготовления, k = 1,1;

d_m – средний диаметр соединения, мм;

z – число шлицев;

h – рабочая высота шлица, мм;

l – длина соединения, мм,

[σ]_см – допускаемые напряжения смятия, МПа.

Тогда

M_у = [τ]_max ·W_к·10^–3,

где W_к – момент сопротивления торсиона при кручении, мм³.

M_у = 1400·14547·10^–3 = 20365,8 Н·мм.

Для подобных соединений принимается [σ]_см = 80 МПа.

Для большой головки:

d_m = m_Бz_Б = 1,12·52 = 58,24 мм, z = 52, h = 2 мм.

Принимается l = 100 мм.

Для малой головки:

d_m = m_Мz_М = 1·48 = 48 мм, z = 48, h = 2 мм.

Принимается l = 125 мм.

4.4 Расчет игольчатых подшипников

Радиальные реакции в подшипниках (рисунок 4.4) определяются следующим образом:

Статическая эквивалентная радиальная нагрузка численно равна реакциям в опорах, т.е. P_{0r a} = R_a = 54607 Н, P_{0r b} = R_b = 34207 Н.

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

Статическая грузоподъемность для игольчатых подшипников:

где D_we – диаметр ролика, мм;

α – нормальный угол контакта, град;

D_pw – диаметр окружности роликов, мм;

i – число рядов роликов;

Z – число роликов, воспринимающих нагрузку;

L_we – длина ролика, мм.

D_pw = (D + d)/2,

где D и d – наружный и внутренний диаметр подшипника соответственно, мм.

Z = Z_общ/3,

где Z_общ – общее число роликов в подшипнике.

D_{we a} = D_{we b} = 5 мм;

α = 0°, cos α = 1;

D_{pw a} = (130 + 120)/2 = 125 мм, D_{pw b} = (100 + 90)/2 = 95 мм; i = 1;

Z_a = 78/3 = 26, Z_a = 59/3 = 19,7;

L_{we a} = L_{we b} = 45 мм.

Расчетная статическая грузоподъемность должна быть больше статической эквивалентной нагрузки, т.е. C_{0r a} ≥ P_{0r a}, C_{0r b} ≥ P_{0r b}. Т.к. условие выполняется, то выбранные игольчатые подшипники считаются пригодными.

4.5 Расчет балансира на прочность

4.5.1 Построение эпюр

Рис. 4.5. Расчетная схема для построения эпюр

На рис. 4.6 построены эпюры от силовых факторов, где

P = 3P (f_полн) = 3·154700 = 464100 Н·м – расчетная сила

β – угол положения балансира. На эпюрах показаны силы для случая β = β_max.

L1 = 142 мм, L2 = 270 мм, L3 = 35 мм.

4.5.2 Расчет на прочность

Расчет проводится по методу, изложенному в книге «Конструкция и расчет танков и БМП» [5, с. 332-333].

Наибольшие напряжения в различных сечениях балансира возникают при пробоях подвески, когда реакция под опорным кат­ком достигает 10 статических нагрузок. Расчет прочности баланси­ра в сечениях I–I, II–II, III–III (рис. 4.5) проводится по мето­дам курсов «Сопротивление материалов» и «Детали машин» на десятикратную статическую нагрузку P_{к max} = 10P_ст.

Характеристики

Список файлов курсовой работы