рпз (1037709), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Поэтому уточнять характеристику демпфирующегоэлемента 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 непревышает 0,5g.Уточненная демпфирующая характеристика подвески представлена на рис. 4 и в табличном видев таблице 3.Рис. 4.Таблица 3Прямой ходVк ( м с )Ra (кН )Vк ( м )сRa (кН )000.216.432Обратный ход00316.4323200.5145.

Скоростная характеристика подвески и амплитудно-частотнаяхарактеристика по ускорению «тряски».12Вышеуказанные хараутеристики были получены при помощи программы «Trak».Скоростная характеристика подвески представленна на рис. 5 и в табличном видев таблице 4.Амплитудно-частотная характеристика по ускорениям «тряски» представленна нарис. 6 и в табличном виде в таблице 5.Рис.

5.Рис. 6.13Таблица 5Амплитудно-частотная характеристика по ускорению «тряски»2 345678910 11 1213144.54 5.04 5.42 5.83 6.3 6.69 7.03 7.41 7.63 7.8 7.99 8.278.5 сV мсz м26. Расчет элементов подвески на прочность6.1 Определение основных размеров бандажей опорных катковПри определении основных размеров резиновой шины опорного катка используются эмпирическиепараметры, предельные значения которых сравниваются с расчетными значениями для проектируемоймашины. Расчетные зависимости позволяют судить о степени деформации резины, усталостныхповреждениях и нагреве шин.GКоэффициент радиальной нагруженности: KR =4Rок n шГде:n ш  24- общее число опорных шинG4 НKR  1.18  10м4Rок n шKRУсловное удельное давление: KD =BшГде:Bш  0.12 м - ширина шиныНKR4KD  9.829  10Bш2мКоэффициент напряженности работы шины: KN = KD υГде:υ  15м- предполагаемая максимальная скорость движениясKN  KD υ  1.474  106Нм сψ υ KR3HшG RокРис.

7Рабочая температура шины: Tш = 4 tαш FшRок n ш Bш EрГде:ψ  0.275 - коэффициент внутреннего трения шины;Джαш  700- коэффициент теплообмена шины с окружающей средой;2м  с °C6Eр  5  10 Па- модуль упругости резины;Hш  0.035 м - толщина шины;2Fш  2  π 2Rок  Hш  Hш  Bш  0.628 мt  50 °CTш  4 - площадь теплообмена шины;- температура окружающей среды.ψ υ KRαш Fш3HшRокG Rокn ш Bш Eр t  70 °CKR, KD, KN, Tш не превышают предельных значений.146.2 Расчет подшипников опорных катковРадиальные нагрузки на подшипники:bRa  Pст 8.158 кНabaRb  Pст 24.473 кНabPст  32.63a  60 ммкНb  20 ммОсевая нагрузка на подшипники:A = ψ Pст , где:ψ  0.125 - коэффициент осевой нагрузкиA  ψ Pст  4.079 кНПриведенная радиальная нагрузка на шариковый радиальный подшипник:Рис.

8Qпр.a = Ra Kк  A m1  Kб Kт , где:Kк  1.2 - коэффициент вида нагрузки (неподвижная относительно внутреннего кольца);m1  1.5 - коэффициент влияния осевой нагрузки;- коэффициент безопасности (для тяжелых условий работы с ударами);Kб  3- температурный коэффициент (нормальные условия).Kт  1Qпр.a  Ra Kк  A m1  Kб  Kт  47.721 кНПриведенная радиальная нагрузка для роликового радиального подшипника:Qпр.b  Rb  Kк Kб  Kт  88.101кНДинамическая грузоподъемность:15C = Qпр  6  10  n  hгде:30 υn  421.292π Rокα,1мин- частота вращения катка;h  650- ресурс подшипника в часах;αa  3αb  3.3- для шарикового подшипника;- для роликового подшипника;Динамическая грузоподъемность шарикового радиального подшипника:15Ca  Qпр.a   6  10  n  h αa 121.319 кНПо справочнику подбирается подшипник: 317 ГОСТ 8338-75.Динамическая грузоподъемность роликового радиального подшипника:1Cb  Qпр.b  6  105 n hαb 205.759 кНПо справочнику подбирается подшипник: 32317 ГОСТ 8328-75.156.3 Расчет игольчатых подшипников.Балансир установлен на подшипниках ГОСТ 4657 4024922 и 4024918.Статическая грузоподъемность которыых 523 кН и 392 кН соответственно.a  353mm4b  485mmPст  3.263  10 NCтатическая грузоподъемностьигольчатых подшипниковопределяется по формуле:bRa  Pст 119.891  kNbaaRb  Pст 87.261 kNbaНа выбранные подшипникивоздействует только радиальнаянагрузка и она не превосходиткаталожное значение С 0 ,следовательно подшипники проходят.Рис.

96.4 Расчет шлицевых соединений торсионаВ связи со стесненными габаритами, необходимостью использовать нестандартныесоединения выбираются шлицы с треугольным профилем. Основным для шлицевыхсоединений является расчет по критерию смятия:2000 M y  k[σ]см d ср z h  lГде:3M y = [τ]max Wk  10π d тWk 16- максимальный момент упругости торсиона;343 2.923  10  mm - мометн сопротивления торсионного вала при расчете накручение;d т  53mm[τ]max  1200MPaM y  [τ]max Wk  10k  1.1- максимальные касательные напряжения;3 35.078 N m- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузок междупарами зубьев из-за ошибок изготовления по шагу;h- рабочая высота шлица;l- длина соединения;d ср- средний диаметр соединения;- допускаемые напряжения смятия для данного типа соединений;[σ]см  70MPaМинимальная длина соединений:2000M y  kl d ср z h d ср z h  [σ]смl ( 62mm 46 4mm)  96.639 mml ( 74mm 54 4mm)  68.973 mm166.5 Расчет пальца крепления амортизатора.Сферический подшипник крепления амортизатора посажен на палец, установленный впроушины специального кронштейна, присоединенного с помощью сварки к балансиру.Таким образом через палец передаются усилия с амортизатора на балансир.

Проверимпалец на условие прочности по напряжениям среза:P βт [τ]ср2d2π4 d  30mmГде:[τ]ср  120MPaP2πd2- диаметр пальца;- допускаемые напряжения среза материала пальца. 81.916 MPa4Условие прочности пальца крепления амортизатора по напряжениям среза выполняется.6.6 Расчет балансира на прочностьРассмотрм наиболее опасные сечения балансира.

Материал балансира сталь 40Х.Рис. 1017Сечение 1-1D  85mmσт  780MPaa  75mmd  50mmP  115.806 kNСуммарный изгибающий момент:3M  P a  8.685  10  N mМомент сопротивления изгибу:3Wи π D32 1 4 d    53073 mm3 D Напряжения изгиба:Mσи  163.651  MPaWиЗапас прочности:σтs  4.766σиРис. 1118Сечение 2-2a  125mm σт  780MPab  80mmP  115.806 kN ψ  29°RбL1  0.377 mcos( ψ)β  113.38°Rб  0.330mL  110mmL1   2.572  104 N m2 L1 M y  P cos( β)  sin( ψ)   L sin( ψ)   5.391  103 N m2 M x  P sin( β)   L sin( ψ) 4M к  P L sin( β)  cos( ψ)  1.023  10  N mМомент сопротивления изгибу:2Wи.x Wи.y a b6a b3 208333 mm23 133333 mm6Момент сопротивления кручению:Рис.

12α  0.208253Wк  α b  a  1.664  10  mmНапряжения изгиба:MxMyσи  163.901  MPaWи.xWи.yНапряжения кручения:Mкτ  61.458 MPaWкЭквивалентное напряжение:σэкв 22σи  3  τ  195.435  MPaЗапас прочности:σтs  3.991σэкв19Сечение 3-3a  135mm σт  780MPab  80mmP  115.806 kN ψ  29°RбL1  0.377 mcos( ψ)β  113.38°Rб  0.330mL  110mmRпр.шт.max  32.865 kNL14M x  P sin( β)  L sin( ψ)  L1  Rпр.шт.max  3.958  10  N m23M y  P cos( β)  sin( ψ)  L sin( ψ)  L1  9.594  10  N m4M к  P L sin( β)  cos( ψ)  1.023  10  N mМомент сопротивления изгибу:2Wи.x Wи.y a b6a b3 243000 mm23 144000 mm6Момент сопротивления кручению:α  0.208253Wк  α b  a  1.797  10  mmНапряжения изгиба:MxMyσи  229.489  MPaWи.xWи.yРис.

13Напряжения кручения:Mкτ  56.906 MPaWкЭквивалентное напряжение:σэкв 22σи  3  τ  249.76 MPaЗапас прочности:σтs  3.123σэкв20Сечение 4-4D  125mm σт  780MPad  85mmβ  113.38°P  115.806 kN ψ  29°L1 Rбcos( ψ) 0.377 mRб  0.330mL  110mmRпр.шт.max  32.865 kNL2  60mm L14M x  P sin( β)  L  L1  sin( ψ)  L2  Rпр.шт.max   sin( ψ)  L2   3.254  10  N m 24M y  P cos( β)  L  L1  sin( ψ)  L2  1.622  10  N mСуммарный изгибающий момент:M 224M x  M y  3.636  10  N mМомент сопротивления изгибу:3Wи π D32 1 4 d    150749 mm3 D Напряжения изгиба:Mσи  241.163  MPaWиЗапас прочности:σтs  3.234σиРис. 14Случай 2: горизонтальное положение рычага балансира:Рис. 15Т.

к. значения всех изгибающих и крутящих моментов на соответствующих участкахменьше чем в предидущем случае, следовательно балансир прочен при горизонтальномрасположении рычага.217. Проектный расчет амортизатораВ данном проекте в качестве прототипа устанавливаемого амортизатора используется схемаамортизатора основного танка Т-80. Амортизатор гидравлический, поршневой, телескопического типа,двустороннего действия.

Каждый амортизатор закреплен на машине с помощью верхней и нижней опор.Нижней опорой он установлен на цапфу, запрессованную в рычаг балансира, верхней на цапфу,запрессованную и приваренную на борту корпуса машины. Амортизатор расположен снаружи корпусамашины.7.1 Определение основных размеров телескопического амортизатора.Для определения размеров амортизатора необходимо перейти от сил на катке к силам, действующимнепосредственно на шток амортизатора, используя передаточное отношение каток шток амортизатора,определяемое геометрией расположения крепления амортизатора относительно балансира:vкRбiа ==v штLаiа  2Плечо установки амортизатора набалансире выбирается поконструктивным соображениям, а такжена основе расчета основных размеровамортизатора и объемов пространства,необходимых для работы амортизатора.Максимальная сила сопротивления наштоке амортизатора на прямом иобратном ходе:Rпр.шт.max  Rпр.к.max iа  32.864 kN Rоб.шт.max  P βт  i а  231.612 kNРис.16Диаметр поршня амортизатора находим из условия обеспечения максимального давления p max вдиапазоне значений, характерных для существующих конструкций:p max Dп = 2 1.5   107Pa  4.5 Rоб.шт.maxπ p max 1  d 2  шт  D 2  п Где отношение dп/Dшт=0.3-04, в существующих конструкциях.Dп  2Rоб.шт.maxπ p max 1  0.389Принимаем:2 152.201  mm 87.873 d шт  35mmDп  90mm7.2 Проверка штока амортизатора на устойчивость.Для штока амортизатора в выдвинутом положении производим проверку на устойчивость при сжатии.Считая цилиндр абсолютно жестким на изгиб, критическую силу определяем по соответствующейформуле сопротивления материалов:22Pкр =14.6 E Il2Где:I π d шт4 7.366  1064E  200000MPa84m- осевой момент инерции штока;- модуль упругости первого рода (для стали).l  690mmPкр 14.6 E Il2 451.78 kNPкр>Рпр.шт.max, условие устойчивости штока амортизатора на сжатие выполняется.7.3 Проверочный расчет толщины стенок амортизатора.Толщину стенок амортизатора рассчитываем по формулам сопротивленияматериалов для цилиндра, нагруженного внутренним давлением.В элементе стенки амортизатора от действия внутреннего давления возникаютнапряжения, определяемые по формуле:p  Dпσэкв =2 δРис.17Где:δ  10mmp - толщина стенки гильзы амортизатора;4Rоб.шт.maxπ Dп  1  0.38922 42.899 MPa - максимальное внутренне давление жидкости, действующее настенку гильзы амортизатора.p  Dпσэкв  193.044 MPa2 δМатериал гильзы сталь 40Х, предел текучести которого равен σт  640MPa.Следовательно, гильза амортизатора имеет запас прочности по окружным напряжениям от действияσтвнутреннего давления со стороны жидкости, равный 3.315 .σэкв7.4 Расчет дроссельной системы амортизатора.Расчет дроссельной системы амортизатора проводим по упрощенному алгоритму в силу специфичностиучебного проекта.

Допущением является то, что учитываются только местные гидравлическиесопротивления, пренебрегая потерями на трение в трубопроводах. Также считаем, что на прямом иобратном ходе работает по одному отверстию. Таким образом, необходимо определить площадь этихотверстий, выражаемую через величину эквивалентного диаметра соответствующего отверстия.7.4.1 Построение квадратичной зависимости демпфирующей силы от скорости штокаамортизатора.Исходными данными для расчета является уточненная характеристика демпфирующего элементаподвески Rд.к(vк), которую с учетом передаточной функции каток шток амортизатора необходимопреобразовать в зависимость силы на штоке от скорости штока Rд.шт(vшт).23Рис.18Ранее мы допускали, что характеристика амортизатора является кусочно-линейной. Теперьнеобходимо перейти к квадратичной зависимости демпфирующей силы от скорости штока.

Дляэтого линейные наклонные участки прямого и обратного хода на характеристике амортизаторазаменяем квадратичными параболами из условия равенства площадей под графиками. ПлощадьRд.шт  v шт, приравниваем площади подпод графиком линейной характеристики Fлин =2квадратичной характеристикой с неизвестным параметром С:vv шт шт123Fквадр = Rшт v шт dv шт = C v шт dv шт = C v шт300Для прямого хода:Rд.шт1  v шт1Fлин1 23 1.643  10 WGiven13Fлин1 = C1  v шт136 kgfind C1  4.93  10m 6 kgRпр.шт1 v шт1 = 4.93  10m v шт12Для обратного хода:Rд.шт2  v шт2Fлин2 25 1.003  10 WGiven13Fлин2 = C2  v шт235 kgfind C2  4.629  10m Rпр.шт2 v шт2 = 4.629  105 kgm v шт2224Рис.19Полученную в итоге характеристику демпфирующего элемента необходимо реализовать, подобравплощади поперечных сечений отверстий для прямого и обратного хода.

Характеристики

Список файлов курсовой работы