Эмиль последнее (1037710), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

Выбираем роликовый подшипник с размерами d = 80 мм, D = 140 мм:

Подшипник 2216 ГОСТ8328-75, с динамической грузоподъемностью С=68кН

3.4 Расчет шлицевых соединений торсиона.

Для передачи крутящего момента с балансира на торсион и фиксации торсиона от поворота в корпусе машины используется шлицевое соединение треугольными шлицами. Треугольные шлицы используются из-за ограничений на габариты соединения при значительных величинах передаваемого момента, а также, вследствие унификации данного способа при использовании нестандартных элементов соединения. Параметры выбираем в соответствии со стандартом на треугольные шлицы. Выбираем угол профиля равный 90^о Это позволяет использовать соотношения, характерные для шлицевых соединений с данными характеристиками, для которых основным является расчет на смятие:

,

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; Индекс 1 присвоим расчету шлицов крепления торсиона к балансиру, индекс 2 – креплению торсиона к кронштейну подвески, индекс 3- креплению рычага амортизатора к балансиру. Тогда:

;

.

l – рабочая длина зубьев, мм; l₁= 100 мм, l₂= 100 мм; l₃=40мм

- допускаемые напряжения на смятие, МПа; .

Тогда:

Расчет показывает, что все шлицевые соединения работоспособны.

3.5 Расчет подшипников скольжения.

Расчет произведем по удельной нагрузке в подшипнике р и удельной величине pv – характеризующей износ и нагрев.

Удельная нагрузка в подшипнике:

р= Р/d*l <=[p]

где d= 75мм = 0,075 м – диаметр подшипника , а l=70 мм = 0,07м; - длина подшипника ,а Р – сила действующая на подшипник.

a = 300 мм, b = 150 мм.

Радиальные силы в подшипниках скольжения:

Для подшипников скольжения эквивалентная радиальная статическая нагрузка равна радиальной реакции в подшипнике:

Теперь можем найти удельную нагрузку в подшипниках:

p_a= 3,9 МПа

р_d= 3,84 Мпа

Так как качение балансира в кронштейне подвески происходит при невысоких скоростях и больших нагрузках, примем металлофторопластовые подшипники.

Их преимущество перед металлическими в том, что они не нуждаются в смазке, и имеют высокую нагрузочную способность при малом коэффициенте трения.

Допускаемая удельная нагрузка на принятые металлофторопластовые подшипники скольжения: [р] = 10Мпа; [pv] = 3 м/с

Условие - выполняется, то есть оба подшипника скольжения работоспособны.

3.6 Расчет пальца крепления амортизатора.

Сферический подшипник крепления амортизатора посажен на палец, установленный в проушины специального кронштейна, присоединенного с помощью шлицов к балансиру. Таким образом, через палец передаются усилия с амортизатора на балансир. Проверим палец на условие прочности по напряжениям среза:

где d=20 – диаметр пальца, мм; Рп- сила действующая от амортизатора, в плоскости перпендикулярной пальцу. Рп=Тмах/rр;

где rр=0,207 м - расстояние между осью пальца и осью торсиона

МПа – допускаемые напряжения среза материала пальца.

Условие прочности пальца крепления амортизатора по напряжениям среза выполняется.

3.7 Расчет балансира на прочность

Расчет балансира на прочность проводится по правилам курса сопротивления материалов. Учитываются все силы, действующие на балансир: реакции в подшипниках верхней и нижней осей балансира, силы со стороны отбойника и амортизатора, крутящий момент от торсиона (рис. 3.7.1).

Рис. 3.7.1 Расчетная схема балансира

При расчете рассмотрим два наиболее опасных положения балансира: варианты при и . При все силовые факторы достигают максимального значения, т.к. в этом положении торсион закручен на максимальный угол и происходит пробой подвески. Вариант рассматривается из-за того, что в этом положении основные силы направлены перпендикулярно осям рычагов балансира, что является наиболее опасным их положением.

Значения силовых факторов берем из характеристик упругого и демпфирующего элементов. В случае пробоя подвески (), сила, действующая на балансир со стороны катка, принимается равной утроенной максимальной силе от упругого элемента подвески Н.

Материал балансира - сталь 45Х, для которой МПа.

Рассмотрим вариант, когда ось балансира параллельна опорной плоскости, т. е. при .

По схеме нагружения балансира строим эпюру основных силовых факторов, действующих в его сечениях (рис. 3.7.2).

Рис. 3.7.2. Эпюра силовых факторов балансира при

l₁=140 мм – расстояние от средней плоскости катка до оси рычага балансира;

l₂ = 103 мм – расстояние от средней плоскости катка до места перехода оси катка в рычаг балансира;

l_а = 65 мм – расстояние до места крепления амортизатора;

l_б = 300 мм – длина рычага балансира;

l₃ = 55 мм – расстояние от оси рычага балансира до средней плоскости головки торсиона;

l_с = 100 мм – расстояние от оси рычага балансира до средней плоскости подшипника качения;

l_d =144 мм – расстояние между подшипниками качения.

Значение силы P берём с характеристики упругого элемента подвески при значении f соответствующем : Н.

Рассмотрим сечение 1-1 (рис. 3.7.3).

Рис. 3.7.3. Сечение 1-1

D=110 мм. d=50 мм.

Изгибающий момент

Момент сопротивления сечения изгибу:

Максимальные напряжения изгиба в сечении:

Запас прочности:

Рассмотрим сечение 2-2 (рис. 3.7.4).

Рис. 3.7.4. Сечение 2-2

Изгибающий момент в сечении:

Крутящий момент:

Момент сопротивления сечения изгибу относительно оси y:

Момент сопротивления сечения кручению:

Напряжение изгиба:

Напряжение кручения:

Максимальное эквивалентное напряжение:

Запас прочности

Рассмотрим сечение 3-3 (рис. 3.7.5).

Рис. 3.7.5. Сечение 3-3

D = 75 мм; d = 40 мм.

Изгибающий момент в сечении:

Крутящий момент:

Момент сопротивления сечения изгибу:

Момент сопротивления сечения кручению:

Напряжения изгиба:

Напряжение кручения:

Максимальное эквивалентное напряжение:

Запас прочности

Рассмотрим сечение 4-4 (рис. 3.7.6).

Рис. 3.7.6. Сечение 4-4

D = 64 мм; d = 44 мм.

Изгибающий момент в сечении:

Крутящий момент:

Момент сопротивления сечения изгибу:

Момент сопротивления сечения кручению:

Напряжения изгиба:

Напряжение кручения:

Максимальное эквивалентное напряжение:

Запас прочности

Рассмотрим наиболее опасный случай нагружения балансира, при максимальной закрутке торсиона , когда происходит пробой подвески. В этом случае сила, действующая на балансир со стороны катка, принимается равной утроенной максимальной силе от упругого элемента подвески:

При построении эпюры, разложим все силовые факторы на две составляющие. Индекс x будем присваивать силам действующим в плоскости балансира, а индекс y силовым факторам, действующим в плоскости перпендикулярной плоскости балансира (рис 3.7.7).

Рис. 3.7.7. Эпюра силовых факторов балансира при

Разложим силу, действующую на балансир со стороны катка, на две составляющие:

Н.

Н.

Рассмотрим сечение 1-1.

Изгибающие моменты:

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления сечения изгибу:

Максимальные напряжения изгиба в сечении:

Запас прочности:

Рассмотрим сечение 2-2

Изгибающий момент в сечении:

Крутящий момент:

Момент сопротивления сечения изгибу относительно оси x :

Момент сопротивления сечения кручению:

Напряжение от изгиба:

Напряжения кручения:

Максимальное эквивалентное напряжение:

Запас прочности:

Рассмотрим сечение 3-3

Изгибающий момент в сечении:

Момент сопротивления сечения изгибу:

Напряжения изгиба:

Запас прочности:

Рассмотрим сечение 4-4

Изгибающий момент в сечении:

Момент сопротивления сечения изгибу:

Напряжения изгиба:

Запас прочности:

Во всех опасных сечениях напряжения меньше допускаемых, следовательно, балансир достаточно прочен.

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, установленную на шлицах на оси балансира, верхней – на цапфу, запрессованную и приваренную на борту корпуса машины. Амортизатор расположен снаружи корпуса машины.

4.1 Определение основных размеров телескопического амортизатора.

Для определения размеров амортизатора необходимо перейти от сил на катке к силам, действующим непосредственно на шток амортизатора, используя передаточное отношение каток – шток амортизатора, определяемое геометрией расположения крепления амортизатора относительно балансира:

Характеристики

Список файлов курсовой работы