Эмиль (1037711), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Коэффициенты сопротивления на прямом и обратном ходу различны, но на первом этапе расчетов используется среднее значение коэффициента сопротивления:

.

Средний коэффициент сопротивления амортизатора, приведенный к катку, определим по формуле:

,

где - количество амортизаторов по борту;

- жесткость линейной подвески, имеющей такую же удельную потенциальную энергию, как и проектируемая нелинейная система подрессоривания. Условную жесткость найдем по формуле:

Н/м.

Тогда:

.

Предельное значение коэффициента сопротивления амортизатора на обратном ходе определяем исходя из условия «не зависания» катка:

По опыту конструирования коэффициент сопротивления амортизатора на обратном ходу можно определить как:

Для дальнейших расчетов принимается меньшее из двух значений и , т.е. .

Значение коэффициента сопротивления амортизатора на прямом ходе определяем из среднего коэффициента сопротивления:

Максимальная сила сопротивления амортизатора на прямом ходу, приведенная к оси катка, ограничивается ускорениями тряски:

,

где - максимальные допустимые ускорения тряски,

м – высота неровностей,

с – жесткость подвески вблизи статического хода.

Тогда

Н.

Демпфирующая характеристика подвески приведена на рис. 2.5.1.

Рис. 2.5.1. Демпфирующая характеристика подвески

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

Проведем уточнение характеристики демпфирующего элемента подвески, полученную посредством расчета, используя программный комплекс «Track», который посредством имитационного математического моделирования позволяет оценивать плавность хода гусеничной машины с учетом нелинейных характеристик элементов системы подрессоривания и неудерживающих связей опорных катков с грунтом.

Известно, что демпфирующий элемент системы подрессоривания с одной стороны должен гасить колебания корпуса машины при максимальных амплитудах раскачки («резонансный» режим движения по периодической трассе), а с другой стороны не должен передавать дополнительных усилий, вызывающих ускорения «тряски», на корпус машины при движении по высокочастотному профилю трассы («зарезонансный» режим). Поэтому уточнять характеристику демпфирующего элемента будем, используя два критерия плавности хода:

Критерий 1. Пиковые ускорения на месте механика-водителя близко, но не превышает 3,5g.

Критерий 2. Общий уровень вертикальных ускорений на месте механика-водителя близок, но не превышает 0,5g.

Коэффициент сопротивления амортизатора на обратном ходе должен быть максимальным, чтобы эффективно гасить колебания корпуса. Но он ограничивается эффектом «зависания» опорных катков. Из-за большого сопротивления амортизатора, каток не успевает вернуться на уровень статического хода подвески до наезда на следующую нервность. В результате чего сокращается динамический ход подвески и вероятность «пробоя» возрастает.

Коэффициент сопротивления амортизатора на прямом ходе должен быть также максимальным. Он ограничивается критерием 1, то есть амортизатор не должен передавать на корпус усилия, вызывающее ускорения более 3,5g. На практике это возможно, только если характеристики амортизатора для «резонансного» и «зарезонансного» режимов различны (управляемый демпфер, релаксационная или фрактальная подвеска). В нашем случае, так как коэффициент сопротивления амортизатора на прямом ходе ограничен по ускорениям «тряски», превышение критерия 1 возможно только при «пробое» подвески.

Учитывая выше описанные рекомендации и, руководствуясь выполнением критериев 1 и 2, подбираем при помощи программного комплекса «Track» наиболее оптимальные значения величин , , и получаем уточненную характеристику демпфирующего элемента.

Уточненная характеристика демпфирующего элемента приведена на рис. 2.6.1.

Скоростная характеристика для различных длин неровностей по пиковым ускорениям на месте механика водителя равными a=3,5 g приведена на рис. 2.6.2.

Амплитудно-частотная характеристика по ускорениям тряски на месте механика-водителя при h_min=0,05 м и L=0,8 м приведена на рис. 2.6.3.

Рис. 2.6.1. Уточненная характеристика демпфирующего элемента подвески.

Рис. 2.6.2. Скоростная характеристика для различных длин неровностей по пиковым ускорениям на месте механика водителя равными a=3,5 g

Рис. 2.6.3. Амплитудно-частотная характеристика по ускорениям тряски на месте механика-водителя при h_min=0,05 м и L=0,8 м

3. Расчет элементов подвески на прочность.

3.1 Оценка работоспособности бандажей опорных катков.

Основные размеры резиновой шины опорного катка определяем из конструктивных соображений, руководствуясь уже определенными геометрическими параметрами элементов системы подрессоривания машины, ограничениями на габариты машины (по железнодорожному габариту 02-Т максимальная ширина машины ограничивается размером 3450 мм), а также величиной допустимого среднего давления на грунт. При оценке работоспособности выбранной шины используются эмпирические параметры, предельные значения которых сравниваются с расчетными значениями для проектируемой машины. Эти зависимости позволяют судить о степени деформации резины, усталостных повреждениях и нагреве шин.

Коэффициент радиальной нагруженности:

Н/м.

где – общее число опорных шин.

Условное удельное давление:

Н/м²

где - ширина шины, м.

Коэффициент напряженности работы шины:

Н/(м*с)

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

Рабочая температура шины:

где – коэффициент внутреннего трения шины; принимаем ;

- коэффициент теплообмена шины с окружающей средой;

Па - модуль упругости резины;

– толщина шины, м;

– площадь теплообмена шины;

t=50 ⁰ C – температура окружающей среды.

Тогда:

Условие удовлетворительной работы резинового бандажа выполняется, поскольку вычисленные величины не превышают предельных значений, указанных в табл.1 пособия [1]:

Для одношинного катка с толщиной 35…65 мм - Н/м; Н/м²;

Н/(м*с); Т = 100 ⁰С.

3.2 Определение среднего давления на грунт.

Среднее давление гусеницы на грунт:

кПа.

где b= 0,3 м - ширина гусеницы; L =3,914 м - длина опорной поверхности;

Полученная величина соответствует нормам на среднее давление гусеницы на грунт ( кПа).

3.3 Расчет подшипников опорных катков.

Схема подшипникового узла опорных катков представлена на рис. 3.3.1.

Определим радиальные нагрузки, действующие на подшипники:

Осевую нагрузку воспринимает только правая опора. Осевая нагрузка на подшипник правой опоры определяется по формуле:

Н,

где - коэффициент осевой нагрузки;

Приведенная радиальная нагрузка для шарикового радиального подшипника левой опоры:

Н,

где К_К= 1,2 – коэффициент вида нагрузки (неподвижная относительно внутреннего кольца); m = 1,5 - коэффициент влияния осевой нагрузки; К_б = 3 - коэффициент безопасности (для тяжелых условий работы с ударами);

К_Т = 1 - температурный коэффициент (нормальные условия).

Приведенная радиальная нагрузка для роликового радиального подшипника правой опоры:

Н.

Динамическая грузоподъемность подшипника:

,

где об/мин - частота вращения катка при движении машины со средней скоростью; h=600…700 – ресурс подшипника в часах;

- для шарикового подшипника; - для роликового подшипника.

Необходимая динамическая грузоподъемность шарикового радиального подшипника левой опоры: Н.

Выбираем шариковый подшипник с размерами d = 75 мм, D = 130 мм:

Подшипник 215 ГОСТ8338-75, с динамической грузоподъемностью С=41кН

Необходимая динамическая грузоподъемность роликового радиального подшипника правой опоры: Н.

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:

Характеристики

Список файлов курсовой работы