Эмиль (1037711), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

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=158 мм – расстояние от средней плоскости катка до оси рычага балансира;

l₂ = 111 мм – расстояние от средней плоскости катка до места перехода оси катка в рычаг балансира;

l_а = 190 мм – расстояние до места крепления амортизатора;

l_б = 380 мм – длина рычага балансира;

l₃ = 22 мм – расстояние от оси рычага балансира до средней плоскости головки торсиона;

l_с = 123 мм – расстояние от оси рычага балансира до средней плоскости подшипника качения;

l_d =170 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=55 мм. d=30 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 = 80 мм; d = 55 мм.

Изгибающий момент в сечении:

Момент сопротивления сечения изгибу:

Напряжения изгиба:

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 3.7.6).

Рис. 3.7.6. 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

Изгибающие моменты в сечении:

Крутящий момент:

Моменты сопротивления сечения изгибу относительно осей x и y:

Момент сопротивления сечения кручению:

Суммарное напряжение от изгиба:

Напряжения кручения:

Максимальное эквивалентное напряжение:

Запас прочности:

Рассмотрим сечение 3-3

Изгибающие моменты в сечении:

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления сечения изгибу:

Напряжения изгиба:

Запас прочности:

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, запрессованную в рычаг 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:

Плечо установки амортизатора на балансире выбирается по конструктивным соображениям, а также на основе расчета основных размеров амортизатора и объемов пространства, необходимых для работы амортизатора. Максимальная сила сопротивления на штоке амортизатора на прямом и обратном ходе:

Диаметр поршня амортизатора находим из условия обеспечения максимального давления p_max в диапазоне значений, характерных для существующих конструкций - от до :

где отношение d_П/D_ШТ = 0,3 0,4 в существующих конструкциях.

Принимаем p_max = , d_П/D_ШТ = 0,35.

Тогда:

мм.

Принимаем мм.

4.2 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 соответствующей формуле сопротивления материалов:

Н.

где - осевой момент инерции штока; E= 200 000 МПа – модуль упругости первого рода (для стали). L=635 мм – длина амортизатора с полностью выдвинутом штоком.

, т.е. условие устойчивости штока амортизатора на сжатие выполняется.

4.3 Проверочный расчет толщины стенок амортизатора.

Толщину стенок амортизатора рассчитываем по формулам сопротивления материалов для цилиндра, нагруженного внутренним давлением.

В элементе стенки амортизатора от действия внутреннего давления возникают окружные напряжения, определяемые по формуле:

,

где мм - толщина стенки гильзы амортизатора; Па - максимальное внутренне давление жидкости, действующее на стенку гильзы амортизатора.

Меридиональные напряжения не учитываем, поскольку, при действии давления внутри полости на стенки гильзы амортизатора, осевая составляющая сил давления действует на поршень, который не имеет жесткой связи с гильзой амортизатора, поэтому эквивалентное напряжение равно окружному:

Характеристики

Список файлов курсовой работы