Rpz (1037712), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

На рисунке 7 приведена амплитудно-частотная характеристика подвески.

В таблице 6 для вышеупомянутой характеристики приведены координаты точек, по которым она строилась.

Рисунок 7.

Таблица 6.

Таблица 6 (продолжение).

4.Расчёт элементов подвески на прочность.

4.1.Определение основных размеров бандажей опорных катков.

На рисунке 8 приведена расчётная схема бандажей опорных катков.

Рисунок 8.

При определении основных размеров резиновой шины опорного катка 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.

Схематическое изображение шины представлено на рис 9.

Коэффициент радиальной нагруженности:

.

Где:

- общее число опорных шин;

.

Условное удельное давление:

.

Где:

- ширина шины;

.

Коэффициент напряженности работы шины:

.

Где:

-предполагаемая максимальная скорость движения;

.

Рабочая температура шины:

[C]

Где:

- коэффициент внутреннего трения шины;

- коэффициент теплообмена шины с окружающей средой;

- модуль упругости резины;

- толщина шины;

- площадь теплообмена шины;

- температура окружающей среды;

.

.

Что не превышает предельных значений:

Среднее давление на грунт:

.

Где:

– вес машины;

– ширины гусеницы;

– длина опорной поверхности;

.

Что соответствует нормам для тяжелых машин (10…90 кПа).

4.2.Расчёт подшипников опорных катков.

На рисунке 9 приведена расчётная схема для расчёта реакций подшипников опорных катков.

Рисунок 9.

Осевая нагрузка на подшипники:

.

Где:

- коэффициент осевой нагрузки;

.

Приведенная радиальная нагрузка на шариковый радиальный подшипник:

.

Где:

- коэффициент вида нагрузки (неподвижная относительно внутреннего кольца);

- коэффициент влияния осевой нагрузки;

- коэффициент безопасности (для тяжелых условий работы с ударами);

- температурный коэффициент (нормальные условия);

.

Приведенная радиальная нагрузка для роликового радиального подшипника:

;

.

Динамическая грузоподъемность:

.

Где:

- частота вращения катка (об/мин);

- ресурс подшипника в часах;

- для шарикового подшипника;

- для роликового подшипника;

.

Динамическая грузоподъемность шарикового радиального подшипника:

.

По каталогу компании SKF подбирается подшипник: 6222 (С=151 кН)

Динамическая грузоподъемность роликового радиального подшипника:

По каталогу компании SKF подбирается подшипник: N 224 ECM (С=390 кН)

4.3.Расчёт игольчатых подшипников.

На рисунке 10 приведена расчётная схема для расчёта игольчатых подшипников.

Рисунок 10.

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

Реакции от статической нагрузки определяются по следующим зависимостям:

По каталогу компании SKF подбираются следующие подшипники:

-для опоры «c» К 145х153х35;

-для опоры «d» К 125х133х35;

4.4.Расчёт шлицевых соединений.

4.4.1.Расчёт шлицевых соединений на торсионном валу.

В связи с тем что при сборке необходимо регулировать угловое положение балансира с как можно меньшим угловым шагом для лучшей точности, на торсионном валу необходимо делать шлицы треугольного профиля.

Шлицевые соединения рассчитываются по напряжениям смятия:

.

Где:

– максимальный момент упругости торсионного вала;

- момент сопротивления кручению торсионного вала;

- максимальные касательные напряжения;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузок между парами зубьев из-за ошибок изготовления по шагу;

– рабочая высота шлица;

– длина соединения [мм];

, – количество шлицев;

, – средний диаметр соединения;

– допускаемые напряжения смятия для данного типа соединений;

;

;

Минимальная длина соединений:

Окончательно принимается .

4.4.2.Расчёт шлицевого соединения рычага амортизатора с балансиром.

;

;

;

Окончательно, по конструктивным соображениям, принимается .

4.5.Расчёт пальца крепления амортизатора.

Палец, которым амортизатор крепится к балансиру, рассчитывается по напряжениям среза и смятия.

Условие прочности по напряжениям среза выглядит следующим образом:

;

Где:

- допускаемое напряжение среза (материал пальца сталь 20);

;

;

Условие прочности по напряжениям смятия выглядит следующим образом:

;

Где:

-допускаемые напряжения смятия;

-рабочая длина пальца;

4.6.Рассчёт на прочность рычага амортизатора.

Материалом рычага амортизатора назначается сталь 40ХН (σ_т=785 МПа).

Расчётная схема и эпюра изгибающих моментов приведена на рисунке 11.

Рисунок 11.

На рисунке 12 приведено опасное сечение (сечение А-А) рычага амортизатора.

Рисунок 12.

Момент сопротивления изгибу определяется следующим образом:

Напряжения в опасном сечение определяются следующим образом:

.

В данном случае не обязательно иметь большой коэффициент запаса, а достаточно того, чтобы напряжения в опасном сечение не превышали предела текучести материала, как в данном случае, потому что расчёт вёлся по максимально возможной нагрузке.

4.6.Расчёт балансира на прочность.

Расчёт балансира на прочность производится в двух его положениях:

1.Пробой подвески (Р=3Р(f_полн)=384000 Н).

2.Горизонтальное положение балансира (Р=Р(f=0,283 м)=88900 Н).

Материалом балансира назначается сталь 40ХН (σ_т=785 МПа).

4.6.1.Расчёт балансира при пробое подвески.

Расчётная схема для расчёта балансира при пробое подвески приведена на рисунке 13.

Рисунок 13.

Для построения эпюр внутренних изгибающих моментов, по которым далее будет производится расчёт, неизвестной остаётся сила действия отбойника на балансир.

Расчётная схема для определения силы, действующей от отбойника на балансир приведена на рисунке 14.

Рисунок 14.

Где:

-радиус балансира;

;

На рисунке 15 приведены эпюры внутренних изгибающих и крутящих моментов, действующих на различные участки балансира, а так же опасные сечения, в которых будет производиться последующий расчёт на прочность.

Рисунок 15.

4.6.1.1.Сечение 1-1.

На рисунке 16 приведено сечение 1-1 и его размеры.

Рисунок 16.

Суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечение:

Момент сопротивления изгибу определяется следующим образом:

.

Изгибные напряжения определяются следующим образом:

.

Коэффициент запаса прочности определяется следующим образом:

.

4.6.1.2.Сечение 2-2.

На рисунке 17 приведено сечение 2-2 и его размеры.

Рисунок 17.

Суммарные изгибные напряжения относительно двух осей Оx и Oy определяются следующим образом:

Касательные напряжения от крутящего момента определяются следующим образом:

Эквивалентные напряжения от действия изгибных и касательных напряжений определяются следующим образом (по теории Мора):

Момент сопротивления изгибу относительно оси Ox определяется следующим образом:

Момент сопротивления изгибу относительно оси Oy определяется следующим образом:

Момент сопротивления кручению определяется следующим образом:

Коэффициент запаса прочности определяется следующим образом:

;

4.6.1.3.Сечение 3-3.

На рисунке 18 приведено сечение 3-3 и его размеры.

Рисунок 18.

Суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечение:

Момент сопротивления изгибу определяется следующим образом:

.

Момент сопротивления кручению определяется следующим образом:

.

Изгибные напряжения определяются следующим образом:

;

Касательные напряжения определяются следующим образом:

Характеристики

Список файлов курсовой работы