Binder1 (1037715), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

512Рис. 6136. Расчет элементов подвески на прочность6.1 Определение основных размеров бандажей опорных катковПри определении основных размеров резиновойшины опорного катка используютсяэмпирические параметры, предельные значениякоторых сравниваются с расчетнымизначениями для проектируемой машины.Расчетные зависимости позволяют судить остепени деформации резины, усталостныхповреждениях и нагреве шин.Коэффициент радиальной нагруженности:GKR =4Rок n шГде:n ш  20- общее число опорных шинG4НKR  1.204  10м4Rок n шУсловное удельное давление:KRKD =BшГде:Bш  0.185 м- ширина шиныKR4KD  6.507  10BшНРис.

72мКоэффициент напряженности работы шины:KN = KD υГде:υ  15мс- предполагаемая максимальная скорость движения5 НKN  KD υ  9.76  10м сРабочая температура шины:Tш = 4 ψ υ KRαш Fш3HшRокG Rокn ш Bш EрtГде:ψ  0.275 - коэффициент внутреннего трения шины;14Джαш  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  1.071 мt  50 °CTш  4 - площадь теплообмена шины;- температура окружающей среды.ψ υ KRαш Fш3HшRокG Rокn ш Bш Eр t  61 °CKR, KD, KN, Tш не превышают предельных значений.6.1.1 Определение среднего давления на грунтСреднее давление гусеницы на грунт:q ср =G2  b  LопГде:G  3.9 105b  0.52 мН- ширина гусеницы;Lоп  4.153 мq ср - вес машины;G2  b  Lоп- длинна опорной поверхности;4 9.03  10ПаЧто соответствует нормам для тяжелых машин.156.2 Расчет подшипников опорных катковРадиальные нагрузки на подшипники:bRa  Pстaba  65кНммb  20 ммaRb  Pст 31.2abкНPст  40.8 кНОсевая нагрузка на подшипники:A = ψ PстГде:ψ  0.125 - коэффициент осевой нагрузкиA  ψ Pст  5.1 кНПриведенная радиальная нагрузка на шариковый радиальный подшипник:Qпр.a = Ra Kк  A m1  Kб KтРис.

8Где:Kк  1.2 - коэффициент вида нагрузки (неподвижная относительно внутреннего кольца);m1  1.5 - коэффициент влияния осевой нагрузки;Kб  3Kт  1- коэффициент безопасности (для тяжелых условий работы с ударами);- температурный коэффициент (нормальные условия).Qпр.a  Ra Kк  A m1  Kб  Kт  57.51 кНПриведенная радиальная нагрузка для роликового радиального подшипника:Qпр.b  Rb  Kк Kб  Kт  112.32кНДинамическая грузоподъемность:1C = Qпр  6  105 n hαГде:n 30 υπ Rок 353.6781мин- 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5αaCa  Qпр.a  6  10  n  h 137.922 кНПо справочнику подбирается подшипник: 319 ГОСТ 8338-75.Динамическая грузоподъемность роликового радиального подшипника:15Cb  Qпр.b   6  10  n  h αb 248.778 кНПо справочнику подбирается подшипник: 32319 ГОСТ 8328-75.166.3 Расчет игольчатых подшипников.Балансир установлен на подшипниках ГОСТ 4657 4024922 и 4024918.Статическая грузоподъемность которыых 523 кН и 392 кН соответственно.a  338mm4b  465mmPст  4.08  10 NCтатическая грузоподъемностьигольчатых подшипниковопределяется по формуле:bRa  Pст 149.386  kNbaaRb  Pст 108.586  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  1300MPaM y  [τ]max Wk  10k  1.1- максимальные касательные напряжения;3 38.002 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)  104.693  mml ( 74mm 54 4mm)  74.721 mm176.5 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. 92.004 MPa4Условие прочности пальца крепления амортизатора по напряжениям среза выполняется.6.6 Расчет балансира на прочностьРассмотрм наиболее опасные сечения балансира. Материал балансира сталь 40Х.Рис. 1018Сечение 1-1D  95mmσт  780MPaa  76mmd  60mmP  201.068 kNСуммарный изгибающий момент:4M  P a  1.528  10  N mМомент сопротивления изгибу:3Wи π D32 1 4 d    70779  mm3 D Напряжения изгиба:Mσи  215.898  MPaWиЗапас прочности:σтs  3.613σиРис. 1119Сечение 2-2a  140mm σт  780MPaP  201.068 kN ψ  29°RбL1  0.286 mcos( ψ)b  100mm β  130.888 °Rб  0.250mL  140mm4M x  P sin( β)  L sin( ψ)  L1  5.377  10  N m4M y  P cos( β)  sin( ψ)  L sin( ψ)  L1  2.257  10  N m4M к  P L sin( β)  cos( ψ)  1.861  10  N mМомент сопротивления изгибу:2Wи.x Wи.y a b6a b3 326667 mm23 233333 mm6Момент сопротивления кручению:α  0.208253Wк  α b  a  2.912  10  mmНапряжения изгиба:MxMyσи  261.318  MPaWи.xWи.yРис.

12Напряжения кручения:Mкτ  63.917 MPaWкЭквивалентное напряжение:σэкв 22σи  3  τ  283.801  MPaЗапас прочности:σтs  2.748σэкв20Сечение 3-3D  140mm σт  780MPaP  201.068 kN ψ  29°Rбβ  130.888 ° L1  0.286 mcos( ψ)d  85mmRб  0.250 mL  120mmL2  40mm4M x  P sin( β)  L  L1  sin( ψ)  L2  4.539  10  N m4M y  P cos( β)  L  L1  sin( ψ)  L2  3.93  10  N mM к  80kNRб4 1  10  N m2Суммарный изгибающий момент:M 224M x  M y  6.003  10  N mМомент сопротивления изгибу:3Wи π D32 1 4 d    232786 mm3 D Момент сопротивления кручению:3Wк πD161 4Рис. 13  4.656  105 mm3D d4Напряжения изгиба:Напряжения кручения:Mσи  257.895  MPaWиτ MкWк 21.479 MPaЭквивалентное напряжение: σэкв Запас прочности:s σтσэкв22σи  3  τ  260.565  MPa 2.994Случай 2: горизонтальное положение рычага балансира:Рис.

14Т. к. значения всех изгибающих и крутящихмоментов на соответствующих участкахменьше чем в предидущем случае,следовательно балансир прочен пригоризонтальном расположении 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  80 kN Rоб.шт.max  P βт  i а  402.136  kNРис.15Диаметр 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 122.812   mm 81.874 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.16Где:δ  10mmp - толщина стенки гильзы амортизатора;4Rоб.шт.maxπ Dп  1  0.38922- максимальное внутренне давление жидкости, действующее настенку гильзы амортизатора.p  Dпσэкв  335.172  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 1.909 .σэкв7.4 Расчет дроссельной системы амортизатора.Расчет дроссельной системы амортизатора проводим по упрощенному алгоритму в силу специфичностиучебного проекта.

Характеристики

Список файлов курсовой работы