зап-ка (1037718), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Жесткость c одной подвески, соответствующей полученному значению ее упругого элемента – торсионного вала, можно определить по формуле:

Для современных БГМ считается достаточным

Исходя из свойств материала торсиона и его геометрических размеров, можем более корректно определить величину :

3 Определение основных характеристик демпферов.

3.1 Средний коэффициент сопротивления амортизатора, приведенный к катку.

Сопротивление демпферов (амортизаторов) выбирают так, чтобы обеспечить гашение колебаний корпуса машины с требуемой эффективностью:

, где – амплитуды колебаний в моменты, отстоящие на величину периода колебаний. Для современных БГМ допустимые значения

Демпфирующие свойства амортизатора определяются коэффициентом сопротивления . То есть демпфирующая сила на катке в зависимости от скорости катка определяется по формуле: .

На первом этапе расчетов используем среднее значение коэффициента сопротивления: .

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

Где - количество амортизаторов по борту;

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

3.2 Коэффициент сопротивления амортизатора на обратном ходу.

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

Где ;

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

Для дальнейших расчетов принимаем меньшее из двух значений , т. е. .

3.3 Максимальная сила сопротивления амортизатора на прямом ходу.

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

где – максимальные допустимые ускорения тряски;

= 0,05 м – высота неровностей;

с – жесткость подвески вблизи статического хода.

Коэффициент сопротивления амортизатора на прямом вычисляется соответственно по формуле:

4 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, при помощи программного комплекса «Track» получаем уточненную характеристику демпфирующего элемента.

Рис. 2

5 Расчет элементов подвески на прочность.

5.1 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:

где – общее число опорных шин.

Условное удельное давление:

где - ширина шины, м.

Коэффициент напряженности работы шины:

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

Рабочая температура шины:

Где – коэффициент внутреннего трения шины;

(м²с⁰С) - коэффициент теплообмена шины с окружающей средой;

- модуль упругости резины;

– толщина шины, м;

– площадь теплообмена шины;

t=50⁰ C – температура окружающей среды.

–

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

Для двухшинного катка с толщиной 35…65 мм - ;

; ; .

5.2 Определение среднего давления на грунт.

Среднее давление гусеницы на грунт:

где – вес машины;

b= 0,53 м - ширина гусеницы;

L =4,6 м - длина опорной поверхности;

Полученная величина соответствует нормам на среднее давление гусеницы на грунт (

5.3 Расчет игольчатых подшипников.

Так как движение оси балансира, установленной на игольчатых подшипниках, является колебательным, расчет производим по статической грузоподъемности.

a = 395 мм, b = 165 мм.

Рис. 3

Согласно [4] статическая грузоподъемность игольчатых подшипников определяется по формуле:

Где 0⁰ – номинальный угол контакта;

= 5 мм – диаметр ролика;

= 45 мм – длина ролика;

= 145 мм – диаметр окружности центров тел качения;

= 120 мм;

= 1 – число рядов тел качения;

– количество роликов, воспринимающих нагрузку;

– общее число роликов игольчатого подшипника;

;

=30;

=25;

Радиальные силы в игольчатых подшипниках:

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

Условие - выполняется, то есть оба игольчатых подшипника работоспособны.

5.4 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. Так, для увеличения количества шлицов по окружности, угол при впадине принимается равным 60⁰. Радиальные параметры выбираем в соответствии со стандартом на треугольные шлицы по [4]. Это позволяет использовать соотношения, характерные для шлицевых соединений с данными характеристиками, для которых основным является расчет на смятие:

где – наибольший вращающий момент, передаваемый соединением;

= (0,7…0,8) – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузок по рабочим поверхностям зубьев; ;

F – площадь вех 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;

l – рабочая длина зубьев, мм; l₁= 96 мм, l₁= 100 мм;

r_ср = 0,5 ; r_ср1 = 35 мм; r_ср2 = 33 мм;

- допускаемые напряжения на смятие, МПа; по таблице 40 [4] выбираем .

Характеристики

Список файлов курсовой работы