Конструкция и расчет подвесок быстроходных гусеничных машин. Ч. 1 (128

3.РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ ПОДВЕСКИ

3.1.Оценка работоспособности бандажей опорных катков

Основные размеры резиновой шины опорного катка (рис 3.1) определяют из конструктивных соображений, руководствуясь ограничениями на габариты машины (по стандартному железнодорожному габариту 02-Т максимальная ширина машины ограничивается 3450 мм) и допускаемым средним давлением на грунт (qср = 10…90 кПа, возрастает с массой машины). При оценке работоспособности выбранной шины используют эмпирические параметры, предельные значения которых сравнивают с расчетными значениями для проектируемой машины. Расчетные зависимости позволяют судить о степени деформации резины, усталостных повреждениях и нагреве шин.

B

ш

H

ш

R

ок

Рис. 3.1. Габариты шины опорного катка

Коэффициент радиальной нагруженности, Н/м:

KR = G0/(4Rокnш),

где nш — общее число опорных шин. Условное удельное давление, Н/м2:

KD = KR/Bш,

где Bш — ширина шины, м.

32

Коэффициент напряженности работы шины, Н/(м с):

KN = KDυ,

где υ — предполагаемая максимальная скорость движения, м/с. Рабочая температура шины, °C:

где ψ = 0,25…0,30 — коэффициент внутреннего трения шины; αш ≈ 700 Дж/(м2 с °С) — коэффициент теплообмена шины с окружающей средой; Fш = 2π(2Rок – Нш)(Нш + Вш) — площадь теплообмена шины; Нш — толщина шины, м; Ер = 5 МПа — модуль упругости резины; t = 50 °С — температура окружающей среды.

Резиновый бандаж катка будет работать удовлетворительно, если вычисленные параметры не превышают предельных значений:

Если эти требования не удовлетворяются, необходимо изменять конструкцию опорного катка или вводить дополнительные резиновые подушки на беговой дорожке гусеницы.

3.2. Расчет подшипников опорных катков

Расчет подшипников опорных катков выполняют в следующем порядке. Определяют радиальные нагрузки на подшипники (рис. 3.2):

Rа = Pст b/(a + b), Rb = Pст a/(a + b).

Средняя плоскость катка

Pст

a b

Рис. 3.2. Схема расчета подшипников опорного катка

33

Осевую нагрузку на подшипники определяют по формуле:

A = ψPст,

где ψ = 0,1…0,15.

Приведенная радиальная нагрузка на шариковый радиальный подшипник:

Qпр = (RKк + Am) KбKт,

где Kк = 1,2 — коэффициент вида нагрузки для неподвижной относительно внутреннего кольца нагрузки; m = 1,5 — коэффициент влияния осевой нагрузки; Kб = 3 — коэффициент безопасности (для тяжелых условий работы с ударами); Kт = 1 — температурный коэффициент (для нормальных условий).

Приведенная радиальная нагрузка для роликового радиального подшипника:

Qпр = RKкKбKт.

Далее подбираем подшипники по динамической грузоподъемности:

C = Qпр(6 10–5 nh)1/α,

где n — частота вращения катка при движении машины со средней скоростью, об/мин; h = 600…700 — ресурс подшипника, ч; α = 3,0 для шарикового, α = 3,3 — для роликового подшипника.

3.3. Расчет балансира на прочность

Расчет балансира на прочность ведут с использованием алгоритмов расчета пространственных балок, изложенных в курсе «Сопротивление материалов». Учитывают все силы, действующие на балансир: реакции в подшипниках верхней и нижней оси балансира, силы со стороны амортизатора и отбойника, момент от торсиона. Пример расчетной схемы балансира показан на рис. 3.3.

M Rc

Rd

Rmaxпр.шт

La

Rб

Rb

Ra

Рис. 3.3. Расчетная схема балансира

34

Балансир рассчитывают в нескольких наиболее нагруженных положениях (варианты при β = 90° и β = βm обязательны для рассмотрения). Строят эпюры нагружения и определяют ряд наиболее опасных сечений. Далее из конструктивных соображений размеры и форму участков балансира выбирают таким образом, чтобы коэффициенты запаса во всех опасных сечениях были примерно одинаковы и равны 3.

Значения силовых факторов берут из характеристик упругого и демпфирующего элемента. В случае пробоя подвески (β = βm) силы, действующие на балансир со стороны отбойника и катка, принимают равными утроенной максимальной силе от упругого элемента подвески.

Далее необходимо рассчитать подшипники балансира в корпусе, а также оценить работоспособность шлицевых соединений балансира. Игольчатые подшипники балансира выбирают по статической грузоподъемности, подшипники скольжения — по допускаемым давлениям в зависимости от материала вкладышей и типа смазки. Шлицевые соединения рассчитывают на смятие.

3.4. Определение основных размеров телескопических амортизаторов

Для определения размеров амортизатора необходимо сначала перейти от сил на катке к силам, действующим непосредственно на шток амортизатора. Для этого находят передаточное отношение «каток — шток амортизатора» (рис. 3.4):

ia = υк/υшт = Rб/La.

Плечо установки амортизатора на балансире выбирают по конструктивным соображениям, а также на основе расчета основных размеров амортизатора. Типичный диапазон значений ia = 1,0…4,0.

Максимальная сила сопротивления на штоке амортизатора на прямом и обратном ходе:

Rпр.штmax = Rпр.кmax ia ;

Rоб.штmax = P( fполн )ia .

Диаметр поршня амортизатора:

где отношение диаметров dшт/Dп = 0,3…0,4 в существующих конструкциях, максимальное давление pmax находится в пределах (1,5…4,5) 107 Па.

Длины штока и цилиндра определяют исходя из конструктивных и компоновочных соображений, причем длина цилиндра должна обеспечивать полный ход штока и гарантированный зазор 0,02…0,04 м.

Толщину стенок амортизатора рассчитывают по формулам курса «Сопротивление материалов» для цилиндра, нагруженного внутренним давлением.

Для штока амортизатора в выдвинутом положении выполняют проверку на устойчивость при сжатии (рис. 3.5). Считая цилиндр абсолютно жестким на изгиб, критическую силу определяют по формуле

где I — осевой момент инерции штока; l — длина амортизатора с полностью выдвинутым штоком.

35

Pкр

3.5. Расчет дроссельной системы амортизатора

Здесь предлагается упрощенный алгоритм расчета дроссельной системы амортизатора. Допущением является то, что мы рассматриваем только местные гидравлические сопротивления, пренебрегая потерями на трение в трубопроводах. Также мы считаем, что на прямом и обратном ходе работает по одному отверстию. Площади поперечных сечений этих отверстий и необходимо определить.

Исходными данными для расчета является уточненная характеристика демпфирующего элемента подвески Rд.к(υк), которую с учетом передаточной функции «каток — шток амортизатора» необходимо преобразовать в зависимость силы на штоке от скорости штока

Rд.шт(υшт).

До сих пор мы допускали, что характеристика амортизатора кусочно-линейная. Теперь мы должны перейти к квадратичной зависимости демпфирующей силы от скорости штока. Для этого линейные наклонные участки прямого и обратного хода на характеристики амортизатора (см. рис. 2.3) заменяем квадратичными параболами из условия равенства площадей под графиками.

Полученную в итоге характеристику демпфирующего элемента нам необходимо реализовать, подбирая площади поперечных сечений отверстий для прямого и обратного хода. Для этого сначала найдем демпфирующую силу местного сопротивления.

Чтобы определить демпфирующую силу местного сопротивления (дроссельного отверстия), рассмотрим выражение для расхода жидкости через местное сопротивление [4]:

где ζ — коэффициент местных потерь; ρ — плотность жидкости (ρ = 900 кг/м3); S2 — площадь поперечного сечения на выходе из местного сопротивления; p1–p2 — перепад давления на местном сопротивлении.

После некоторых преобразований получим демпфирующую силу местного сопротивления:

R = ζ ρ Sυ2 ,

э 2 1

где ζэ = ζS12 / S22 — эквивалентный коэффициент местных потерь (S1 — площадь поперечного сечения на входе местного сопротивления; S2 — площадь, на которую действует перепад давления); υ1 — скорость жидкости на входе местного сопротивления.

36

Если представить гидравлические потери в амортизаторе в виде суммы i эквивалентных местных потерь, то демпфирующая сила на штоке будет равна

где Sп — площадь поршня; υшт — скорость штока.

Сумма эквивалентных коэффициентов местных потерь амортизатора состоит из потерь на сужение и расширение потока жидкости в дроссельном отверстии, приведенных к скорости штока (домноженных на Sп2 / S12 ). Потери на сужение и расширение определяют по формулам [5]:

Таким образом, изменяя площадь поперечного сечения (эквивалентный диаметр) дроссельного отверстия, добиваемся того, чтобы сила сопротивления на нем совпадала с выбранной по характеристике амортизатора при той же скорости штока.

37

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.Расчет и конструирование гусеничных машин / Под ред. Н.А.Носова. Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1972. 559 с.

2.Дмитриев А.А., Чобиток В.А., Тельминов А.В. Теория и расчет нелинейных систем подрессоривания гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1976. 207 с.

3.Дядченко М.Г., Котиев Г.О., Наумов В.Н. Основы расчета систем подрессоривания гусеничных машин на ЭВМ: Учеб. пособие. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. 52 с.

4.Котиев Г.О., Смирнов А.А., Шилкин В.П. Исследование рабочих процессов в пневмогидравлических устройствах систем подрессоривания гусеничных машин: Учеб. пособие. М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2001. 80 с.

5.Сборник задач по машиностроительной гидравлике: Учеб. пособие для машиностр. специальностей вузов / Д.А. Бутаев, З.А. Калмыкова, Л.Г. Подвидз и др.; Под ред. И.И. Куколевского, Л.Г. Подвидза. 4-е изд., перераб. М.: Машиностроение, 1981. 464 с.

38