Многоцелевой гусеничный транспортер-тягач

3.1 Мощность двигателя и его внешняя характеристика

Максимальную мощность двигателя машины определим из условия прямолинейного движения ГМ без буксования на максимальной скорости по дороге с твердым покрытием при этом:

Суммарный коэффициент сопротивления прямолинейному движению:

- одиночной машины f=0,05 (рекомендуется f=0,045…0,055);

- прицепа f=0,05 (рекомендуется f=0,05 для гусеничного и f=0,015 для колесного);

Коэффициент сопротивления воздуха

k0=0,65 кг*м -3

Максимальная площадь поперечного сечения машины

F = (H - h) B = 3,662 м2

Коэффициент полезного действия:

- цилиндрической пары шестерен зц = 0,98

- конической пары шестерен зк = 0,96

- планетарного ряда зп = 0,97

- подшипников и шарниров зш = 0,98

Количество пар зацеплений:

- пар цилиндрических шестерен nц = 1

- пар конических шестерен nк = 1

- планетарных рядов nп = 2

- подшипников и шарниров nш = 1

Общий КПД трансмиссии:

зт = 0,867

КПД гусеничного движителя при движении без прицепа и с прицепом:

- для резинометаллического шарнира:

a1 = 0.98 * a2 = 0,012 с*м -1; a2 = 0,0076 с*м -1

зг = a1 - a2 Vmax; згп = a1 - a2 Vп max

зг = 0,832. згп = 0,875.

КПД машины на максимальной скорости движения без прицепа и с прицепом:

зо = зт зг = 0,722; зоп = зт згп = 0,759

Максимальная свободная мощность ДВС при движении с прицепом:

NспN = (ѓ0G + ѓ0пGп) Vmax

NспN = 123,498 кВт

Максимальная свободная мощность ДВС:

NсN = (ѓ0G + kопF Vmax2) Vmax;

NсN = if (NсN > NспN, NсN, NспN);

NсN = 185,781 кВт.

Коэффициент потерь aД = 0,1…0,17 (меньшие коэффициенты для эжекционной системы охлаждения, большие - для вентиляторной)

aД = 0,15

Расчетная эффективная мощность ДВС:

NeNp = ;

NeNp = 218,566 кВт.

Принятая эффективная мощность ДВС:

NeN = 260 кВт.

Исходя из полученной в процессе расчета эффективной мощности, выбираем для установки на машину двигатель ЯМЗ-240 (12-цилиндровый дизельный двигатель без турбонаддува, 4-тактный, с V-образным расположением цилиндров, непосредственным впрыском топлива и жидкостным охлаждением.)

Мощность потерь в режиме максимальной мощности:

Д NN = aД * NeN;

Д NN = 39 кВт

Угловая скорость коленчатого вала, соответствующая максимальной мощности:

щN = 220 рад*с -1

Минимальная устойчивая угловая скорость коленчатого вала:

щmin = 66 рад*с -1

Потери в зависимости от угловой скорости коленчатого вала:

- для эжекционной системы охлаждения aN = 2;

- для вентиляторной aN = 3.

ДNj = ДNN;

Интерполяционные коэффициенты внешней характеристики двигателя (рекомендуемые значения - табл. 3.1)

Таблица 3.1 - Значение интерполяционных коэффициентов.

aщ=0,5; bщ=1,5; cщ=1,0.

Удельный эффективный расход топлива в режиме максимальной мощности (рекомендуется geN = 165…215 г*кВт-1*ч-1), принимаем: geN = 214 г*кВт-1*ч-1

Эффективные и свободные мощность и крутящий момент, удельный эффективный расход топлива (результаты расчета - табл. 2.2)

= ;

Ncj = Nej - ДNj ;

Mej = ; Mcj = ;

gej = geN

Угловая скорость коленчатого вала, соответствующая максимальному свободному крутящему моменту:

щMc=;

щMc=143,478 рад*с-1

Таблицы 2.2 - значения величин: щT, NeT, NсT, МеT, МсT, geT, в зависимости от щ.

В соответствии с данными представленными в Таблицах 2.2 строим внешнюю характеристику ДВС представленную на Рисунке 2.1.

3.2 МИНИМАЛЬНАЯ СКОРОСТЬ ДВИЖЕНИЯ МАШИНЫ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ ДИАПАЗОН ТРАНСМИСИИ

Коэффициент сцепления:

(рекомендуется ц = 0,8…1), принимаем: ц = 0,9

Минимальная скорость движения:

Vmin = ;

Vmin = 1,532 м*с-1

Кинематический диапазон трансмиссии:

dk = ;

dk = 11,424

гусеничный транспортер тягач двигатель

3.3 РАСПРЕДИЛЕНИЕ СКОРОСТЕЙ ДВИЖЕНИЯ. ВЫБОР ПЕРЕДАТОЧНЫХ ОТНОШЕНИЙ ТРАНСМИССИИ

Коэффициент отрыва первой передачи:

(рекомендуется аv = 2,0…2,5), принимаем: аv = 1,8

Максимальная скорость движения на 1-й и 2-й передачах:

Vm1 = Vmin ; Vm2 = аv Vm1;

Vm1 = 1,702 м*с-1; Vm2 = 3,064 м*с-1;

Кинематический диапазон трансмиссии без учета первой передачи:

dk2 =; dk2 = 6,345

Знаменатель геометрической прогрессии:

q = ; q = 1,53332.3.5.

Количество скорректированных передач р = 0.

Найдем необходимое количество передач:

k =; k = 4,594

Требуемое количество передач принимаем: к = 5.

Скорости движения машины на і-х передачах, которые отвечают максимальной угловой скорости коленчатого вала ДВС:

Таблица 3.3 - Значения максимальных скоростей движения на передачах Vmі:

Радиус ведущего колеса:

(рекомендуется Rвк = 0,25…0,32 м для легких, Rвк = 0,25…0,32 м для средних и тяжелых машин) принимаем: Rвк = 0,31.

Передаточные отношения трансмиссии на і-х передачах:

і = 1…k ;

і0і =

Таблица 3.4 - Значения передаточных отношений трансмиссии і0і:

Передаточные отношения:

Передаточное отношение бортовой передачи (при условии что высшая передача в коробке передач - прямая)

= 6

Передаточное отношение коробки передач на і-х передачах:

= ;

Таблица 3.5 - Значения передаточных отношений коробки передач іКПі:

4. ПРОВЕРОЧНЫЙ ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ

4.1 Динамический фактор (тяговая характеристика)

Текущее значение скорости движения машины:

Vi,j =

Текущее значение КПД машины:

з0i,j = зT (a1 - a2V i,j)

Текущее значение динамического фактора:

Di,j =

Таблицы 4.1 - Значения динамического фактора по передачам в зависимости от скорости движения машины Di,j:

4.2 ВРЕМЯ И ПУТЬ РАЗГОНА (РАЗГОННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ)

Коэффициент приведения вращающихся масс на і-х передачах (трогание происходит со 2-й передачи)

i = 2..k; дi = a + b

Таблица 4.2 - Значения коэффициентов приращения вращающихся масс дi:

Коэффициент приведения вращающихся масс прицепа:

(рекомендуется дп =1,15для гусеничного прицепа и дп =1,1для колесного)

Принимаем: дп =1,15

Коэффициент приведения вращающихся масс при отсоединенном от трансмиссии ДВС, принимаем: дп = 1,2.

Время переключения передач, принимаем: ф = 1,7с.

Коэффициенты потерянной скорости при переходе с і-й передачи на (і+1)-ю (сопротивлением воздуха пренебрегаем) при движении без прицепа и с прицепом:

і = 2…k - 1;

=;

=;

Начальная скорость движения на (і+1)-й передаче без прицепа и с прицепом:

=;

=

Таблицы 4.4 - Значения начальных скоростей движения на передачах без прицепа и с прицепом: , :

Путь пройденный за время переключения передачи в КП с і-й на (і+1)-ю при движении без прицепа и с прицепом:

;

if

Таблицы 3.5 - Значения пути за время переключения передачи в КП с і-й на (і+1)-ю при движении без прицепа и с прицепом:

Текущее приращение времени разгона при движении без прицепа и с прицепом:

i = 2…k ;

j = 1…nрасч - 1

Таблицы 4.6 - Значения приращения времени разгона по передачам при движении без прицепа и с прицепом ,

Время разгона на і-й передаче при движении без прицепа и с прицепом:

Таблицы 4.7 - Значения времени разгона на і-й передаче при движении без прицепа и с прицепом , :

Текущее значение времени разгона при движении без прицепа и с прицепом (результаты расчетов - см. табл. 3.10, 3.11)

Текущее приращение пути разгона при движении без прицепа и с прицепом:

=if;

=if

Таблицы 4.8 - Значения приращений пути разгона по передачам при движении без прицепа и с прицепом , :

Путь разгона на первой передаче при движении без прицепа и с прицепом:

Таблица 4.9 - Значения пути разгона на і-й передаче при движении без прицепа и с прицепом , :

Текущее значение пути разгона при движении без прицепа и с прицепом (результаты расчетов - см. табл. 3.10, 3.11)

;

=

Текущее значение скорости движения без прицепа и с прицепом (результаты расчетов - см. табл. 3.10, 3.11)

0…nрасч - 1

= if;

= if

Таблицы 4.10 - Значения времени и пути разгона по передачам в зависимости от скорости движения машины без прицепа - , , :

Таблицы 4.11 - Значения времени и пути разгона по передачам в зависимости от скорости движения машины с прицепом - , ,:

Рисунок 4.2 - Разгонная характеристика

Рисунок 4.3 - Разгонная характеристика

5. ТОРМОЗНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ. ПУТЬ И ВРЕМЯ ТОРМОЖЕНИЯ

Процесс торможения машины можно представить состоящим из нескольких этапов. Время реакции механика-водителя, в течении которого он осознаёт необходимость торможения и переходит к непосредственным действиям, зависит от индивидуальных качеств и квалификации механика-водителя (Т =0,3…1,5 с). В течении времени Т срабатывает тормозной привод, но еще не работают сами тормоза. Это время зависит от типа тормозов, конструкции и технического состояния привода (Т =0,05…0,4 с). После срабатывания привода начинают работать тормозные механизмы. В течение времени Т =0,3…0,7 с увеличивается тормозная сила и соответственно замедление машины, которое в конце периода достигает максимума. Этот максимум может ограничиваться, например, полной блокировкой гусениц, что соответствует аварийному (экстренному), торможению. В течение времени Т замедление остается постоянным до остановки машины.

Определим путь торможения машины, который является одним из основных показателей её тормозных свойств.

В течение времени Т1 +Т2 машина движется с начальной скоростью, например, Vmax, путь, который она при этом пройдёт:

S2= Vmax(Т1+Т2);

Время реакции водителя принимаем: Т1 = 0,9 с;

Время срабатывания привода тормозов принимаем: Т1 = 0,2 с.

S2=16,7•(0,9+0,2)= 18,37 м.

Время срабатывания привода тормозов при торможении с прицепом:

Sп2=11,1•(0,9+0,2)= 12,21 м.

После срабатывания тормозного механизма замедление нарастает пропорционально времени. Торможение происходит на грунте с высоким коэффициентом сцепления.

Принимаем коэффициент сцепления ц=0,8;

Тогда время Т3 принимаем Т3=0,5 с - величина пути торможения.

S3= Vmax•Т3-цgТ3І/6

Время увеличения тормозной силы принимаем: T3=0,5 c.

S3=16,7·0,5-0,8·9,8·0,5І/6= 8,02 м.

Время увеличения тормозной силы при торможении с прицепом:

Sп3=11,1•0,5-0,8•9,8•0,5І/6= 5,22 м.

В конце этого участка скорость машины:

V3=Vmax- цgТ3/2;

V3=16,7-0,8•9,8•0,5/2= 14,74 м/с.

В конце этого участка скорость машины при торможении с прицепом:

Vп3=11,1-0,8•9,8•0,5/2= 9,14 м/с.

На последнем этапе происходит торможение с постоянным замедлением. Скорость машины уменьшается от V3 до нуля за время T4. Разобьем диапазон скорости (V3…0) на ряд интервалов и обозначим: Vi и Vi+1 - соответственно начальная и конечная скорости машины на данном интервале, ДSi,i+1 И ДTi,i+1 - соответственно путь и время прохождения интервала. Для нахождения пути прохождения интервала приравняем работу тормозной силы изменению кинетической энергии машины (пренебрегая сопротивлением воздуха и энергией вращающихся масс, которые на этом этапе заблокированы):

ДSi,i+1=(ViІ- Vi+1І)/(2цg)

Равенство работы тормозной силы изменению кинетической энергии для машины с прицепом приводит к соотношению:

ДSi,i+1=(ViІ- Vi+1І)/(2цg)?(1+Gп/G(1+дп))

Время прохождения соответствующего интервала:

ДTi,i+1=2•ДSi,i+1/(Vi+Vi+1)

Результаты расчетов представлены в таблице 4.1 и в таблице 4.2.

Таблица 5.1 - Тормозные характеристики ТГМ на последнем участке торможения.

Таблица 5.2 - Тормозные характеристики ТГМ с прицепом на последнем участке торможения.

Общее время и путь торможения от скорости V3 до остановки машины найдем из соотношений:

При торможении без прицепа:

S4= 13,86 м; T4= 1,88 с;

При торможении с прицепом:

S4= 10,11 м; T4= 2,22 с;

Полное время и путь торможения от скорости Vmax (для машины с прицепом - от скорости Vп max) до остановки машины определяем по формуле:

T= T1+T2+T3+T4;

S= S2+S3+S4;

При торможении без прицепа:

S= 18,37+8,02+13,86= 40,25 м;

T= 0,9+0,2+0,5+1,88= 3,48 с.

При торможении с прицепом:

S= 12,21+5,22+10,11= 27,54 м;

T= 0,9+0,2+0,5+2,22= 3,82 с.

По результатам расчетов построены тормозные характеристики, то есть графики времени и пути торможения в функции скорости машины, при движении без прицепа и с прицепом, представленные соответственно на рисунке 5.3 (график времени торможения в функции скорости), рисунке 5.1 (график пути торможения в функции скорости), рисунке 5.4 (график времени торможения в функции скорости при движении с прицепом) и рисунке 5.2 (график пути торможения в функции скорости при движении с прицепом).

Рисунок 5.1- График пути торможения в функции скорости.

Рисунок 5.2- График пути торможения в функции скорости при движении с прицепом.

Рисунок 5.3 - График времени торможения в функции скорости.

Рисунок 5.4 - График времени торможения в функции скорости при движении с прицепом.

6. АНАЛИЗ И ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ ГУСЕНИЦЫ И ВЕДУЩЕГО КОЛЕСА

Одним из основных и самых надежных элементов гусеничного движителя является гусеничные цепи. Они работают в условиях высоких динамических нагрузок, поскольку непосредственно воспринимают все возмущающие, со стороны грунта и ведущих колес, а также при воздействии абразивной среды почвы, что вызывает интенсивный износ деталей, поэтому они должны удовлетворять следующим требованиям:

- Обеспечение необходимого удельного давления машины на грунт;

- Хорошее сцепление с опорной поверхностью;

- Небольшое сопротивление прямолинейному движению и поворота;

- Высокая долговечность гусеницы;

- Высокий КПД;

- Минимальный вес;

- Ажурность трака;

- Простота и удобство обслуживания и ремонта.

До последнего времени на отечественных гусеничных транспортно-тяговых машинах использовались преимущественно гусеницы с открытым шарниром (рис.6), основным недостатком которых является незащищенность шарнирного соединения от проникновения частиц грунта в зону трения. В результате этого взаимодействия элементов шарнирного соединения происходит в присутствии абразивной среды и срок службы гусениц у большинства машин в 1,5-2 раза меньше срока службы других агрегатов ходовой части. Чем больше абразивных частиц в почве, тем интенсивнее изнашивается шарнир и быстрее выходит из строя гусеница.

Рисунок 6.1 - Схема открытого шарнира

а - с плавающим пальцем б - с закрепленным пальцем, 1, 2 - траки 3 - палец

Гусеничные цепи с открытым шарниром имеют существенные преимущества перед другими типами гусеничных цепей: они просты по устройству, так как включают только две детали-трак и соединительный палец; дешевые и технологичные в производстве, так траки обычно изготавливают литьем, а пальцы (головки) штамповкой из проката, при этом кроме калибровки ушки собственно не нужно никакое другое обработка траков после литья; в эксплуатации гусеницы не нуждаются обслуживании, за исключением периодического контроля натяжения. Однако из-за низкой долговечности на быстроходных машинах данный тип гусениц практически не применяется.

Другим, часто используемым типом гусениц, есть гусеничные цепи с резино металлическим шарнирами. У них возможность сборки траков друг относительно друга в точках перегиба окружности обеспечивается использованием упругого элемента. Наибольшее распространение в качестве упругих элементов в гусеницах быстроходных машин получили резиновые кольца (втулки), работающих на сжатие и скручивание. В соответствии со схемой расположения резиновых втулок различают два вида упругих шарниров: с последовательным расположением упругих элементов (рис. 6.2, а) и с параллельным расположением упругих элементов (рис. 6.2, б), или, как принято сокращенно называть, последовательный и параллельный резино-металлические шарниры.

Рисунок 6.2 - Схема гусеницы с резино металлическими шарнирами:

а - последовательный шарнир б - параллельный шарнир

Характеристики резино металлических шарниров со временем немного меняются вследствие того, что резина стареет и становится более жесткой. Многократное деформирования шарниров в процессе пробегов на их характеристики практически не влияет, то есть вплоть до разрушения колец продольная и угловая жесткости шарниров заметно не меняются. В следствие этого шаг гусениц с РМШ в процессе эксплуатации практически не изменяется. Увеличение шага за весь период эксплуатации составляет 2-4 мм, поэтому приходится удалять из цепей всего один-два трака (у гусениц с открытым шарниром 7 - 8). Гистерезисные потери в шарнирах сохраняются стабильными в такой же степени, как и характеристики жесткости.

ГМШ конструктивно достаточно отработан. Ресурс резино металлических гусениц резко увеличен, их долговечность находится на уровне, соответствующем современным технико-эксплуатационным требованиям, предъявляемым к быстроходных гусеничных транспортных машин. Срок службы уже не лимитируется сроком службы шарнирного соединения. Резиновые кольца по надежности превосходят другие элементы двигателя.

Гусеницы с РМШ при всех положительных качествах имеют одну особенность, что ограничивает их широкое применение на многоцелевых машинах: они заметно вытягиваются под действием большой нагрузки. Динамическое изменение шага гусеницы с упругими ГМШ зависимости от режима эксплуатации может составлять 4-5 мм, а общее увеличение рабочей области при переднем расположении ведущего колеса и максимальной натяжения -300-400 мм. Обеспечить нормальное взаимодействие гусеницы с ведущим колесом и устойчивость работы окружности в этом случае трудно. Поскольку гусеничные транспортные машины общего назначения предназначены для работы в широком диапазоне скоростей и нагрузок, в том числе и со значительными тяговыми усилиями, и отмечена особенность ГМШ в отдельных случаях на режимах большой тяги (или в условиях повышенных температур) может снижать тяговые возможности машины. Поэтому на машинах многоцелевого назначения для сохранения шарнира твердым в продольном направлении и повышения надежности двигателя в условиях абразивных грунтов применяется напиврозвантажений ГМШ или так называемый закрытый шарнир, т.е. шарнир трения, имеет по краям ушек различного рода уплотнения.

Лучшие результаты по надежности имеют гусеницы с герметичным радиальным уплотнением шарнира, выполненным по типу сайлент-блочных резиновых колец, запрессованных в ушки трака с натягом. Закрытый шарнир может быть выполнен в двух вариантах: разборный и моноблочный.

Втулочный (разборный) вариант закрытого шарнира довольно сложный по конструкции и дорог в производстве, если учесть массовость деталей гусениц, поэтому стараются использовать шарниры более простых конструкций. Для гусениц небольшой ширины (400-450 мм) розбирнисть шарнира может быть обеспечена запрессовкой и розпресовкою шарнирного блока целиком. В этом случае представляется возможным шарнир сделать моноблочным, что существенно упрощает конструкцию гусеницы и позволяет сделать ее более легкой. Конструкция гусеничной цепи с закрытыми моноблочными шарнирами показана на рис. 6.3.

Гусеничный цепь с закрытыми моноблочными шарнирами так же как цепь с открытыми шарнирами, включает всего два детали-траки 1 и палец 2. Только гусеницы с закрытыми шарнирами палец выполнен ступенчатым, и в местах меньшего диаметра (эти места соответствуют краям ушек траков при запрессованном положении пальца) на него навулканизовани резиновые уплотнительные кольца. При сборке гусеницы кольца запрессовывают с натягом, чем обеспечивается фиксация пальца в ушках.

Рисунок 6.3 - Гусеничный цепь с закрытыми моноблочными шарнирами

Проанализировав достоинства и недостатки различных типов гусениц, на данной машине решено использовать гусеницы с закрытым шарниром.

6.2 Выбор ведущего колеса

Ведущими называют колеса гусеничного движителя, приводящих во вращение двигателем через трансмиссию. Они служат для перемотки гусениц и преобразования подведенного крутящего момента в силу тяги на гусеницах. Ведущие колеса обычно устанавливают непосредственно на ведомых валах бортовых передач. Зубы ведущего колеса и цевья траков нагружаются значительными усилиями, постоянно меняются в зависимости от условий движения гусеничной машины по величине, направлению и характеру приложения; зацепления зубьев с струйками происходит в абразивной среде почвы, что вызывает интенсивный износ деталей. Так, ведущие колеса должны удовлетворять следующим требованиям:

- Надежное зацепления ведущего колеса с гусеницей в различных режимах работы и при равном допустимому степени износа гусеницы;

- Длительный срок службы зубчатых венцов и высокий КПД зацепления ведущего колеса с гусеницей;

- Самоочищение ведущих колес от грязи, песка, льда и снега во избежание чрезмерного растяжения и обрыва гусеницы или повреждения натяжного механизма по направляющим колесом.

Ведущие колеса БМП расположены в носовой части корпуса машины. Каждое ведущее колесо (рис.4) состоит из двух зубчатых венцов 3 и ступицы 8 с приваренными к ней двумя дисками 7. Венцы 3 ведущие колеса имеют тринадцать зубов каждый и крепятся к дисков 7 тринядцятьма болтами 1 с гайками 2 и шплинтуються. Колесо надевается на шлицы хвостовика водила бортовой передачи и крепится к нему с помощью прижимного кольца 5, шпилек 6, гаек 4, шплинтуються. Болты 1 затягивают моментом 140 ... 160 Нм, а гайки 34-80 ... 100 Нм.

Рисунок 6.4 - Ведущее колесо БМП

6.3 Расчет ведущего колеса

Расчет зуба на напряжение изгиба.

Исходные данные:

сводная вес машины, Н Gм = 120000;

ширина зуба, м а = 0,03;

длина зуба, м в = 0,084;

коэффициент сцепления = 0,8;

число венцов nв = 2;

КПД гусеничного движителя,% зг = 0,625.

Расчет производится при наличии следующих допущений:

Нагрузка приложена к ведущего колеса равна:

Pm = 0.65 ·

и определяется исходя из максимально необходимой для поворота;

2. Вся нагрузка приложена к ведущего колеса воспринимается одним зубом;

3. Считается, что нагрузка приложена к вершине зуба;

4. Проскальзывание между элементами зацепления отсутствует;

5. Усилия силы тяги считаем направленным по окружности контакта

6. Оба зубчатых венца воспринимают нагрузку равной степени.

Сила тяги на ведущем колесе равна:

Pm = 0.65 · = = 58240 H;

Уизг. = = = 194.1 МПа;

Расчет зуба на изгиб производиться в предположении, что в работе участвует один зуб и нагрузка приложена к его вершинам.

Рисунок 6.5 - Схема зуба венца ведущего колеса

h = Rвыст - Rвн = 310 - 226 = 84 мм = 0,084 м;

h ? рабочая высота зуба

уизг = 194.1< [уизг] = 500-600 МПа

Расчет болтов, крепящих венец ведущего колеса к ступице.

Исходные данные

коэффициент трения между поверхностями контакта м = 0,2;

количество зубов n = 13;

радиус ведущего колеса, м Rвк = 0.310;

радиус расположения болтов, м rрб = 0.202

диаметр зацепления ведущего колеса с гусеницей, м dзв = 0.506

Рисунок 6.6 - Схема крепления венца со ступицей

Венец ведущего колеса крепиться к диску 13-ю болтами. Нормальная работа пары диск-венец зубчатого колеса возможна только в том случае, когда Fтр, что действует между их поверхностями будет больше или равняется силе действующей на радиусе болта.

Принимаем болт М16

Расчет болтового соединения осуществляется по силе растяжения приложенной к болтовому соединению, для создания силы трения между двумя контакторующими между собой поверхностями.

Напряжение разрыва составляет:

Расчет шлиц

Шлицы, на которые устанавливаються ведущие колеса, расчитываются на напряжение смятия и реза. Но потому что профиль зуба эвольвентный, то расчет проводится только на смятие.

Исходные данные:

количество шлиц z= 28;

модуль зуба, мм m=6;

рабочая висота шлица, м h=0.007

длина шлица, м l=0.042

рабочий радіус колеса, м Rвк=0.31

dc - средний диаметр.

Напряжение смятия составляет:

Напряжение смятия составляет:

Напряжение среза составляет:

6.4 Расчёт гусеницы

Исходные данные:

шаг гусеницы, м tг=0,111;

число траков z=108;

число точек перегиба m=4.

При расчёте гусеницы с РМШ учитывается усталостное напряжение.

По экспериментальным данным максимальный срок службы гусеницы с РМШ составляет:

nц - количество циклов.

;

Расчет проушины на смятие .

Рисунок 6.7 - Трак гусеницы в разрезе

Исходные данные:

внутренний радиус проушины, м r = 0,0085;

количество проушин n = 2;

длина проушины, м в = 0,043.

Напряжение смятия проушины составляет:

Расчёт проушины на разрыв.

Исходные данные:

внутренний радиус проушины, м r=0,02;

количество проушин n=2;

длина проушины, м в=0,085;

наружный радиус проушины R=0,024.

Напряжение разрыва проушины составляет:

Расчёт пальца на срез.

Исходные данные:

количество проушин n=2;

диаметр пальца, м d=0,025.

Напряжение среза составляет:

.

Расчёт касательных напряжений

Исходные данные:

наружный радиус резинового кольца, м r2=0.02;

внутренний радиус резинового кольца, м r1=0.015.

?2=0,13 рад ;

Касательные напряжения составляют:

Размещено на Allbest.ru