Расчет карданного вала на прочность.

Обычно карданный вал состоит из средней трубчатой части и приваренных к ней наконечников. Они представляют собой вилку карданного вала шарнира или элемент подвижного соединения, например крестовина . Очень короткие валы имеют сплошную среднюю часть.

Карданный вал рассчитан на кручение и критическую частоту вращения.

Условие прочности при кручении.τ_к=16М_рD_н / [π (D_н⁴− D_в⁴)] ≤ 100÷300 МПа где:D_н− наружный диаметр вала (м), D_н− внутренний диаметр вала (м), π − число π ≈3.14 М_р− расчетный крутящий момент (Н·м) М_p=М_еmax ·U_дв (Н·м) где:М_еmax−максимальный крутящий момент двигателя U_дв− передаточное число от вала двигателя до карданного вала. Это передаточное число первой передачи коробки перемены передач, т.к она максимально увеличивает крутящий момент (U_{кп I} =5.85).

Условие жесткости вала при кручении Ө= 32·180 ·М_p/ [π ²· (D_н⁴− D_в⁴) ·G] ≤ 3 ÷ 9° где:Ө − угол закручивания вала на 1 мм его длины при передаче расчетного крутящего момента М_p.G − модуль упругости при кручении (МПа)(для стали G=8.5·10⁴ МПа = 8.5·10⁴·10⁶ Па)

Условие жесткости вала при кручении выполнено, полученный результат укладывается в установленный условием предел значения.

Расчет на критическую частоту вращения. Необходимость расчета на критическую частоту вращения вызывается следующими следствиями неравномерности распределения массы вала по его диаметру, наличия зазоров в соединениях, неточности изготовления и других причин цент тяжести вала не совпадает с осью вращения. Поэтому во время работы передачи возникает центробежная сила, изгибающая вал.

Так как частота вращения вала переменная, то при некоторой критической частоте вращения, n_кр возникает явление резонанса, которое может привести к тяжелой аварии. Поэтому надежная работа карданного вала обеспечивается при условии: n_кр= 12·10⁴ √D_н²+ D_в² / L² ≥ (1.2÷2.0) n_{е max} где:L − расстояние между центами крестовин шарниров (м), по заданию L =0.471 м. n_{е max} − максимальная частота вращения вала двигателя

(n_{е max} = 2000 об/мин.) Из условия видно, что критическая частота гораздо больше максимально возможной частоте вращения вала.

Расчет валов и карданных шарниров.

Расчет карданного шарнира Критическая угловая скорость ω_кр=π· n_кр / 30

Максимальная сила в карданном шарнире Q_max = T₁/ 2Rcosφ

Напряжение изгиба σ_из= Q_max· L_ш / 2W_из где момент сопротивления изгибу W_из= π·d_ш / 32

Напряжения среза τ_ср=4 Q_max / (π·d_ш²)

2. Расчёт вилки Напряжение изгиба σ_из= Q_max· L_ш/W_из где момент сопротивления изгибу W_из= π·h² /6 σ_из≤[σ_из]

Напряжение кручения τ_кр= Q_max·b / W_кр

критический момент W_кр=khb²

Где: k – коэффициент зависящий от соотношения h/b сторон сечения k = 0.282

3. Расчёт толщины стенки карданной трубы.

Напряжение от кручения τ = М_к / W_α где:W_α − наименьший момент сопротивления на кручение,

W_α= πD²δ /2 =1.57D²δ где:D − диаметр трубы мм, δ − толщина стенки мм, δ = D – d / 2

 

27. Особенности ходовой системы колесно-гусеничного трактора «Уралец».

 

Трактор «Уралец»: тип подвески - жесткий не менее 3-х опорных точек.

Основные характеристики трактора ходовой системы: шины камерные пневматические, давление в шинах 0,14…0,2 МПа (1,4…2,0 кг/см²), или гусеничные ленты: резино-торсовые с поперечинами и гребнями. Ширина 270 мм, шаг 93,5 мм.

 

 

28. Жёсткие, полужёсткие и эластичные подвески. Расчёт балансира и торсиона эластичной подвески (МАЗ-537, снегоболотоход «Урал-5920»).

 

а) жесткие – «Уралец» не менее 3-х опорных точек

б) полужесткие Т-170 поперечная рессора, минимум 4 точки соприкосновения с дорогой

в) упругие подвески (эластичные торсионные ДЭТ250, Т-800, ДЭТ350). ДЭТ250 6 опорных катков с одной стороны. Т-800 8 опорных катков.

 

Элементы расчета независимой подвески:

1 Определяется нагрузка на один опорный каток или на одно колесо (статическое Р_кст=G_подр/2n где G_подр=0,85…0,9/ G_полн

n-число катков или колес с одного борта

жескость торсионного вала приведенная к опорному катку с=Р_кст/fст, где fст- статический ход повески fст=g/(4π²[n_z]²) где n_z-собственная частота вертикальных колебаний n_z=1,7…2,2 Гц

полный ход колеса (опорного катка) f_полн=к_динf_ст=(2,3…3) f_ст

собственная частота продольно-угловых колебаний подрессор. Части где l_i-растяжение от центра тяжести до осей каждого опорного катка (колеса)

где J- момент инерции подрессоренного корпуса при продольно-угловых колебаниях n_φ=0,6…0,8Гц

Диаметр торсионного вала из условий ограничения напряжения кручения для независимого торсиона d=M_k/2[τ] где [τ]-850…900 МПа

Для заневоленных торсионов [τ]-1350=900+450 МПа (остаточное)

Остаточное напряжение для заневоленного торсиона

где r- радиус торсиона круглого сечения, r₁- радиус части сечения торсиона работающего в зоне упругой деформации

длина торсиона где γ-полный угол закручивания тосиона для сплошного торсиона, dт-диаметр торсиона, G_II- модуль упругости 2-го рода (8,2…8,5) 10⁴МПа

материал для зубчатого торсиона Сталь 42ХНМФА и др. для трубчатого торсиона

допускаемое напряжение смятия шлицов [τ_см]=250-300МПа

Где Ср=Р_ок/f_ст – жесткость торсионного вала.

 

30. Удельная потенциальная энергия подвески.

Удельная потенциальная энергия подвески- это та высота с которой необходимо сбросить тягач, чтобы балансиры коснулись упоров. Но без жесткого удара.

Среднее значение удельной потенциальной энергии подвески должен быть не менее 400мм где

А- потенциальная энергия сжатых рессор

n- кол-во опорных катков

m- приведенная жескость

f- полный ход опорного катка.