Балансир

Балансир 3 (рис. 6.15) стальной, литой, в середине пустотелый. В отверстие верхней головки балансира запрессована ось 7 балансира, а в отверстие нижней головки – ось 1 катка. Ось балансира и ось катка стальные, кованные. Для надежности сопряжения балансира с осью катка и осью балансира поставлены штифты 2 и 24.

Торсионный вал

Торсионный вал является упругим элементом подвески.

Торсионный вал изготовлен из специальной стали. Он представляет собой цилиндрический стержень со шлицованными кольцами. Один конец (с 52 шлицами) торсионнного вала входит в шлицованное отверстие оси балансира, второй конец (с 48 шлицами) – в шлицованное отверстие кронштейна 14.

От продольного смещения торсионный вал удерживается стопорной планкой 12, которая входит в кольцевую вытачку торсионного вала. При движении по неровной местности балансиры, поворачиваясь, закручивают торсионные валы, предохраняют раму тягача от жестких ударов и толчков. Торсионные валы в осях балансиров по своим размерам одинаковы.

Упор балансира

Упор балансира ограничивает величину угла закручивания торсионного вала при повороте балансира во время движения тягача по местности. Упор балансира состоит из кронштейна 17 и буфера.

Расчет торсионов

Пренебрегая другими видами деформаций, торсионы рассчитывают на кручение.

Для наиболее распространенных стержней круглого сечения расчетные формулы имеют вид:

(6.1)

, (6.2)

где α – угол закрутки стержня, рад;

М – скручивающий момент, определяемый из схемы узла, кг.см;

ℓ - рабочая длина стержня (без шлицевых головок), см;

п – число стержней в кучке (для одиночного торсиона п=1);

d- диаметр стержня, см;

Е – модуль упругости 2-го рода; Е = 8,5·10⁵ кгс/см².

Формулой (6.2) можно приближенно пользоваться и для шестигранных стержней, приняв d равным диаметру окружности, вписанной в шестигранник и заменив коэффициент 2 на 1,65.

При пользовании формулами (6.1) и 6.(2) возможно два случая.

Еслидлина торсиона ℓ задана по условиям компоновки узла подвески то, задаваясь максимальными напряжениями τ_мах и максимальным углом закрутки торсиона α_мах находят диаметр

d = (6.3)

Максимальные напряжения берутся в пределах 8500-9500 кгс/см² для стали 45 Х НМФА при заневоливании допускается до 10 500 – 11 000 кгс/см².

Максимальный угол закрутки – 35-45^о. После этого по статическому моменту, пользуясь формулой (6.1), находят статический угол закрутки, который желательно иметь равным 15-20^о.

Если длина торсиона не задана, его диаметр находят из условия:

d = , (6.4)

где М_мах определяется с учетом принятого α_мах после чего по формуле (6.2) может быть найдена длина стержня.

При расчете трубчатого торсиона обычно исходят их условия одинаковости напряжений в стержне и трубе, что приводит к соотношению (рис.6.14,г):

, (6.5)

где D и d_T - наружный и внутренний диаметры трубы;

d - диаметр стержня.

Определив d по формуле (6.4) и задавшись d_T конструктивно (с учетом диаметра шлицевой головки), можно по выражению (6.1) найти углы закрутки стержня (статический и максимальный). Для определения углов закрутки служит формула

Объединяя формулы (6.1) и (6.2) получим:

ℓ = см.

При выборе размеров торсионного вала нужно иметь ввиду, чтобы угол его закручивания не выходил за допустимые пределы, т.е. чтобы ≤ _доп∙ℓ_т/ℓ,

где _доп – допустимый предельный угол закручивания на 1 м длины вала; ℓ=100 см.

При применении балансирной подвески шаг катков приходится увеличивать из-за необходимости размещения балансиров и рычагов подвески. В зависимости от общей компоновки подвески и размеров шага звеньев принимают d_к = (2…5) ∙ℓ_зв,

где ℓ_зв - шаг звена гусеницы (не меньше 200 мм).

ПЛАВНОСТЬ ХОДА МАШИНЫ

7.1. Общая характеристика плавности хода. Измерители плавности хода. Характеристика подвески