Модернизация рамы прицепа 2 ПТС-4

Спецификация на раскос задний двухосной рамы прицепа.cdw

рама прицепа двухосная.cdw

Спецификация на раскос передний двухосной рамы прицепа.cdw

Спецификация на общий вид двухосной рамы прицепа.cdw

МиО ТТ 1084 00 000 ВО
Болт М12 х 40 ГОСТ 7798-70
Шайба 16 ГОСТ 6402-80
Болт М16 х 55 ГОСТ 7798-70
Болт М16 х 160 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-78
Гайка М16 ГОСТ 5915-78
Шайба 12 ГОСТ 6402-80

ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ПРИЦЕПА.docx

ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ПРИЦЕПА КОНСТРУКТИВНЫЕ РАСЧЕТЫ
Анализ работы самосвального прицепа показывает что долговечность его узла опрокидывания рамы невысока из-за того что опорный кронштейн гидроподъемника накладывает жесткую связь на поперечины рамы мешая их полкам и стенкам свободно депланировать друг относительно друга при динамическом нагружении в процессе эксплуатации [5].
В ЕГУ им. И. А. Бунина на протяжении ряда лет проводится бюджетная НИР на тему "Динамика прочность и надежность транспортных машин агропромышленного комплекса применительно к Черноземному региону РФ" в рамках которой проходят исследования надежности несущих систем тракторных самосвальных прицепов.
Анализ библиографических источников а также отечественных и зарубежных патентов позволил разработать на уровне изобретений технические решения по повышению надежности рамы прицепа. Мы предлагаем новое техническое решение для повышения надежности рамы прицепа.
При движении прицепа (рисунок 4.1) в составе транспортного поезда из-за воздействия неровностей дорог лонжероны и поперечины рамы 1 на которой установлен кузов 2 испытывают стесненное кручение в местах их соединения. Возникающие упругие деформации от поперечин передаются конструкционным элементам 7 кронштейна гидроцилиндра 3. Поскольку они жестко соединены с чашами 5 опорной плиты размещенными с зазором 6 и охватывают шаровую опору 4 то поперечины совместно с конструкционными элементами кронштейнов свободно депланируют не создавая жесткой связи друг с другом так как это имеет место в серийных конструкциях. В то же время за счет наличия упругого стопорного кольца 9 возможность перемещения конструкционных элементов кронштейнов совместно с поперечинами значительно увеличивается так как возникающие деформации позволяют изменять зазор на величину не превышающую расчетную связанную с потерей его прочности или упругих свойств.
1 Расчет стопорного кольца на прочность
Рассчитаем стопорное кольцо на прочность и найдем диаметр прутка для его изготовления применительно к прицепу 2ПТС-4-887. На расчетной схеме (рисунок 4.2) показана шаровая опора 1 гидроцилиндра которая воздействует с силой Р на чаши 2 опорного кронштейна при самосвальной выгрузке кузова в итоге нагружая стопорное кольцо 3 которое подвергается изгибу. Под действием этих усилий стопорное кольцо трижды статически неопределимо но условия симметрии позволяют сократить число неизвестных до одного [2]. Разрежем условно стопорное кольцо вертикальной плоскостью АВ. Тогда в его сечениях возникнут усилия NA = NB= 05Р3 и моменты МА = Мв. Обозначим момент через Х1 и в итоге получим эквивалентную систему. В сечениях с угловой координатой φ момент от сил .Р3 запишем в виде:
МР3 = 05P3R(1 - cosφ). (5.1)
Момент от единичного силового фактора М1 = — 1. Определим коэффициенты канонического уравнения [3]:
=М12RdφЕI=R2ЕI (5.2)
р= Мр М12RdφЕI=-РR2 2ЕI (2-1)
откуда X1 = -1р 11 = PR(05 - -1).
Известно что изгибающий момент в произвольном сечении равен алгебраической сумме момента от заданных сил Мр и момента М1 увеличенного в Х раз:
Мизг = МР- Х1 = PR(-l - 05cosφ). (5.3)
Согласно этому выражению на рассматриваемой четверти окружности может быть построена эпюра изгибающего момента а затем по условию симметрии — и на других участках круга. Как видно из эпюры наибольший изгибающий момент равный Р3R возникает в точках приложения сил Р3. Зная его можно определить момент сопротивления сечения кольца W = Мизг[] (здесь Мизг — изгибающий момент; [] — допускаемое напряжение) а затем диаметр прутка кольца d = (32W)13
Рисунок 4. 1 - Самосвальный транспортный прицеп
Исходя из того что грузоподъемность прицепа 2ПТС-4-887 Q = 4 т а собственная масса его кузова G = 900 кг действующая на чаши нагрузка равна 49 кН. Считаем также что Р1 = 05Р = 245 кН. При этом допускаем что равнодействующая Р2 расположена под углом 45° к Р1 следовательно Р3 = Р1 = 245 кН. Тогда
Мизг = P3R = 24 500 004314 = 3121 Н м;
W= 3121(160-106) = 19 см3;
d = (32·19314)13 = 268 см
где R — радиус кольца.
Поскольку в начале опрокидывания кузова возможны динамические толчки или удары воспринимаемые стопорным кольцом с учетом ГОСТ 2590—88
Рисунок 4. 2 - Расчетная схема
принимаем d = 30 мм для стали ст. 3. Если для изготовления стопорного кольца выбрать сталь 65Г то получим d 17 мм.
С целью автоматизации расчетов по выбору материала и геометрических характеристик стопорного кольца для самосвальных прицепов и полуприцепов различных моделей и грузоподъемности разработана программа для ЭВМ на языке Delphi которая апробирована на прицепах 2ПТС-4-793-01 2ПТС-4-887 2-ПТС-4М и З-ПТС-12 [56].
2 Расчет поперечной балки на прочность
Цель прочностного расчета балки – определить поперечное сечение при прямом чистом изгибе.
Определим максимальный изгибающий момент возникающий в поперечных сечениях А и Б балки. Р=8 кН – усилие на одну балку согласно проекту [] = 160 мПа = 16 кНсм2 .
Миб=Р·hб кНм (5.2.1)
где hб=05 м – плечо от Б до С
Определим осевой момент сопротивления поперечных сечений балки.
Wос = Ми[] см3 (5.2.2)
Wосмак = 880016=550 см3
По ГОСТ 8240-76 примем h для ечения Б h=90 мм.
Для сечения А h=100 мм.
Толщина стенки балки в=5 мм [6].
3 Расчет соединительного пальца.
При расчете пальца шарнирного соединения будем принимать что толщина соединяемых пальцем листов (рисунок 4.3.) мала по сравнению с длиной поэтому можно пренебречь возникающими изгибающими моментами.
Различают односрезное и двухсрезное соединение листов. В нашем случае соединение листов двухсрезное. Листы расположены торцами и перекрыты двумя накладками. Двухсрезное соединение несомненно выгоднее так как теперь каждая накладка дает плоскость среза и соответственно у пальца будет две плоскости среза. Каждая плоскость при диаметре d данного пальца будет иметь площадь:
Допускаемое напряжение на срез = 100 мПа усилие в шарнире при переводе в транспортное положение P = 20000 Н.
Расчетный диаметр пальца.
Толщина листа по смятию
Допускаемое напряжение на смятие берется высоким:
см = 175 = 175 160 = 280 мПа(4.3.5)
Рисунок 4.3 - Схема нагружения пальца
Ширина листа по условию прочности в ослабленном сечении:
(b – d) = FP (4.3.6)
Определим необходимую рабочую площадь пальца:
Для повышения надежности работы данного соединения с учетом двухкратного запаса прочности принимаем диаметр пальца d = 24мм и толщину листа = 4 мм и производим расчет ширины листа по условию прочности в ослабленном сечении:
Принимаем ширину листа:

сборки раскосов.cdw

*Размеры для справок
Сварные швы по ГОСТ 5264-80
МиО ТТ 1084 01 000 СБ
МиО ТТ 1084 03 000 СБ

деталировка прицепа двухосного.cdw

*Размер для справок.
Сварной шов по ГОСТ 5264-80-Н1-
МиО ТТ 1084 02 000 СБ