Приклад розрахунок основних конструктивних параметрів сідлово-зчіпного пристрою.

Вхідні параметри:

МТ - маса тягача, кг	3000
Мс - маса напівпричепа, що припадає на сідлово-зчіпний пристрій, кг	2200
t - товщина захоплювача, мм	25
a, мм	80
b, мм	65
h2, мм	80
D, мм	82
Діаметр фланця опорного листа L, мм	200
Діаметр кола отворів під заклепки M, мм	150

В сідлово-зчіпних пристроях найнапруженішим є роз’ємно-зчіпний вузол, розрахункова схема якого показана на рис. 2 [1].

На деталі сідлово-зчіпного пристрою діє зусилля, максимальне значення якого

Н (3.14)

де М_Т – маса тягача, кг; М_С – маса напівпричепа, що припадає на сідлово-зчіпний пристрій, кг.

При подальших розрахунках скористаємося значенням величин а, b, h₂,D, L, М, які наведені в табл.3 [1].

Величину S_min визначаємо із виразу

(3.15)

Приймаємо S = 35 мм. Тоді перевіряємо напруження зминання, що діють на опорній площині замка:

МПа (3.16)

де  = 45⁰ , відстані а, b, t, S і кут  вказані на рис. 2 [1].

Захоплювачі виконуються зі сталі 45, для якої приймають = 240 МПа.

Величину l _min - довжину, що вказана на рис. 2 [1] визначаємо із виразу

(3.17)

Приймаємо l = 40 мм. Тоді перевіряємо напруження зрізу, що зазнають перерізи І-І захоплювачів:

МПа (3.18)

Величину d_{п min} - діаметр пальця, визначаємо із виразу

(3.19)

де .

Приймаємо d_п =30 мм. Тоді перевіряємо напруження зрізу, що діють в пальцях захоплювачів

МПа (3.20)

Виготовляються пальці зі сталей 35, 40, 45, 45Х, 18 ХГТ.

Таким чином міцність елементів роз’ємно-зчіпного вузла забезпечена.

Питомий тиск на опорній площині сідла визначаємо з виразу

, МПа

де - вертикальне зусилля, що припадає на сідло, Н; ; - площа опорної площини сідла, мм².

Розмір опорної площини сідла повинен бути таким, щоб питомий тиск на неї не перевищував 0,6 МПа. Тобто:

(3.21)

Шворінь опорно-зчіпного пристрою розраховуємо на згин та зріз, а заклепкові з’єднання – на розтяг та зріз.

Небезпечний переріз шворня знаходиться у площині опорного листа напівпричепа (рис. 3 [1]). Вважаючи силу зосередженою визначаємо напруження згину у зазначеному перерізі

МПа (3.22)

де h₂, D₁ – відповідно відстань та діаметр, що вказані на рис. 3 [1]. Приймаємо D₁ = 0,8D = 65,6 мм.

Напруження зрізу визначаємо за формулою

МПа (3.23)

Шворні виготовляють із сталей 40, 50 для яких приймають =140 МПа; = 75 МПа.

Таким чином міцність шворня забезпечена.

Розміщення заклепок шворня та їх кількість підбираємо так, щоб вони були симетричні відносно поздовжньої осі напівпричепа.

Діаметр заклепок визначаємо із виразу

(3.24)

де і – кількість заклепок, приймаємо і = 8.

Приймаємо d₃ = 15 мм. Тоді перевіряємо напруження зрізу в заклепках

МПа (3.24)

Таким чином міцність заклепок забезпечена.

Під дією згинаючого моменту заклепки розтягуються за схемою, зображеною на рис. 3 [1].

При цьому вважаємо, що опорний лист та фланець шворня не деформуються. Напруження заклепок нерівномірне: у разі віддалення від точки «перекидання» шворня навантаження лінійно зростають. Найбільше навантаження Р_оп припадає на найвіддаленіші заклепки. Для шворня із фланцем у варіанті І

Н (3.25)

де - відстані, що вказані на рис. 3 [1] в мм.

Відстані визначаємо за формулами

(3.26)

де Ф_і – кут положення і-тої заклепки; розміри L i M вказані на рис. 3 [1].

Тоді напруження розтягу

МПа (3.27)

Стосовно шворня у варіанті ІІ розрахункові вирази спрощуються, оскільки в них відсутні l_оп і l_ол.

Міцність заклепок перевіряємо за еквівалентними напруженнями

(3.28)

Матеріал заклепок – сталь 10, для якої приймають = 180...190 МПа

Таким чином міцність заклепок забезпечена.

3.3. Розрахунок основних параметрів автомобілів-самонавантажувачів з портальним краном проводиться згідно з відповідним розділом методичних вказівок до практичних занять 5 [І]. За результатами розрахунків і вхідними даними необхідно зобразити в масштабі розрахункову схему механізму підйому портального крана, приклад якої показаний на рис.13 [1].

Вхідні дані для розрахунків вибирають залежно від варіанту за таблицею 6 [1].