/>/>/>/>Введение
Одним из наиболее важных направлений по существенному повышениюпроизводительности труда, сокращению затрат на содержание и эксплуатациюавтомобилей в условиях ресурсных ограничений, имеющихся на автомобильном транспорте,является совершенствование технологических процессов на основе применениясовременной и новой технике, т. е. осуществление мероприятий по механизации иавтоматизации ТО и ремонта подвижного состава на АТП.
В данной расчетной работе предлагается стенд для демонтажа и монтажа шин.
1 Назначение разрабатываемого приспособления
Стенд предназначен длядемонтажа и монтажа шин размером от 7,50–20 дюймов до 12,00–20 (рисунок 1).
/>
Рисунок 1 –Стенд длядемонтажа и монтажа шин грузовых автомобилей:
1 – бачок; 2 – гидропривод;3 – лапа в сборе; 4 – пневматический патрон; 5 – гидравлический подъемник; 6 –рама; 7 – редуктор; 8 – съемник; 9 трубопровод; 10 – упор; 11 – винт
Колесо с шиной, изкоторой выпущен воздух, устанавливают на стенд в вертикальном положении ицентрируют с помощью гидравлического подъемника, после чего колесо закрепляютпневматическим патроном. С помощью механического устройства, приводимого вдействие от электромотора мощностью 0,4 кВт через червячный редуктор, снимаютзамочное кольцо. Бортовое кольцо отжимают с помощью гидравлического привода,развивающего усилие до 50 кН. Диск колеса выжимают штоком гидравлическогоцилиндра (с усилием до 200 кН). Вертикальное расположение колеса устраняет операцию– подъем колеса с пола, необходимую при применении стендов с горизонтальнымрасположением съемного устройства.
/>2 Выбор гидроцилиндра
Усилие штока, развиваемое гидроцилиндром [4]:
Fшт = S ∙ r(1)
где S − площадь поршня, м2;
r − удельное давление на 1 с2 площадипоршня, r = 2,4 МПа.
Площадь поршня вычисляется по формуле:
S = p ∙ dтр2/ 4,(2)
где dтр − требуемыйдиаметр поршня.
Fшт = p ∙ dтр2 / 4 ∙ r, (3)
отсюда
dтр2 = 4 ∙ Fшт∙ r / p.(4)
Требуемое усилие штока
Fшт = 200 кН (см. п. 1), тогда
dтр2 = 4 ∙ 200∙ 103 ∙ 2,4 ∙ 10-6 / 3,14 = 61,15 ∙10−3 м2;
dтр = />= 0,247 м.
Ближайший диаметр поршня из стандартногоряда равен 250 мм. Применим гидроцилиндр с диаметром поршня 250 мм.
/>3 Расчет площадипоперечного сечения штока
Площадь поперечного сечения штока [4]:
F = p ∙ dшт2 / 4,(6)
где dшт − требуемыйдиаметр штока.
По ГОСТ гидроцилиндру с диаметром поршня250 мм соответствует диаметр штока dшт= 0,12 м, тогда
F = 3,14 ∙ 0,122 / 4 = 0,011 м2.
4Расчет нагрузки на шток
Так как нагрузка Q на шток равнаусилию, действующему на поршень, то
Q = Fшт= p ∙ dпор2 / 4 ∙ r,(7)
где dпор − диаметрпоршня, dпор = 0,25 м:
r − удельное давление на 1 с2 площадипоршня, r = 2,4 МПа.
Q = 3,14 ∙ 0,252 / (4 ∙ 2,4 ∙ 10-6)= 204 кН;
5Расчет штока на сжатие
Шток испытывает нагрузкусжатия от сил давления, действующих на поршень (рисунок 2)
/>
Рисунок 2 − Схема иэпюра сжатия штока.
Для стали Ст 45 допускаемое напряжение на сжатие [σсж]= 160 МПа.
Напряжение сжатие [3]:
σсж = Q / F,(8)
где Q – усилие штока, Q =200 кН;
F − площадь поперечногосечения штока.
σсж = Q / F= 204 ∙ 103 / 0,011 = 18,5 МПа.
Должно выполняться условие:
[σсж] ≥ σсж= Q / F.(9)
Так как [σсж] = 160 МПа, тоусловие выполняется.
/>/>/>6 Расчет предельно допустимыхнапряжений сварного шва
Расчет предельно допустимых напряжений сварного шва [3]:
/>,(10)
где dт– предел текучести;
S – запас прочности.
Для материала сварочной проволоки допускаемое напряжение [3]:
[δТ] = 280 МПа.
[τ’] = 0,6 ·/>= 56 МПа.
7 Расчет площади сварного шва
Площадь шва [4]:
S = h ∙l,(11)
где h – ширина шва;
l – длина шва;
l = π ∙ d,(12)
где d − диаметрсвариваемой поверхности, d = 0,270 м;
l = 3,14 ∙ 0,270 = 0,85 м.
Ширина шва h = 0,01 м, тогда площадь шва
S = 0,01 ∙ 0,38 = 0,004 м2.
8 Расчет сварного шва крепления корпусагидроцилиндра с серьгой
Проведем расчет сварного шва крепления корпуса цилиндра с серьгой изусловия прочности на отрыв (рисунок 3).
Действующая нагрузка будет только в вертикальной плоскости и возникает отусилия, передаваемого штоком Р = Fшт = 200кН.
Расчет прочности стыковых соединений, нагруженных силой Р, выполняется поформуле:
/>,(12)
где t –напряжение, возникающее в сварном шве;
Р – сила, действующая на сварной шов;
S − площадь шва.
/>
Рисунок 3 – К расчету сварного шва гидроцилиндра
Напряжение, возникающее в сварном шве:
τ = /> = 50 МПа.
Условие прочности [τ’] = 56 МПа ≥ τ = 50 МПа выполняется.
/>9 Расчет параметров гидравлического насоса
Для безопасной работы гидромагистрали принимаем стандартное давление,равное 3 МПа. Произведем расчет параметров гидропривода при принятом значениидавления.
Производительность гидравлических насосов рассчитывается по формуле
V = />,(13)
где Q − требуемаясила на штоке, Q = 200 кН;
L − длина рабочегохода поршня гидроцилиндра, L = 0,5 м;
t − время рабочегохода поршня гидроцилиндра, t = 0,1 мин;
р − давление масла в гидроцилиндре, р = 3 МПа;
η1 − КПД гидросистемы, η1 = 0,85;
V = /> = 39,2 л/мин.
По данным расчета выбираем насос НШ-40Д.
/>/>10 Расчет параметровэлектродвигателя
Мощность, расходуемая на привод насоса, определяется по формуле:
N = />,(14)
где η12 − общий КПД насоса, η12 =0,92;
V – производительность гидравлического насоса, V = 40 л/мин;
р − давление масла в гидроцилиндре, р = 3 МПа;
N = /> = 0,21 кВт.
По данным расчета для получения требуемой производительности насосавыбираем электродвигатель АОЛ2-11, с частотой вращения n= 1000 мин−1 и мощностью N = 0,4 кВт.
/>/>/>/>/>11 Расчет пальца лап на изгиб
Наибольший изгибающий момент пальцы лап будут испытывать при максимальнойнагрузке R = 200 кН. Так как лап 6, то один палец будетиспытывать изгибающий момент от нагрузке R = 200 / 6 =33,3 кН (рисунок 4).
Длина пальца L = 100 мм = 0,1 м.
Изгибающее напряжение для круглого сечение [3]:
σ = />(15)
где М − изгибающий момент;
d – диаметр пальца;
В опасном сечении момент будет
Мизг = R ∙L / 2 = 33,3 ∙ 0,1 / 2 = 1,7 кН∙м.
/>
Рисунок 4 – К расчету пальца на изгиб.
Палец в своем сечении представляет круг диаметром d= 40 мм = 0,04 м. Определим его изгибающее напряжение:
σ = /> = 33,97 ∙ 106 Па= 135,35 МПа
Условие прочности [3]: [σизг] ≥ σизг.
Для стали Ст 45 допускаемое напряжение [σизг] = 280 МПа.
Условие прочности выполняется, т. к. допускаемое напряжение на изгиббольше действительного.
/>Заключение
Были рассчитаны необходимые параметры гидроцилиндра. По данным расчетабыл установлен гидроцилиндр с диаметром поршня 250 мм и диаметром штока 120 мм.Действующее усилие на штоке составляет 204 кН. Площадь поперечного сеченияштока 0,011 м2.
Расчет штока на сжатие показал, что напряжениесжатия равно 18,5 МПа и меньше допускаемого 160 МПа.
Был проведен расчет сварного шва на прочность. Допускаемое напряжениеравно 56 МПа. Действительное напряжение, возникающее в сварном шве равно 50МПа. Площадь шва 0,004 м2.
Расчет параметров гидравлического насоса показал, что производительностьнасоса должна быть больше 39,2 л/мин. По данным расчета выбираем насос НШ-40Д.
Был проведен расчет параметров электродвигателя. По результатам расчетабыл выбран электродвигатель АОЛ2-11 с частотой вращения n= 1000 мин−1 и мощностью N = 0,4 кВт.
Расчет пальца лап на изгиб показал, что в опасном сечении изгибающиймомент будет Мизг = 1,7 кН∙м. Изгибающее напряжение σ =135,35 МПа, что меньше допускаемого [σизг] = 280 МПа.
/>/>Список используемых источников
1 Власов Ю.А., Тищенко Н.Т. Основы проектирования иэксплуатации технологического оборудования. Учебное пособие. Томск: Агр.Строит. Универс. 2004 – 277 с.
2 Дурков П.Н. Насосы и компрессорные машины. М.,Машгиз, 1960.
3 Крипицер М.В. Специализация авторемонтногопроизводства., М., «Транспорт», 1968.
4 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособиедля учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С. А. Чернавский, К.Н. Боков, И. М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: «Машиностроение.