Введение
Одним из наиболее важных направлений по существенному повышению производительности труда, сокращению затрат на содержание и эксплуатацию автомобилей в условиях ресурсных ограничений, имеющихся на автомобильном транспорте, является совершенствование технологических процессов на основе применения современной и новой технике, т. е. осуществление мероприятий по механизации и автоматизации ТО и ремонта подвижного состава на АТП.
В данной расчетной работе предлагается стенд для демонтажа и монтажа шин.
1 Назначение разрабатываемого приспособления
Стенд предназначен для демонтажа и монтажа шин размером от 7,50–20 дюймов до 12,00–20 (рисунок 1).
Рисунок 1 –Стенд для демонтажа 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, из которой выпущен воздух, устанавливают на стенд в вертикальном положении и центрируют с помощью гидравлического подъемника, после чего колесо закрепляют пневматическим патроном. С помощью механического устройства, приводимого в действие от электромотора мощностью 0,4 кВт через червячный редуктор, снимают замочное кольцо. Бортовое кольцо отжимают с помощью гидравлического привода, развивающего усилие до 50 кН. Диск колеса выжимают штоком гидравлического цилиндра (с усилием до 200 кН). Вертикальное расположение колеса устраняет операцию – подъем колеса с пола, необходимую при применении стендов с горизонтальным расположением 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
площади поршня, r = 2,4 МПа.
Площадь поршня вычисляется по формуле:
S = p ∙ dтр
2
/ 4,(2)
где dтр
− требуемый диаметр поршня.
Fшт
= p ∙ dтр
2
/ 4 ∙ r, (3)
отсюда
dтр
2
= 4 ∙ Fшт
∙ r / p.(4)
Требуемое усилие штока
Fшт
= 200 кН (см. п. 1), тогда
dтр
2
= 4 ∙ 200 ∙ 103
∙ 2,4 ∙ 10-6
/ 3,14 = 61,15 ∙ 10−3
м2
;
dтр
=  = 0,247 м.
Ближайший диаметр поршня из стандартного ряда равен 250 мм. Применим гидроцилиндр с диаметром поршня 250 мм.
3 Расчет площади поперечного сечения штока
Площадь поперечного сечения штока [4]:
F = p ∙ dшт
2
/ 4,(6)
где dшт
− требуемый диаметр штока.
По ГОСТ гидроцилиндру с диаметром поршня 250 мм соответствует диаметр штока dшт
= 0,12 м, тогда
F = 3,14 ∙ 0,122
/ 4 = 0,011 м2
.
4 Расчет нагрузки на шток
Так как нагрузка Q на шток равна усилию, действующему на поршень, то
Q = Fшт
= p ∙ dпор
2
/ 4 ∙ r,(7)
где dпор
− диаметр поршня, dпор
= 0,25 м:
r − удельное давление на 1 с2
площади поршня, r = 2,4 МПа.
Q = 3,14 ∙ 0,252
/ (4 ∙ 2,4 ∙ 10-6
) = 204 кН;
5 Расчет штока на сжатие
Шток испытывает нагрузку сжатия от сил давления, действующих на поршень (рисунок 2)
Рисунок 2 − Схема и эпюра 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 поперечного сечения штока.
σсж
= Q / F = 204 ∙ 103
/ 0,011 = 18,5 МПа.
Должно выполняться условие:
[σсж
] ≥ σсж
= Q / F.(9)
Так как [σсж
] = 160 МПа, то условие выполняется.
6 Расчет предельно допустимых напряжений 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 в − диаметр свариваемой поверхности, в = 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 корпуса гидроцилиндра с серьгой
Проведем расчет сварного шва крепления корпуса цилиндра с серьгой из условия прочности на отрыв (рисунок 3).
Действующая нагрузка будет только в вертикальной плоскости и возникает от усилия, передаваемого штоком Р = Fшт
= 200 кН.
Расчет прочности стыковых соединений, нагруженных силой Р, выполняется по формуле:
 ,(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 значении давления.
Производительность гидравлических насосов рассчитывается по формуле
V =  ,(13)
где Q − требуемая сила на штоке, Q = 200 кН;
L − длина рабочего хода поршня гидроцилиндра, L = 0,5 м;
t − время рабочего хода 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 параметров электродвигателя
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 насоса выбираем 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 максимальной нагрузке R = 200 кН. Так как лап 6, то один палец будет испытывать 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 в = 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 изгиб больше действительного.
Заключение
Были рассчитаны необходимые параметры гидроцилиндра. По данным расчета был установлен гидроцилиндр с диаметром поршня 250 мм и диаметром штока 120 мм. Действующее усилие на штоке составляет 204 кН. Площадь поперечного сечения штока 0,011 м2
.
Расчет штока на сжатие показал, что напряжение сжатия равно 18,5 МПа и меньше допускаемого 160 МПа.
Был проведен расчет сварного шва на прочность. Допускаемое напряжение равно 56 МПа. Действительное напряжение, возникающее в сварном шве равно 50 МПа. Площадь шва 0,004 м2
.
Расчет параметров гидравлического насоса показал, что производительность насоса должна быть больше 39,2 л/мин. По данным расчета выбираем насос НШ-40Д.
Был проведен расчет параметров электродвигателя. По результатам расчета был 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 изгибающий момент 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 и эксплуатации 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 авторемонтного производства., М., «Транспорт», 1968.
4 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: «Машиностроение.
|