3 раздел (Модернизация ходового оборудования автогрейдера модели ДЗ-122)

3 Расчет механизма подъёма балансира3.1 Определение усилий в механизме и выбор гидроаппаратурыДля подъема балансира гидравлическим цилиндрам необходимо преодолетьмомент сопротивления повороту балансира, создаваемый массой автогрейдерана каждое колесо.В общем уравнение моментов будет выглядеть такМ пб  М ва2  Fц  0, 43  Gк  0,155(3.1)где Fö - тяговое усилие гидроцилиндра, Н;Gê - вес, приходящийся на колесо грейдера, Н.Вес приходящийся на колесо грейдера будет равен весу, приходящемуся назадний мост, так как в момент отрыва второго колеса весь вес будет восприниматься только одним колесом, и он составляет 70% от общего веса автогрейдера(таблица 2.1).

Поэтому вес будет равенGк  Gзм  0,7  Gгр , НGк  Gзм  0,7 132435  92705 Н(3.2)где Gзм - вес, приходящийся на задний мост грейдера, Н;Gгр - вес грейдера, Н, ( Gгр  т  g  13500  9,81  132435Н ).Тогда необходимое минимальное тяговое усилие гидроцилиндра равноGк  0,155,Н2  0, 4392705  0,155Fц  16708Н2  0, 43Fц (3.3)Зная давление в гидросистеме Рном  16МПа и необходимое тяговое усилиена штоке гидроцилиндра определяем его геометрические параметры.ЛистИзм.

Лист№ докум.Подпись ДатаДП 23.05.01 00 00 03 ПЗ44Диаметр цилиндра определяется из условия обеспечения требуемого максимального усилия на шток гидравлического цилиндра и зависит от направления действия этой силы. Когда стержень используется для сжатия (выталкивания стержня из корпуса гидравлического цилиндра), рабочая жидкость поддавлением Р = Рном подается в полость поршня и создает силу на стержне, тогдакак в полости стержня возникает сила сопротивления из-за противодавленияРш:D 4  K з  Fц,мРш  гм  Рном   (3.4)где K з - коэффициент запаса по давлению, учитывающий потери давленияв трубопроводах, особенности гидропривода, требования надежности, K з  1.2 ; - коэффициент мультипликации,   1, 33 ;ηгм=ηо·ηмц - гидромеханический КПД гидроцилиндра, равный произведению объемного и механического КПД гидроцилиндра.

Объемный КПД современных гидроцилиндров принимается - ηо = 0,99, механический КПД равенηмц= 0,95. Тогда ãì  0,94 . [6]Давление в штоковой полости гидроцилиндра для предварительных расчетов Рш = 0,3...0,5 МПа.Значения коэффициента можно определить по формуле или принять в расчетах φ =1,33 или 1,65. [6]D2 2D  d2 (3.5)Тогда минимально допустимое значение диаметра поршня гидроцилиндрабудет равноD4 1,15 16708 0, 060 м  60 мм3,14  0,94  16  0,3 /1,33 106ЛистИзм. Лист№ докум.Подпись ДатаДП 23.05.01 00 00 03 ПЗ45Принимаем по рекомендациям [12] c учетом запаса D  100 мм .Диаметры штоков гидроцилиндров определяем по формуле и округляем всоответствии с [6]:1d  D  1 ;(3.6)1d  100  1  52 мм1,33Принимаем d =50мм.

[6]Скорость перемещения поршня находится по формулеQцс пSэ0  0,3 м / с(3.7)где Qц - расход рабочей жидкости поступающий в гидроцилиндр, равныйноминальной подаче насоса НШ-32 ДКМ, Qц  71,5 л / мин  0,0012 м3 / с ;S ý - эффективная площадь поршня со стороны нагнетания;η0 = 0,94 - объемный КПД гидроцилиндра.Sэ   D24, м2(3.8)Sэ 3,14  0,12 0, 00785 м2 ;4с 0,0012 0,94  0,14 м / с  0,3 м / с0,00785ТогдапМинимальную толщину стенки корпуса гидроцилиндра толстостенного однослойного можно определить из выражения.сс .кD 2   Pmax 1  2   1  0,1    Pmax (1  2 )  2 137,3 106  32 106 (1  2  0,3)1  9,8 мм137,3 106  32 106 (1  2  0,3)ЛистИзм. Лист№ докум.Подпись ДатаДП 23.05.01 00 00 03 ПЗ46где Pmax - максимальное давление нагнетания, МПа, Pmax  32МПа ; - коэффициент Пуассона (для стали μ=0,3);[σ] = 137,3 МПа принимаем для стали 45.Гильзы цилиндров, в зависимости от рабочего давления, могут быть выполнены из чугуна и стального литья, стальных труб, а также стальных поковок.

Внекоторых случаях используются алюминиевые сплавы и латунь.Штоки гидроцилиндров, работающие на растяжение (сжатие) при длинерассчитывают на продольный изгиб.Для этого справедлива формулаш ш4  Fц d    137,3МПа(3.9)4 16708 425681  0, 43МПа     137,3МПа3,14  0, 05где d - диаметр штока, м, d  0, 05 м .ВитогевыбираемгидроцилиндрГЦ05-100х50х500УХЛ1ТУ2-053.0221050.007-89.ЛистИзм. Лист№ докум.Подпись ДатаДП 23.05.01 00 00 03 ПЗ473.2 Расчет на прочность элементов механизма поворота балансираНа рисунке 3.2 и 3.3 представлена расчётная схема пальца фиксации гидроцилиндра (см. лист 2 дипломного проекта).

[7]Рисунок 3.2– Схема для расчёта пальцаПальцы имеют диаметр 50 мм и изготовлены из стали 40X-3-Т, предел текучести материала  Т  550МПа(230...285HB) .Пальцы воспринимают только радиальную нагрузку равную PFц 16,71 кНПлощадь пальца равнаЛистИзм. Лист№ докум.Подпись ДатаДП 23.05.01 00 00 03 ПЗ48SS d 24,м 2 .(3.10)3,140,0520,0019м 24Тогда напряжения среза равно ср  ср P,МПа .2S(3.11)167104397368 Па4,4МПа20,0019Допускаемое напряжение среза равно: ср 0,3 т 0,3550165МПа ; ср 4,4МПа   ср 165МПа .Реакция RА (рисунок ) равна:h bP  a2  2 23RА  ,Нh2 h1f 3 30,033  0,045167100,0133  2RА 8355 Н0,033 0,0330,07133(3.12)RВ  PRА =16710-8355=8355 кг .Максимальный изгибающий момент равен:h  qb 2b.M max  RВ  a2  2  382(3.13)0,033  167100,045 0,045M max 83550,013295Нм3 8 2ЛистИзм.

Лист№ докум.Подпись ДатаДП 23.05.01 00 00 03 ПЗ49Момент сопротивления изгибу круглого сечения равен:Wиз Wиз  d 332.(3.14)3,140,0530,000012 м332Напряжение изгиба в среднем сечении равно: из  из M max.Wиз(3.15)29524040955 Па24МПа0,000012Рисунок 3.3 – Расчётная схема пальцаНапряжение смятия левой и правой опоры см.л  см.п  см.л RAd h1(3.15)835512853846 Па13МПа0,050,013ЛистИзм. Лист№ докум.Подпись ДатаДП 23.05.01 00 00 03 ПЗ50Допускаемое напряжение на смятие для неподвижных соединений равно:материал опор сталь 09Г2С  Т  320 МПа 160МПа ; см0,5 т 0,5320 см.п   см  .Напряжение смятия пальца см P167107426666 Па7,4МПа .d b 0,050,045 см 167107426666 Па7,4МПа0,050,045Допускаемое напряжение на смятие для неподвижных соединений равно: см0,5 т ,МПа 275МПа см0,5550 см 7,4МПа  см 275МПаВывод: Коэффициент запаса прочности по напряжениям среза и изгиба16555023 .

Напряжения смятия не превышают допустимые.37,5 , nиз 244,4равны nср Прочность пальцев обеспечена.ЛистИзм. Лист№ докум.Подпись ДатаДП 23.05.01 00 00 03 ПЗ51Проверим прочность сварных соединений кронштейнов к раме и балансировочному стержню (рис. 3.4)Рисунок 3.4 – Схема к расчету сварных швовНапряжение возникающее в сварных швахt ср =Р, МПа < [t ср ]0, 7 Чn ЧК Чlгде Р - сила, действующая на сварной шов со стороны гидроцилиндра, Н, (Р = 16710 Н );К - катет шва, м, ( К = 10 мм );l - длина шва, мм;n - количество швов.ЛистИзм.

Лист№ докум.Подпись ДатаДП 23.05.01 00 00 03 ПЗ52Материал свариваемых деталей Ст.3 с пределом прочности на растяжение[s р ] = 160 МПа , тогда допускаемое напряжение среза составит[t ср ] = 0, 6 Ч[s р ], МПа[t ср ] = 0, 6 Ч160 = 96 МПа- для шва соединяющего кронштейн с балансиромt ср =16710= 2.04 МПа < [t ср ] = 96 МПа - шов подходит0, 7 Ч10 Ч(385 + 385 + 400)- для шва соединяющего кронштейн с рамойt ср =16710= 2,3 МПа < [t ср ] = 96 МПа - шов подходит.0,7 Ч10 Ч2 Ч520ЛистИзм. Лист№ докум.Подпись ДатаДП 23.05.01 00 00 03 ПЗ53.