3 раздел (1195382)

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

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.

Характеристики

Тип файла PDF

PDF-формат наиболее широко используется для просмотра любого типа файлов на любом устройстве. В него можно сохранить документ, таблицы, презентацию, текст, чертежи, вычисления, графики и всё остальное, что можно показать на экране любого устройства. Именно его лучше всего использовать для печати.

Например, если Вам нужно распечатать чертёж из автокада, Вы сохраните чертёж на флешку, но будет ли автокад в пункте печати? А если будет, то нужная версия с нужными библиотеками? Именно для этого и нужен формат PDF - в нём точно будет показано верно вне зависимости от того, в какой программе создали PDF-файл и есть ли нужная программа для его просмотра.

Список файлов ВКР