Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Конструкторская часть для определения характеристик эластичной шины

3. Конструкторская часть

3.1. Расчет стенда с беговым барабаном для определения характеристик эластичной шины

3.1.1. Расчет характеристик стенда.

Определяем общий КПД:

ηобщ.=ηсц.*ηкпп.*ηкард.*ηц.п.*ηп.=0,86 (3.1.1.1.)

где: ηсц. = 0,98 – кпд сцепления;

ηкпп. = 0,98² – кпд зубчатой передачи;

ηкард. = 0,99 – кпд карданной передачи;

ηц.п. = 0,95 – кпд цепной передачи;

ηп. = 0,99³ – кпд подшипников;

Определяем общее передаточное число на i-ой передаче:

Uобщ.= Uкппi.*Uц.п; (3.1.1.2)

где: Uц.п. = z₂/z₁=120/40=3 – передаточное число цепной передачи;

Uкппi. – передаточное число коробки перемены передач;

Uкпп1 = 7.44; Uкпп2 = 4.10; Uкпп3 = 2.29;

Uкпп4 = 1.47;Uкпп5 = 1; UкппЗХ = 7.09;

Uобщ1 = 7,44*3=22,32;

Uобщ2 = 4,10*3=12,3;

Uобщ3 = 2,29*3=6,87;

Uобщ4 = 1,47*3=4,41;

Uобщ5 = 1*3=3;

UобщЗХ. = 7,09*3=21,27;

Определяем скорость вращения вала бегового барабана на i-ой передаче:

nб.б.= nе/ Uобщ.(об./мин.) (3.1.1.3)

где: nе = 980 об./мин. – частота вращения вала электродвигателя;

nб.б.₁ = 43.9;

nб.б.₂ = 79,7;

nб.б.₃ = 142,6;

nб.б.₄= 222,2;

nб.б.₅ = 326,7;

nб.б.зх. = 46,1;

nб.б.ср. = 163.02;

Рис 3.1 Кинематическая схема бегового барабана

Определяем угловую скорость бегового барабана на i-ой передаче:

ωб.б.=π* nб.бi. /30 (рад./с.) (3.1.1.4)

ωб.б₁. = 4,59;

ωб.б₂. = 8,34;

ωб.б₃. = 14,92;

ωб.б₄. = 23,26;

ωб.б₅. = 34,19;

ωб.бзх. = 4,82;

Определяем окружную скорость бегового барабана на i-ой передаче:

Vб.б.= ωб.бi.*rб.б. (м/с) (3.1.1.5)

где: rб.б = 0.76 м. – радиус бегового барабана;

Vб.б₁.=3,48;

Vб.б₂.=6.34;

Vб.б₃.=11.32;

Vб.б₄.=17.67;

Vб.б₅.=25.98;

Vб.бзх.=3.66;

3.1.2. Расчет подшипников вала бегового барабана.

На валу бегового барабана установлены два роликовых радиальных сферических двухрядных с симметричными роликами подшипника № 153522(Н) ГОСТ 24696-81, табл.3.1.

Табл.3.1

Обозначение

Размеры, мм.

Грузоподъемность, Н.

Мах. обороты

об/мин.

Масса, кг.

153522(Н)

110

200

260000

223000

1700

5.2

Расчет подшипников вала бегового барабана:

Определим реакции в опорах рис.3.2.

S_В – натяжение приводной цепи, Н; G – вес барабана, Н; R1 и R2 – реакции опор, Н; L, a, b – размеры вала, м .

Рис.3.2. Схема реакций опор.

Реакция опоры 1 в плоскостях x, y:

Rx1 = Sв*(b/√b²+a²)*L/2b = 31550.12 *0.773*1/0.75 = 32517.66 Н

Ry1 = Sв*(а/√b²+a²) *L/2b + G*½ = 31550.12*0.635*1/0.75 + 12295.82*½ = 32860.34 Н

Реакция опоры 2 в плоскостях x, y:

Rx2 = Sв*(b/√b²+a²)*a/2b = 31550.12*0.773*0.25/0.75 = 8129.41 Н

Ry2 = Sв*(а/√b²+a²) *a/2b + G*½ = 31550.12*0.635*0.25/0.75 + 12295.82*½ = 12826.02 Н

Полная реакция:

R1 = √ Rx1² + Ry1² = √ 32517.66² + 32860.34² = 46229.86 Н;

R2 = √ Rx2² + Ry2² = √ 8129.41² + 12826.02² = 15185.32 Н;

где: Sв. = Тц.*kб.= 31550.12 Н.– сила цепи действующая на вал; (3.1.2.1)

а=0.25 м.; b=0.375 м.;L= 1м.

G = mб + mв – вес, действующий на опоры вала;

mб = 1180.073 кг – масса бегового барабана;

mв = 74.6 кг – масса вала;

G = mб + mв =1180.073 кг + 74.6 кг.= 11564.72 Н + 731.1 Н = 12295.82 Н.

Расчет подшипника на долговечность производим по наиболее нагруженной опоре при Sв.мах. = 31550.12 Н. т.е. при вращении бегового барабана на 1 передаче.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Pr = (VXFr + YFa)*Кб*Кт. (3.1.2.2)

где: V =1 – коэффициент вращения кольца;

X =1 – коэффициент радиальной нагрузки;

Fr = R1= 46229.86 Н - радиальная нагрузка;

Y =1 – коэффициент осевой нагрузки;

Fa =0 - осевая нагрузка;

Кб =1.4 - коэффициент безопасности;

Кт =1 – температурный коэффициент;

Pr = (1*1*46229.86 + 0)*1.4*1 = 64721.8 Н.

Проверяем выполнение условия Pr ≤ 0.5 Cr:

64721.8 Н. ≤ 0.5*260000 = 130000 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника (долговечность).

Lh=a1*a2*(Cr/Pr)ª*(10 /60n) (3.1.2.3)

где: a1=1- коэффициент долговечности;

a2=0.4 – коэффициент, характеризующий влияние на долговечность;

Cr = 260000 Н – базовая динамическая радиальная грузоподъемность подшипника;

a = 10/3 - показатель степени;

n = 43.9 об./мин.– средняя частота вращения кольца (вала) на 1 передаче;

Lh = 1*0.4*(260000 /64721.8 )10/3 * (10 /60*43.9) = 14941 ч.

3.1.3 Расчет вала бегового барабана.

Критическая скорость вращения вала.

Определим критическое число оборотов вала, при которых обнаруживается явление резонанса.

ω = √ (с*g)/G (3.1.3.1)

где: g = 9.81 м/с² - ускорение свободного падения;

G = 11.572 кН. – вес барабана;

с- изгибная жесткость вала;

Для вала постоянного сечения при размещении диска посредине между опорами:

с = (48*Е*J)/L³ = 68.95911

где: dв = 0.11м., L = 1м. – диаметр и длина вала;

Е = 2*10 МПа – модуль упругости;

J – осевой момент инерции;

J = πdв /64 = 0.000007183

ω = √(68.95911*9.81)/11.572*10 = 241.8 рад/с.

или

(ω*30)/π = (241.8*30)/3.14 = 2310 об/мин.

Касательные напряжения кручения:

τ = Мкр.мах /W≤ [τ]МПа; (3.1.3.2)

Допускаемое напряжение кручения: [τ]= 220 МПа

где: Мкр.мах =10288.1 Н*м – мах. крутящий момент на 1 передаче.

W = (π*dв³) / 16. – полярный момент инерции;

τ = (10288.1*16) / 3.14*0.11³ = 39.4 ≤ 220 МПа.

3.1.4 Расчет цепной передачи

Передаточное число:

U=Z2/Z1 = 120/40 = 3

где Z1 = 40, Z2 = 120 числа зубьев быстроходной и тихоходной звездочек;

Средняя скорость цепи на i-ой передаче:

Vi = (Z*t*n)/60*1000; (3.4.3.1)

где: Z = 40 - число зубьев быстроходной звездочки;

ni – число ее оборотов на i-ой передаче:

n1=131.7; n2=239.02; n3=427.9; n4=666.6; n5 =980; nЗХ=138.2;nСР.=489.04;

t = 19.05 мм. - шаг цепи;

V1 =1.67 м/с.

V2 =3.03 м/с.

V3 =5.43 м/с.

V4 =8.46 м/с.

V5 =12.44 м/с.

Vср. =6.21 м/с.

Определяем силу натяжения цепи на i-ой передаче:

Тцi.=(Мкр.* Uобщi* ηобщ.)/ rз.

где: Мкр=9550*(Nе/nе) = 9550*(55/980) = 535,97 Н*м - крутящий момент на валу двигателя;

rз.=0,375м – радиус звездочки;

ηобщ..= 0,86 – КПД привода;

Тц1 = 27434.8 Н = 2799.5 кг.

Тц2 = 15118.6 Н = 1542.7кг.

Тц3 = 8444.3 Н = 861.7 кг.

Тц4 = 5420.6 Н = 553.1кг.

Тц5 = 3687.5 Н = 376.3кг.

ТцЗХ = 26144.2 Н = 2667.8 кг.

Крутящий момент на валу барабана:

Мкр.=Тцi*rз = J*ε;

Мкр.1 = 10288.1 Н*м;

Мкр.2 = 5669.5 Н*м;

Мкр.3 = 3166.6 Н*м;

Мкр.4 = 2032.7 Н*м;

Мкр.5 = 1382.8 Н*м;

Мкр.ЗХ = 9804.1 Н*м;

Определим допустимую полезную силу:

P = ([p]*F)/kэ = (5.7*648)/1.2 = 3078 кг.

Находим проекцию опорной поверхности шарнира:

F =B*d = 648 мм²=0,0000648м².

где: B = 27*2=54 мм. - ширина цепи;

d = 12 мм. - диаметр валика;

[p] = 5.7 кг/мм² (50,73Мпа) - допускаемое давление в шарнирах.

kэ – коэффициент, характеризующий условия эксплуатации:

kэ = kдин * kа * kн * kрег * kсм * kреж.= 1*0.8*1*1.25*1.5*1 = 1.2

где: kдин = 1 - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки;

kа = 0.8- коэффициент, учитывающий длину цепи;

kн = 1- коэффициент, учитывающий наклон передачи;

kрег = 1- коэффициент, учитывающий регулировку передачи;

kсм = 1.5 - коэффициент, учитывающий характер смазки;

kреж.= 1 - коэффициент, учитывающий режим работы передачи;

Если kэ>3, то следует изменить (улучшить) конструктивные и эксплуатационные условия работы передачи.

Определим давление в шарнирах:

pi = (Тцi.* kэ)/F < [p]

p1 =5.18 кг/мм² (50,8 Мпа)

p2 =2.85 кг/мм² (27,96 Мпа)

p3 =1.59 кг/мм² (15,6 Мпа)

p4 =1.02 кг/мм² (10,01 Мпа)

p5 =0.67 кг/мм² (6,57 Мпа)

Натяжение от центробежной силы:

Sцi = (q*Vi²)/g ;

где: q = 1.52*2 = 3.04 кг. - вес 1 погонного метра цепи.

g = 9.81 м/с² - ускорение свободного падения;

Sц1=0.86 кг (8,44 Н).

Sц2=2.84 кг (27,86 Н).

Sц3=9.14 кг (89,66 Н).

Sц4=22.18 кг (217,59Н).

Sц5=47.95 кг (470,39Н).

Sцср=12.07 кг (118,4Н).

Натяжение от провисания цепи:

Sq = kf *q*А= 2*3.04 *1.3 = 7.9 кг (77,5Н).

где: А = 1300 мм.= 1.3 м. - межосевое расстояние:

kf = 2 - коэффициент, зависящий от положения линии звездочек;

Определяем нагрузку на вал:

Sвi = Тцi*kв

где kв = 1.15 – коэффициент нагрузки;

Sв1 = 31550.12 Н.

Sв2 = 17386.4 Н.

Sв3 = 9710.94 Н.

Sв4 = 6233.7 Н.

Sв5 = 4240.6 Н.

3.1.5 Расчет карданной передачи.

Приведение сплошной части к трубчатой.

Приведение сплошной части к трубчатой или наоборот осуществляется на основе равенства критических оборотов реальной и приведенной частей, рис.3.3.

Рис.3.3. Приведение сплошной части к трубчатой.

nкр. = 12*10 *((√ d²н + d²в) / L²пр.) = 12*10 *(dст. / L²сп)

Lпр.= Lсп.*√ √ (d²н + d²в) / dст..= 100*√ √ (75² + 63²) / 54=135 мм.

L∑= Lпр. + Lтр. = 135 + 220 = 355 мм.

Расчет деталей карданной передали.

Дано: вал трубчатый,

dв = 63 мм. - внутренний диаметр вала;

dн = 75мм. - наружный диаметр вала;

l = 355 мм. - длина вала;

Мк.мах. = Ме.мах*Uкпп.= 535.97 *7.44 = 3987.62 Н*м;

Карданный вал рассчитывается на критическое число оборотов, кручение, сжатие и растяжение. Критическое число оборотов подсчитывается по формулам:

nкр. = 12*10 *((√ d²н + d²в )/ L²) = 12*10 *(√ 75² + 63² / 355²) = 9326 об./мин.

Критическое число оборотов карданного вала должно быть в 1,5-2 раза выше максимальных эксплутационных оборотов (980 мин^-1), т.е. не более 6217 мин^-1.

Напряжение кручения:

τ = (Мк.мах.* dн) / 0.2*( d н + d в) = (3987.62 *75) / 0.2*(75 + 63 ) = 94 МПа;

Допускаемое напряжение кручения: [τ]= 300 - 400МПа

Жесткость вала определяется по углу закрутки:

θ = (Мк.мах.*L / J*G)*(π / 180)

Допускаемая закрутка: 7°-8° на метр длины;

где: J = π*(d н - d в)/32 – полярный момент инерции вала.

G = 8.1*10 МПа – модуль упругости 2го рода;

θ° = (Мк.мах.*L / J*G)*(π / 180) = (Мк.мах.*L*32/ π*(d н - d в)*G)*(π / /180)=(3987.62 *10 *0.355*32/3.14*(75 - 63 )*8.1*10 )*(3.14/180)=0.65°,

или 1.83° на метр длины

Сжатие – растяжение карданного вала определяется величиной осевой силы, которая вычисляется по формуле:

Рх= (Мк.мах/rср.)*μ

где: r_ср=0.036м - средний радиус шлицевой части;

μ= 0.2 - коэффициент трения в шлицах;

Рх = (3987.62/0.036)*0.2=22153.4 Н;

Напряжение сжатия:

δсж.= Рх/F≤[δсж.]

Допускаемое напряжение: [δсж.]=160МПа;

где: F = π*(d²н - d²в)/4=0.00129996 м². - площадь сечения вала;

δсж. = 22153.4/0.00129996=17.04≤160МПа;

Шлицы карданного вала рассчитываются на смятие и на срез. Напряжение смятия:

δсм.=8*Мк.мах./(( d²ш.н - d²ш.в)*l*n)≤ [δсм]

Допускаемое напряжение: [δсм].=20 МПа;

где: d²ш.н=62мм, d²ш.в=52 мм.- наружный и внутренний диаметры шлиц.

l=70мм.-длина шлиц;

n=22- число шлиц;

δсм. = 8*3987.62/((62²-52²)*70*22)= 18.2≤20 МПа;

Напряжение среза:

τср.=4* Мк.мах./ (( dш.н + dш.в)*l*b*n)≤ [τср.]

Допускаемое напряжение: [τср.].=30МПа;

где: b=5мм -ширина шлиц.

τср. = 4*3987.62/((62+52)*70*5*22)= 18.2≤30МПа;

Расчет карданного шарнира.

Шип крестовины карданного шарнира рассчитывается на изгиб и срез, рис.3.4.

а = 0.012м. r = 0.044м. d = 0.027м.

Рис.3.4. Шип крестовины карданного шарнира.

Напряжение изгиба:

δи.=Мк.мах.*а/2*0.1*r*d³≤[δи]

Допускаемое напряжение: [δи].= 300 МПа;

δи. = 3987.62*0.012/2*0.1*0.044*0.027³= 276 ≤ 300МПа;

Напряжение среза:

τср.=2* Мк.мах./ π* r*d²≤[τср.]

Допускаемое напряжение: [τср.] = 80МПа;

τср. = 2*3987.62/ 3/14*0.044*0.027²= 79≤80МПа;

Тело крестовины рассчитывается на разрыв по сечению с-с.

Напряжение разрыва:

δр.=(Р*√2)/ F=(Мк.мах*√2) / r*F≤[δр]

Допускаемое напряжение: [δр].=100-150 МПа;

где F=0.05м.*0.03м.=0.0015м²- площадь сечения с-с.

δр. = 3987.62*√2/0.044*0.0015 = 85≤100-150 МПа;

Вилка карданного шарнира рис.3.5. рассчитывается на изгиб и кручение

r = 0.044м. а = 0.012м. с = 0.058м. b = 0.018м. h = 0.06м.

Рис.3.5. Вилка карданного шарнира.

Напряжение изгиба:

δи.=Мк.мах.*с/2r*W≤[δи]

Допускаемое напряжение: [δи].= 60-80 МПа;

где: W=bh²/10 = 0.018*0.06²/10 = 5.4*10 ;

δи. = 3987.62*0.058/2*0.044*5.4*10 = 40.5≤60-80МПа;

Напряжение кручения:

τкр.=Мк.мах.*а/2r*W≤[τкр]

Допускаемое напряжение: [τкр] = 150 МПа;

где: W= hb²/5 = 0.06*0.018²/5 = 3.9*10 ;

τкр. = 3987.62*58/2*0.044*3.9*10 = 139.8≤150МПа;

3.1.6 Расчет массы и момента инерции бегового барабана.

Рис.3.6. Схема бегового барабана.

Масса бегового барабана.

Масса бегового барабана рассчитывается как сумма масс составных элементов бегового барабана, рис.3.6.:

mб.=m1.+ m2.+ m3.+ m4. (3.1.6.1)

mi.=ρ*Vi.

где: ρ = 7.85 г/см³– плотность стали;

Vi. объем тела;

Vi. = Si.*hi

где: hi – толщина тела;

Si – площадь тела (кольца);

Sкольца = π (R² - r²) = ¼π (D² - d²)

S1. = 967.12 см²;

S2. = S3. = 22983 см²;

S4. = 7452 см²;

Объем составных элементов бегового барабана:

V1 .= S1.* h1. = 967.12 см²*53 см.=51257.36 см³;

V2 .= S2.* h2. = 22983 см²*1.5 см.=34474.5 см³;

V3 .= S3.* h3. = 22983см²*2 см.=45966 см³;

V4 .= S4.* h4. = 7452 см²*2.5 см.=18630 см³;

Т.о. масса составных элементов бегового барабана:

m1.=ρ*V1. = 7.85 г/см³*51257.36 см³ = 402.37кг (396,03Н).

m2.=ρ*V2. = 7.85 г/см³*34474.5см³ = 270.625кг (2654,8Н).

m3.=ρ*V3. = 7.85 г/см³*45966см³ = 360.833кг (3539,77Н).

m4.=ρ*V4. = 7.85 г/см³*18630см³ = 146.245кг (1434,66Н).

Масса бегового барабана:

mб.=m1+m2+m3+m4=402.37кг.+270.625кг.+360.833кг.+146.245кг.=1180.073 кг (11576,5Н).

Масса вала:

mв.(по табл.) = 74.6 кг (731,83Н).

Момент инерции бегового барабана.

Момент инерции бегового барабана рассчитывается как сумма моментов инерции составных элементов бегового барабана:

Jб.б. = J1+ J2+ J3+ J4

Момент инерции кольца:

J =(m*R²)/2 (3.1.6.2)

Jб.б. = J1+ J2+ J3+ J4 = (m1.*(0.78²+0.755²))/2 + (m2.*0.755²)/2 + +(m3.*0.755²)/2 + (m4.*0.055²)/2 = 298.165 + 79.67 + 119.5 + 0.124 = 497.46 кг*м² (4880,08Н*м).

3.1.7. Определение напряжения в ободе бегового барабана.

Для определения напряжения в ободе бегового барабана считаем, что все его точки находятся на одинаковом расстоянии от оси вращения, равном его среднему радиусу r, силы инерции направлены от оси вращения. На элемент кольца действует сила инерции в виде центробежной силы, величина которой (интенсивность):

q=(γ*F/g)*ω²*rср (3.1.7.1)

где: rср = 0,75 м. - средний радиус кольца;

γ =78 КН/м. - вес единицы объема материала.

F — площадь поперечного сечения;

Таким образом, действие на кольцо центробежных сил аналогично действию равномерного внутреннего давления интенсивностью q. Вследствие круговой симметрии системы и нагрузки в поперечных сечениях изгибающие моменты и поперечные силы во всех сечениях равны нулю.

Для определения продольных усилий N действующих в поперечных (радиальных) сечениях кольца, рассмотрим равновесие полвины кольца рис.3.7. На половину кольца действуют две силы N, приложенные в проведенных сечениях, и силы инерции интенсивностью q.

Рис.3.7. Схема бегового барабана.

Равнодействующая распределенной нагрузки интенсивностью q равна произведению q на диаметр, перпендикулярна к диаметру и действует по оси, проходящей через его середину, т. е. по оси y. Условие равновесия половины кольца при проецировании сил на ось y запишется следующим образом:

2N-q2r=0

откуда

N=qr

Нормальное напряжение в поперечном сечении кольца:

δ=N/F или δ= qr /F

Подставляя значение qr получим:

δ= γ/g * r²ср = γ/g*(πn/30)²* r²ср

или учитывая, что V=ωr получим:

δ= (γ/g)*V² ≤ [δ]

Допускаемое напряжение: [δ] = 460 МПа для стали 25;

На стенде максимальное напряжение будет на 5 передаче при V=26,67м/с.

δ=(78*10³/9,81)*26,67²=5,66≤460МПа

Из условия прочности определим допускаемую величину окружной скорости:

V≤√([δ]*g)/ γ = 240 м/с.

или

((V/rб.б.)*30)/π = 3017 об/мин,

что меньше эксплуатационной величины.

3.1.8. Расчет карданного вала нагружаемого колеса

Приведение сплошной части к трубчатой.

Приведение сплошной части к трубчатой или наоборот осуществляется на основе равенства критических оборотов реальной и приведенной частей, рис.3.8.

Рис.3.8. Приведение сплошной части к трубчатой.

nкр. = 12*10 *((√ d²н + d²в) / L²пр.) = 12*10 *(dст. / L²сп)

Lпр.= Lсп.*√ √ (d²н + d²в) / dст..= 80*√ √ (75² + 63²) / 54=108 мм.

L∑= Lпр. + Lтр. = 108 + 240 = 348 мм.

Расчет деталей карданного вала.

Дано: вал трубчатый,

dв = 63 мм. - внутренний диаметр вала;

dн = 75мм. - наружный диаметр вала;

l = 348 мм. - длина вала;

Мк.мах. = M_T.Макс=F_T.Макс*r_к;

где M_{T.Макс –}максимальный тормозной момент на колесе, Н-м;

F_T.Макс – максимальная тормозная сила на колесе, Н;

r_К – радиус качения колеса, м;

r_К=1,04*r_К=1,04*0,275=0,286 м.

F_T.Макс=m_H*φ*g=500*0.7*9.81=3434 H.

где m_H – прижимная сила приложенная к колесу, кг;

φ – коэффициент сцепления колеса с поверхностью барабана;

Мк.мах.=3434*0.286=982 H*м.

nкр. = 12*10 *((√ d²н + d²в )/ L²) = 12*10 *(√ 75² + 63² / 348²) = 9705 об./мин.

Критическое число оборотов карданного вала должно быть в 1,5-2 раза выше максимальных эксплутационных оборотов, т.е. не более 4853 мин^-1. Для данного карданного вала максимальные обороты составят:

n_МАКС=30*V/πr=30*25.98/3.14*0.76=326.6 мин^-1.

Напряжение кручения:

τ = (Мк.мах.* dн) / 0.2*( d н + d в) = (982 *75) / 0.2*(75 + 63 ) = 7,8 МПа;

Допускаемое напряжение кручения: [τ]= 300 - 400МПа

Жесткость вала определяется по углу закрутки:

θ = (Мк.мах.*L / J*G)*(π / 180)

Допускаемая закрутка: 7°-8° на метр длины;

где: J = π*(d н - d в)/32 – полярный момент инерции вала.

G = 8.1*10 МПа – модуль упругости 2го рода;

θ° = (Мк.мах.*L / J*G)*(π / 180) = (Мк.мах.*L*32/ π*(d н - d в)*G)*(π / /180)=(982 *10 *0.348*32/3.14*(75 - 63 )*8.1*10 )*(3.14/180)=0.16°,

или 0,46° на метр длины

Сжатие – растяжение карданного вала определяется величиной осевой силы, которая вычисляется по формуле:

Рх= (Мк.мах/rср.)*μ

где: r_ср=0.036м - средний радиус шлицевой части;

μ= 0.2 - коэффициент трения в шлицах;

Рх = (982/0.036)*0.2=5455 Н;

Напряжение сжатия:

δсж.= Рх/F≤[δсж.]

Допускаемое напряжение: [δсж.]=160МПа;

где: F = π*(d²н - d²в)/4=0.00129996 м². - площадь сечения вала;

δсж. = 5455/0.00129996=4,20≤160МПа;

Шлицы карданного вала рассчитываются на смятие и на срез. Напряжение смятия:

δсм.=8*Мк.мах./(( d²ш.н - d²ш.в)*l*n)≤ [δсм]

Допускаемое напряжение: [δсм].=20 МПа;

где: d²ш.н=62мм, d²ш.в=52мм.- наружный и внутренний диаметры шлиц.

l=70мм.-длина шлиц;

n=22- число шлиц;

δсм. = 8*982/((62²-52²)*70*22)= 4,48≤20 МПа;

Напряжение среза:

τср.=4* Мк.мах./ (( dш.н + dш.в)*l*b*n)≤ [τср.]

Допускаемое напряжение: [τср.].=30МПа;

где: b=5мм -ширина шлиц.

τср. = 4*982/((62+52)*70*5*22)= 4,48≤30МПа;

Расчет карданного шарнира.

Шип крестовины карданного шарнира рассчитывается на изгиб и срез, рис.3.4.

Напряжение изгиба:

δи.=Мк.мах.*а/2*0.1*r*d³≤[δи]

Допускаемое напряжение: [δи].= 300 МПа;

δи. = 982*0.012/2*0.1*0.044*0.027³= 68 ≤ 300МПа;

Напряжение среза:

τср.=2* Мк.мах./ π* r*d²≤[τср.]

Допускаемое напряжение: [τср.] = 80МПа;

τср. = 2*982/ 3/14*0.044*0.027²= 19,5≤80МПа;

Тело крестовины рассчитывается на разрыв по сечению с-с.

Напряжение разрыва:

δр.=(Р*√2)/ F=(Мк.мах*√2) / r*F≤[δр]

Допускаемое напряжение: [δр].=100-150 МПа;

где F=0.05м.*0.03м.=0.0015м²- площадь сечения с-с.

δр. = 982*√2/0.044*0.0015 = 20,9≤100-150 МПа;

Вилка карданного шарнира рис.1.5. рассчитывается на изгиб и кручение

Напряжение изгиба:

δи.=Мк.мах.*с/2r*W≤[δи]

Допускаемое напряжение: [δи].= 60-80 МПа;

где: W=bh²/10 = 0.018*0.06²/10 = 5.4*10 ;

δи. = 982*0.058/2*0.044*5.4*10 = 9,98≤60-80МПа;

Напряжение кручения:

τкр.=Мк.мах.*а/2r*W≤[τкр]

Допускаемое напряжение: [τкр] = 150 МПа;

где: W= hb²/5 = 0.06*0.018²/5 = 3.9*10 ;

τкр. = 982*58/2*0.044*3.9*10 = 34,4≤150МПа;

3.2. Расчет объемного гидропривода стенда для испытания эластичных шин

3.2.1. Расчет мощности и подачи насоса

Полезная мощность на штоке гидроцилиндра для прижатия колеса к барабану:

, кВт; (3.2.1.1)

Где F- усилие на штоке

V-скорость перемещения колеса 0,2 м/с

Рис.3.9. Схема рычагов для нагружения колеса

Усилие на штоке гидроцилиндра

F= (3.2.1.2)

Где G- сила прижатия колеса 500 кг (4905Н).

L-расстояние от оси крепления рычага до оси колеса, м;

l- Расстояние от оси крепления рычага до крепления гидроцилиндра , м;

g=9,81 м/с.

Тогда

Мощность насосной установки

(3.2.1.3)

Где Кз.с-коэффициент запаса по скорости 1,2

Кз.у-коэффициент запаса по устойчивости 1,1

Zц-число одновременно работающих гидроцилиндров 1

Тогда

Расход рабочей жидкости в гидросистеме

(3.2.1.4)

Где Рном- номинальное давление 6,3 МПа

Тогда

Усилие на штоке гидроцилиндра поворотного колеса стенда (3.2.1.2):

Полезная мощность на штоке гидроцилиндра для перемещения поворотного колеса (1.1):

Мощность насосной установки (3.2.1.3):

Расход рабочей жидкости в гидросистеме (3.2.1.4):

Общий расход рабочей жидкости в гидросистеме

Qобщ.=0,13+0,26=0,39л.

Конструкторская часть для определения характеристик эластичной шины 📙 Курсовая → 🆔 108704