АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция

Инженерные расчеты стенда

Читайте также:
  1. Жіночі образи у романі Стендаля «Червоне і чорне»
  2. Знакомство с устройством универсального лабораторного стенда
  3. Итальянская тема» в творчестве Стендаля. Новелла «Ванина Ванини»
  4. К счету 70 «Расчеты с персоналом по оплате труда» ОАО «Макаронная фабрика»
  5. Лекция 5. МЕЖДУНАРОДНЫЕ РАСЧЕТЫ И ИХ ФОРМЫ
  6. Личность и общество в романе Стендаля «Чёрное и белое»
  7. Локальные сметные расчеты (сметы)
  8. Объектные сметы (расчеты). Сметные расчеты на отдельные виды затрат
  9. Осн термины закадровый текст, синхрон, лайф, стендап, хронометраж, исходник, верстка
  10. Ответьте на вопрос Почему роман Стендаля «Красное с черное» называется монологическим романом?
  11. Предполагаемые расчеты мы хотим провести, начав с самой обыденной для каждого школьника формулы кинетической энергии.

 

4.3.1. Расчет грузового винта по удельному давлению в резьбе

 

Расчетную нагрузку с учетом работы винта на кручение, а также возможности перегрузок принимаем на 30% больше рабочей [6]:

 

Рр = 1,3Р, (4.1)

 

Схема стенда

 

Рис. 4.1

 

где Рр – расчетная нагрузка, Н,

Р – грузоподъемность одной стойки, Н.

Рр = 1,3´3000 = 3900 Н.

 

Основной причиной выхода из строя пары винт-гайка является износ, поэтому необходимо, чтобы удельное давление в резьбе не превышало допускаемого удельного давления, что обеспечивает не выдавливание смазки.

Данное условие выражается формулой [6]:

 

[p], (4.2)

 

где р – удельное давление в резьбе, Па;

d2 – средний диаметр резьбы, м;

h – рабочая высота профиля резьбы, м; h = 0,5S;

S – шаг резьбы, м;

z – число витков резьбы в гайке, м; z = Н / S;

Н – высота гайки, м;

[p] - допустимое удельное давление в резьбе, Па;

 

При проектировочных расчетах принимают Н / d2 = jн, где = 1,2 – 2,5 – для целых гаек и = 2,5 – 3,5 - для разъемных.

Подставив отношение Н / d2 в формулу (4.2), выразим из нее d2:

 

, (4.3)

 

м.

 

По ГОСТ 9484 – 81 принимаем винт с трапециидальной резьбой и определяем размеры винта по формулам:

наружный диаметр:

d = d2+0.5S, (4.4)

 

d = 16+0.5´4 = 18 мм (данный диаметр резьбы не рекомендуется принимать при проектировочных расчетах) - принимаем наружный диаметр d = 20 мм, шаг резьбы 4 мм);

внутренний диаметр:

d1 = d – 2hз, (4.5)

 

где hз – высота профиля, равная для данного диаметра резьбы 2,25 мм.

d1 = 20 – 2´2.25 = 15.5 мм;

средний диаметр:

d2 = d – 0.5S, (4.6)

 

d2 = 20 – 0.5´4 = 18 мм;

площадь сечения тела винта (по внутреннему диаметру):

 

F1 = pd12 / 4, (4.7)

 

F1 = 3,14´15,52 / 4 = 188,6 мм2 = 1,886´10-4 м2.

4.3.2. Проверка винта на устойчивость

 

В данном случае винт рассматривается, как стержень с двумя защемленными концами (коэффициент приведения длины m = 0,5), сжимаемая с силой равной 3000 Н при максимальной высоте подъема несущей планки.

Гибкость винта l определяется по формуле:

 

l = ml / i, (4.8)

 

где l – длина винта от нижней опоры до точки максимального подъема (l= 850 мм);

i –радиус инерции сечения винта:

, (4.9)

 

где I – осевой момент инерции по внутреннему диаметру винта:

 

I = pd14 / 64, (4.10)

 

I = 3.14´0.01154 / 64 = 2.83´10-9 м2;

 

, м

 

l = 0,5´0,84 / 0,0039 = 107,6.

 

Так как l > l пред = 92, то необходимо критическое напряжение, при котором винт потеряет устойчивость, определяется по формуле Эйлера:

 

s кр = p2Е / l2, (4.11)

 

где Е – модуль продольной упругости, МПа (для стали Е = 2,15´1011 МПа).

s кр = 3,142 ´ 2,15´1011/107,62 = 183,1 МПа.

Критическая сила по устойчивости определяется по формуле:

 

Ркр = s крF1, (4.12)

Ркр = 183,1 ´106´1,886´10-4 = 34531 Н.

 

Коэффициент запаса устойчивости:

nу = Pкр / Р ³ [ny], (4.13)

 

где [ny]– нормативный коэффициент запаса устойчивости ([ny] = 3,5 – 5 для машиностроительных конструкций).

ny = 34531 / 3000 = 8,85 ³ [ny].

 

Вывод: коэффициент запаса устойчивости больше нормативного, значит, устойчивость винта обеспечена.

 

4.3.3. Расчет стойки

 

В качестве центральной стойки стенда для разборки-сборки двигателей принимается швеллер № 8, материал Ст. 3, высота швеллера 1100 мм, осевой момент инерции Ix = 89,4 см4, момент сопротивления при изгибе Wx = 22,4 см3, радиус инерции сечения ix = 3,16 cм, площадь сечения F = 8,98 см2.

 

Расчет стойки на изгиб.

В этом случае стойку следует рассматривать как нагруженную изгибающим моментом от поднятого в верхнее положение двигателя (рис. 4.2).

Изгибающий момент, действующий на стойку, определяется по формуле:

 

Ми = Рlк, (4.14)

 

где Р – нагрузка, приходящаяся на стойку, Н;

lк – длина кронштейна, м (при расчетах принято lк = 0,3 м).

 

Ми = 3000´0,3 = 900 Нм.

 

Напряжение изгиба в стойке:

 

sи = Ми / Wx £ [s и], (4.15)

 

где [sи] – допустимое значение напряжения изгиба, Па ([sи] = 160 МПа).

 

Схема нагружения стойки

Рис. 4.2

 

Wx – момент сопротивления изгибу стойки, ослабленной отверстием для оси ползуна, м3.

 

Wx = Wxшв - , (4.16)

 

где Wxшв - момент сопротивления изгибу швеллера, м3 (Wxшв = 2,24 10-6 м3);

b - толщина стойки швеллера, м (b = 4,5 мм);

h – ширина отверстия, м (h = 30 мм).

 

Wx = 0.0000224 - = 2.17´10-5 м3.

sи = 900 / 0,0000217 = 41,47 МПа £ [sи] = 160 МПа.

 

Условие прочности на изгиб выполняется.

Расчет стойки на устойчивость.

Стойка рассматривается как защемленный нижним концом стержень, нагруженный сжимающей силой Р = 3000 Н.

Гибкость стойки:

 

l = mlст / ix, (4.17)

 

где m - коэффициент приведения длины (m = 2);

lст – длина стойки, м (lст = 1,0 м).

 

l = 2´1,0 / 0,0316 = 63,29.

 

Так как lо £ l £ lкр, то дальнейший расчет ведем по формуле Тетмайера-Ясинского.

Критическое напряжение:

 

s кр = a - bl, (4.18)

 

где а и b - эмпирические коэффициенты, равные для Ст. 3 соответственно 310 МПа и 1,14 МПа [6].

 

s кр = 310000000 – 1140000´63,29 = 237,8 МПа.

 

Тогда критическая сжимающая сила будет равна:

 

Ркр = s кр F, (4.19)

 

Ркр = 237800000 ´ 0,000898 = 213587 Н.

 

Тогда коэффициент запаса устойчивости будет равен:

ny = 213587 / 3000 = 71 > [ny] = 3,5 – 5.

 

Устойчивость стойки обеспечена.

 

 

4.3.4. Подбор подшипника качения

 

Для подбора подшипника воспользуемся методикой выбора подшипников по приближенной эквивалентной нагрузке [7].

При этом методе используется уравнение:

 

С = , (4.20)

 

где С – требуемая динамическая грузоподъемность, Н;

fd – коэффициент динамического нагружения, учитывающий безопасность и надежность работы данного механизма (принимаем fd = 3,5 – 4,5 – передачи механизмов тяги);

fn – коэффициент частоты вращения;

Р – эквивалентная нагрузка на подшипник, Н (принимаем Р = 3000 Н).

По значению коэффициента fd = 3,75 по номограмме [7] определяем, что при частоте вращения 10 об/мин отношение Р/С = 0,39, следовательно требуемая динамическая грузоподъемность равна:

 

С = 3000 / 0,39 = 7692 Н.

 

По этому значению выбран упорный шариковый подшипник 8205 ГОСТ 6874-75 (d = 25 мм, D = 47 мм, Н = 15 мм).

 

4.3.5. Определение длины гаечного ключа

 

Расчетная схема гаечного ключа, необходимого для вращения винта представлена на рис.4.3.

Длина рукоятки (гаечного ключа) определяется по моменту сопротивления в резьбе, возникающему при подъеме двигателя:

 

Мс = Ptg(l+ j’)d2, (4.21)

 

где l - угол подъема винтовой линии, определяемый по формуле:

 

l = arctg , (4.22)

Рис.4.3

 

 

l = arctg (4/(3.14´0,018) = arctg 0.071 = 4°;

j’ – приведенный угол трения в резьбе, определяемый по формуле:

 

j’ = , (4.23)

где f – коэффициент трения в резьбе (для стального винта и бронзовой гайки при наличии смазки f = 0.12);

a - угол профиля трапецеидальной резьбы (a = 30 °).

 

j’ = arctg (0,12 / сos 15°) = 7°05'.

 

Поскольку l < j’, то винтовая пара самотормозящаяся:

 

Мс =3000´tg(4° + 7° 05') ´0,018= 10,58 Нм.

 

Длину рукоятки Lр определяют из равенства моментов

 

Мс = LpQ, (4.24)

 

где Q – усилие рабочего при работе одной рукой, Н (принимается Q = 50 Н – условие свободного вращения ключа одной рукой).

Lp = 10,58 / 50 = 0,21 м. Принимаем Lр = 210 мм.

 

 

4.3.6. Расчет контактного напряжения между колесом и опорной поверхностью

 

При проектировании стенда для сборки-разборки двигателей, перемещающегося на колесах, необходимо определить контактное напряжение между колесом и опорной поверхностью (бетонный пол).

Напряжение в зоне контакта [6]:

 

sк = £ [sк], (4.25)

 

где Р – расчетная нагрузка, Н;

Е – предел текучести материала, МПа (Е = 2.1´1010 МПа).

d – диаметр колеса, м (d = 80 мм);

b – ширина колеса, м (b = 30 мм);

z – количество колес (z = 4);

[sк] – допустимое контактное напряжение для бетона, МПа ([sк] = 60 МПа).

 

19,2 МПа < [sк].

 

Условие контактной прочности выполняется.

 

4.3.7. Расчет кронштейна крепления двигателя к стенду

 

Для кронштейна крепления силового агрегата к стенду наиболее опасны изгибающие нагрузки от веса двигателя. От этой силы возникает изгибающий момент на плече l.

Материал планки – сталь 35. Плечо l=0,164 м. Вес двигателя – 140 кг.

Изгибающий момент определим по формуле:

М=Gl, (4.26)

где G – вес силового агрегата, Н;

l – плечо момента, м.

М = 1400´0,164 = 229 Нм.

Этот изгибающий момент распределяется поровну между верхним и нижним сечениями планки:

Мизг=М/2, (4.28)

 

Мизг=229/2=114,5 Нм.

 

Напряжение изгиба определим по формуле:

 

σизгизг/Wизг – 6Мизг/(bh2) ≤ [σизг] (4.29)

 

где [σизг] – допустимое напряжение изгиба, МПа (для стали 35 – [σизг]= 500 МПа);

 

Расчетная схема кронштейна крепления двигателя

Рис. 4.4

 

Wизг – момент сопротивления изгиба сечения планки, м3.

 

Толщина планки h:

h³Ö6Mизг/([σизг]b) (4.30)

 

h³Ö6´114,5/(500´0,055)=0,052мм.

 

Принимаем толщину кронштейна крепления равной 6 мм (ближайшая к 0,052м стандартная толщина листа стали).

 

 

4.3.8. Расчет болтов крепления двигателя к кронштейну стенда

 

Четыре болта крепят двигатель к опорной планке стенда. Болты при этом испытывают напряжения среза τ и смятия σсм от веса силового агрегата. Материал болтов ─ сталь 35,диаметр болтов ─ 8мм.

Проверим болт на срез:

 

τ=G(πd2/4)≤[τ], (4.31)

 

где G - вес двигателя, приходящийся на один болт, Н (G = 350 Н);

d - диаметр болта, м (d =0,008 м);

[τ] – допустимое напряжение среза (для стали 35 [τ] = 85 МПа);

 

τсм=350/(3,14´0, 0082/4)=6,96 МПа <85МПа.

 

Таким образом, диаметр болта удовлетворяет условию прочности на срез.

Проверим болт на смятие:

σсм=G/(a´πd/2)≤[σ] (4.32)

 

где σсм – напряжение смятия, МПа;

а – толщина материала планки;

[σ] – допустимое напряжение смятия (для стали 35 [σ] = 390 МПа).

σсм = 350/(0,006´3,14´0,008/2) = 4,64 МПа < 390 МПа.

 

То есть диаметр болта удовлетворяет условию прочности на смятие.


1 | 2 |

Поиск по сайту:



Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.024 сек.)