Автор работы: Пользователь скрыл имя, 07 Февраля 2013 в 21:22, курсовая работа
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.
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.
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;
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.
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).
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
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≤
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.
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. = MT.Макс=FT.Макс*rк;
где MT.Макс – максимальный тормозной момент на колесе, Н-м;
FT.Макс – максимальная тормозная сила на колесе, Н;
rК – радиус качения колеса, м;
rК=1,04*rК=1,04*0,275=0,286 м.
FT.Макс=mH*φ*g=500*0.7*9.81=
где mH – прижимная сила приложенная к колесу, кг;
φ – коэффициент сцепления колеса с поверхностью барабана;
Мк.мах.=3434*0.286=982 H*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 / 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:
nМАКС=30*V/πr=30*25.98/3.14*0.
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: rср=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;
Полезная мощность на штоке гидроцилиндра для прижатия колеса к барабану:
, кВт;
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=
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.
Информация о работе Конструкторская часть для определения характеристик эластичной шины