1.4. Площадь сечения струи в момент ее соприкосновения с омываемой поверхностью (1.9)

5. Площадь отверстия насадка (1.9)

1.6. Коэффициент аэрации струи

1.7. Средняя плотность жидкости на расстояние X от насадка (1.8)

1.8. Гидродинамическое давление (1.3)

1.9. Максимальная сила сцепления между частицами загрязнений (1.2) со средним диаметром D = 50∙10^-6 м.

10. Условие удаления загрязнений (1.1)

Р_х ≥ F_м

В данном случае это условие не выполняется, так как по расчетам: Р_х = 1775 Н/м², a F_M = 9168 Н/м².

При заданных условиях задачи для удаления загрязнений можно предусмотреть следующие мероприятия:

1. Уменьшить расстояние X от насадков до омываемой поверхности с тем, чтобы увеличить плотность аэрированной жидкости а, следовательно, и гидродинамическое давление;

2. Увеличить средний диаметр частиц загрязнений, допустим, до 200∙10^-6м, ухудшив тем самым в допустимых пределах качество мойки;

3. Уменьшить поверхностное натяжение моющей жидкости за счет ее подогрева и применения моющих средств.

В рассмотренном примере используем мероприятия 1 и 2, приняв X = 250d_н= 1м, a D= 200∙10^-6м.

Тогда, после повторных вычислений по п.п. 1.3. - 1.9.

Р_х=2944 Н/м², a F_м = 2292 Н/м², т.е. условие Р_х ≥ F_м - выполняется.

10. Толщина пограничного слоя (1.10) (рис 1.16)

1.12. Размер зоны действия касательных сил (1.11.) (рис.1)

1.13. Диаметр моющей зоны (рис.1)

где

Так как перекрытие площадей соседних зон должно быть в пределах (0,25 - 0,30) D_м, окончательно

14. Схема моющего узла установки составляется в соответствии с условием задачи (рис.2).

Автомобиль моется струями сверху и снизу. Следовательно; длина L_PM каждой моющей рамки равна ширине автомобиля: L_PM = 2,5 м.

Высота консолей Н_к для подачи воды к ротационным щеткам равна высоте ав­томобиля: Н_к=2,4 м.

Рамки смачивания и ополаскивания состоят из двух симметричных половин. Периметр смачиваемой поверхности Р_cм равен периметру поперечного сечения автомобиля.

14. Число распылителей в моющей рамке

1.16. Число распылителей в консолях

1.17. Число распылителей в каждой рамке смачивания (ополаскивания)

1.18. Расход воды через моющую рамку (1.6)

Рис. 1. Основные параметры струи:

d_H - диаметр отверстия насадка; X - расстояние до омываемой поверхности; S-толщина пограничного слой; R_в -радиус действия касательных сил; D - диаметр основания конуса струи

Рис.2. Схема моющего узла установки:

1 - рамка смачивания; 2 - щетка; 3 - рамка моющая; 4 - рамка ополаскивания; 5 - консоль

1.19. Расход воды через консоль

1.20. Расход воды через рамки смачивания (ополаскивания)

1.21. Общий расход воды

22. Гидравлическая схема установки выбирается студентом самостоятельно. Для упрощения расчетов желательно, чтобы моющий узел был гидравлически симметричен. Пример гидравлической схемы показан на рис. 3.

В схеме принято: h_в = 2 м; h_н = 6 м; d₁ = 0,12 м; l₁ = 4 м; d₂ =0,12 м; l₂ = 22 м; d₃=d₄=0,06 м; l₃ =3 м; l₄=1,25 м. Здесь d_i - диаметр трубопровода на i-м участ­ке; l_i,— длина трубопровода на i-м участке.

1.23. Потери давления на преодоление гидравлических сопротивлений (1.14) на участке l₁d₁, имеющем местные сопротивления в виде сетки 9,7; всасы­вающего клапана 7,0; задвижки 5,5; одного колена 0,2.

1.24. Потери давления на участке l₂d₂, имеющем местные сопротивления в виде задвижки и четырех колен,

1.25. Потери давления на участке l₂d₂, имеющем местные сопротивления в виде задвижки и четырех колен,

Рис. 3. Гидравлическая схема установки:

1 - сетка; 2 - клапан всасывающий; 3 - задвижка; 4 — насос; 5 - рамка моющая; 6 - щетка ротационная; I...IV - расчетные участки. Примечание. Рамка смачивания (ополаскивания) и консоли услов­но не показаны

Рис. 4. Очистные сооружения первого контура:

1 - канава; 2 - песколовка; 3 - контейнер

1.26. Потери давления в каждой ветви, имеющей по три колена

1.27. В конце участка l₃d₃ часть воды уходит через ответвления на другие рамки. Поэтому расход через каждую моющую рамку, как уже было рассчитано в п. 1.18. составляет 5,21∙10^-3 м³/с. В рамке поток раздваивается. Расход через половину рамки

Этот расход путевой (рис. 1.18), причем в каждой половине рамки вода истека­ет через распылителя. Коэффициент сопротивления насадка с коническим распылителем (1.14)

Местное сопротивление представлено одним коленом, имеющим 0,2. С учетом изложенного, потери давления на участке l₄d₄ (1.16)

Такими потерями можно пренебречь, как и потерями в рамках смачивания (опо­ласкивания)

1.28. Общие потери напора равны сумме потерь на отдельных участках

1.29. Преодолеваемое насосом установки геометрическое давление

1.30. Давление насоса проектируемой установки (1.18)

1.31. Мощность на привод насоса (1.9)

1.32. Для расчета привода щеток примем радиус вращающейся щетки r=0,6 м; высоту щетки h = H-0,1 =2,4- 0,1=2,3 м; частоту вращения щеток п = 150 1/мин; угол деформации (рис. 1.20) а == 60°.

Линейная скорость на поверхности щеток (1.21)

1.33. Площадь сегмента деформируемой части щетки (1.24)

1.34. Масса нитей, подверженных деформаций (1.23)

1.35. Центробежная сила (1.22)

1.36. Мощность на привод одной щетки (1.20)

1.37. Общая мощность привода щеток (1.25)

1.38. Скорость конвейера моечной установки (1.26)

Если установка не имеет щеток и расчет скорости конвейера не производится, можно принять V_а =3-9 м/мин.

1.39. Время мойки одного автомобиля (1.27)

1.40. Средний расход воды на мойку одного автомобиля

1.41. Число автомобилей, проходящих через мойку в течение часа

где К_Н = 1,3-1,5 - коэффициент неравномерности поступления автомобилей.

42. Часовой расход воды

Q_ч = Q_CP N_a = 2 ∙ 28 = 56 м³/ч.

42. При расчете очистных сооружений первого контура (рис.4) сначала оп­ределяется площадь сечения потока воды через песколовку (1.28)

42. Расчетная глубина проточного слоя песколовки1

где В = 1 м - принимаемая ширина песколовки.

42. Длина песколовки (1.29)

42. Глубина от пола до уровня воды в песколовке (1.31)

Н_П=Н_К +0,03l=1,2 + 0,03∙7= 1,41м,

где Н_к = 1,2..1,4 м - глубина канавы на посту мойки; l>L_а = 7 м - длина канавы.

42. Общая глубина песколовки (1.30)

H_об=1,41 + 0,16 + 1,3 = 2,87 м.

42. Объем приемного резервуара (1.32)

V_пр = 900∙23,6∙10^-3 =21 м³

42. Площадь водного зеркала гидроциклонов (1.33)

1.50. При диаметре одного гидроциклона D = 1,8 м, площадь водного зеркала одного гидроциклона (1.34)

51. Количество гидроциклонов (1.35)

Округлено N_r=6 шт.

52. Требуемая площадь фильтров (1.36)

53. Объем резервуара очищенной воды

V_PEЗ = 0,5∙ Q_Ч = 0,5 ∙ 56 = 28 м³.

1.54. Объем камеры бензомаслоуловителя

1.55. Объем бака для сбора нефтепродуктов в сточных водах: 900 мг/л - после мойки грузовых автомобилей; 850 мг/л - после мойки автобусов; 75 мг/л - после мойки легковых автомобилей.

В данном случае

где С = 0,9 кг/м³ - содержание нефтепродуктов определяется исходя из их со­держания в сточных водах; Z = 1,5 - количество рабочих смен в сутках; T = 8 ч - продолжительность рабочей смены; =850 кг/м³ - плотность нефтепродуктов.

ПРИМЕР 2. Рассчитать тянущий тросовый конвейер периодического действия для трехпостовой линии ТО-1 автомобилей ЗИЛ-431410. Расчетную схему кон­вейера принять в соответствии с рис. 2.6. Сила веса автомобиля 43000 Н.

2.1. Тяговое усилие (2.1)

F_t =3∙43000∙0,03 = 3870 Н.

2. Сила предварительного натяжения троса (2.2) при угле охвата тросом ба­рабана

2.3. Суммарное усилие в верхней, наиболее нагруженной ветви (2.3)

4. В соответствии с ГОСТ 3067-74 на усилие 172860 Н рассчитан трос диа­метром 20 мм. Исходя из диаметра троса d_T, диаметр барабанов приводной и на­тяжной станции

d_б = (20 - 30) d_т = 25 ∙ 20 = 500 мм = 0,5 м.

5. Скорость конвейеров периодического действия составляет от 7 до 25 м/мин. Если скорость 15 м/мин, то частота вращения ведущего барабана (2.4)

6. Потеря тягового усилия за счет трения в подшипниках барабанов (2.7)

F_П = 2 ∙ 82560 + 3870 (1 - 0,995) = 844 Н.

6. Требуемое передаточное число редуктора приводной станции при частоте вращения вала электродвигателя n_дв = 1000 об/мин

Такое большое передаточное число может иметь червячный редуктор. Средний КПД червячных редукторов 0,75.

6. Предварительная мощность электродвигателя конвейера (2.6)

Такая мощность может быть передана редуктором РЧУ-160-63 с передаточным числом i_к=63 и КПД 0,71.

2.9. Так как требуемое передаточное число редуктора приводной станции не совпадает с передаточным числом подобранного редуктора, необходимо между электродвигателем и редуктором установить ременную передачу с передаточным отношением (2.8)

2.10. КПД ременной передачи r_п = 0,96. Окончательно

ПРИМЕР 3. Рассчитать транспортирующий цепной конвейер периодического действия для трехпостовой линии ТО-1 автомобилей ЗИЛ-431410. Расчетную схему конвейера принять в соответствии с рис.2.4. Сила веса автомобиля 43000 Н.

3.1.Конвейер имеет две несущие цепи, перемещающиеся в направляющих, расположенных по обе стороны осмотровой канавы. Предварительное тяговое усилие на перемещение автомобиля без учета веса цепи (2.1)

где - коэффициент трения качения стальных колес малого диаметра по стальным направляющим. Поскольку в направляющих всегда имеются грязевые отложения, в данном примере = 0,05;

0,75 - коэффициент одновременности передачи тягового усилия.

F_m=3∙43000∙0,05∙0,075 = 4837Н.

3.2. Предварительный размер цепи выбирается конструктивно. Обычно для транспортирующих (несущих) цепных конвейеров берутся втулочно-колесные цепи. Так как в широко распространенных справочниках нет втулочно-колесных цепей, для расчета можно взять цепь роликовую пластинчатую М 224 по ГОСТ 588-74. Такая цепь имеет наибольшую ширину 98 мм, при разрушающей нагрузке 224 кН. Шаг цепи 400 мм, масса погонного метра 8,76 кг. Для цепи с указанными параметрами в качестве направляющих можно использовать швеллер № 12 по ГОСТ 8240-72 (рис.5).

3. Длина линии обслуживания (2.12)

L_Л =3∙6,675 + 1,5∙(3-1) = 23м.

3. Длина одной цепи, движущейся по направляющим в верхней и нижней частях конвейера (2.13)

L_Ц = 2 ∙ 23 = 46 м.

Сила веса цепи G_Ц=46 ∙ 8,76∙9,8 = 3949 Н.

3. Сила трения цепи в направляющих (2.15)

F_Ц = 3949 ∙ 0,05 = 197 Н.

3. Статическая тяговая нагрузка на цепь

P_СТ = P_m+P_Ц =4837 + 197=5034H.

3. Диаметр начальной окружности звездочки (2.16) при числе зубьев Z =6

Рис.5. Конструкции направляющих:

а) конвейер цепной транспортирующий; 6) конвейер несущий пластин­чатый;

1 - швеллер; 2 - цепь; 3 - траверса; 4 - пластина; 5 тележка

Рис. 6. Результаты расчета параметров нагружателя

8. При расчете приведенной массы по формуле (2.22) следует учитывать массу автомобилей, транспортируемых одной цепью. Для двухцепного конвейера

где m_Д = 4300 кг - масса одного автомобиля. Тогда приведенная масса

М = 6450 +1,5∙8,76∙54=7160 кг.

Здесь: длина цепи одной ветви конвейера L = 2L_Л + в, где в = 4 м - длина сбе­гов цепи.

8. Динамическая нагрузка на цепь (2.19), рассчитанная для скорости кон­вейера v₀ = 12 м/мин (0,2 м/с) составляет

8. Полная нагрузка на цепь (2.21)

S_р = 5034 +1192 = 6224 Н.

С учетом коэффициента запаса прочности К = 5-6, максимальная нагрузка на цепь составляет не более 6168 ∙ 6=37000 Н, что в 6 раз меньше разрушающей нагрузки, т.е. цепь проходит по условию прочности.

8. Сопротивление тягового органа при огибании звездочек и вследствие трения в подшипниках вала звездочек

W_3B = 6224 ∙ (1 - 0,97) = 186 Н.

8. Расчетное усилие на выходном валу редуктора в период установившего­ся движения двух цепей

Р_у = (6224 - 186 ) ∙ 2 = 12821 Н.

8. Сила инерции, действующая дополнительно на тяговый орган в период пуска конвейера (2.24)

Р_ин = 2∙7160∙0,2/0,75 = 3818 Н.

8. Суммарное усилие на тяговом органе в период пуска (2.23)

P_пуск=12821+3818=16639 Н.

8. Мощность электродвигателя приводной станции в период установивше­гося движения конвейера (2.26) при использовании червячного редуктора и ре­менной передачи

8. Мощность в период пуска (2.24)

Отношение N_nycK / N_y = 4,62 / 3,56 = 1,30 <1,5, потому в конвейере можно использовать асинхронный двигатель широкого применения, например, серии 4А по ГОСТ 19523-74.

8. Частота вращения звездочки приводной станции (2.4)

3.18. При использовании электродвигателя с частотой вращения вала n_дв = 750 об/мин, суммарное передаточное число редуктора и ременной передачи (2.3)

ПРИМЕР 4. Выполнить расчет гайковерта инерционно-ударного действия для гаек M16x1,5. При расчете использовать схему по рис. 3.1.

1. Основные параметры резьбового соединения (рис.3.3.): наружный диаметр резьбы болта d =16 мм; шаг резьбы Р = 1,5 мм; диаметр впадин резьбы болта d₁=16 - 1,08 ∙1,5=14,38 мм; средний диаметр резьбы d₂=16 - 0,54∙1,5=15,2 мм; высота гайки Н = 0,8 ∙14,38 = 11,5 мм; коэффициент полноты резьбы К = 0,87; ко­эффициент неравномерности нагрузки по винтам резьбы К_m = 0,6; допускаемые касательные напряжения среза [ ] = 0,6 [ ] = 0,6 ∙ 320 = 192 Н/мм²; средний диа­метр опорной поверхности гайки (3.3) D_cp = (24 + 17)/2 = 20,5 мм.

2. Допустимая осевая сила, действующая вдоль болта (3.6)

F ≤ 192 ∙ 3,14 ∙ 14,3 8 ∙ 11,5 ∙0,87 ∙ 0,6 = 52000 Н.

С учетом коэффициента запаса прочности болта К_F = 1,3-2,0; F = 52000/2 = =26000 Н.

3. Момент сил трения на опорном торце гайки (3.2)

Т_m = 26000 ∙ 0,15 ∙ 20,5 / 2 = 40000 Н∙мм.

4. Угол подъема резьбы

5. Момент сил в резьбе (3.4)

Т_Р = 0,5 ∙ 26000 ∙ 15,2 ∙ tg(1,8 + 9,9) = 41000 Н∙мм.

6. Момент заворачивания гайки

Т₃ =Т_m+Т_р = 40000 + 41000= 81000 Н∙мм.

7. Диаметр вала ключа (3.7)

8. В соответствии с приведенными в табл. З.1 рекомендациями выбираются основные размеры кулачковой сцепной муфты:

d_вн = 22 + 10 = 32 мм;

D_H = 2 ∙ 22 = 44 мм;

h = 4 мм; а = 45 град.

Средний диаметр кулачков D=(44 + 32) /2 = 38 мм.

9. Наибольшая частота вращения, при которой допускается включение муф­ты на ходу (3.8)

9. Угол закручивания вала ключа (3.13)

4.11. Угол поворота маховика в процессе передачи момента на ключ гайковерта(3.12)

=0,014∙12=0,168рад.

4.12. Замедление маховика (3.9 и З.11)

4.1З. Момент инерции маховика

4.14. Пусть маховик изготовлен в виде стального кольца с наружным радиу­сом r₂ = 0,1 м и внутренним радиусом r₁= 0,06 м. Тогда масса маховика (З.15)

Ширина маховика (3.17)

4.15. Энергия вращения маховика (3.9, З.18)

4.16. Мощность, необходимая для разгона маховика (3.19) за время t = 0,1 с

4.17. Если маховик вращается в двух шарикоподшипниках и приводится во вращение через ременную передачу, то мощность электродвигателя гайковерта

По каталогу - это электродвигатель 4АА63В4УЗ мощностью 0,37 кВт при 1500 об/мин.

18. Передаточное число ременной передачи:

18. Для сравнения произведен расчет электромеханического гайковерта не­посредственного действия (рис.3.2) для заворачивания гайки M16x1,5. Момент на заворачивание такой гайки 81000 Н∙мм (81 Н∙м).

Передача такого момента может быть осуществлена червячным редуктором РЧУ - 63 с моментом на выходном валу 100 Н∙м, передаточным числом 31,5, КПД 0,73; масса редуктора с чугунным корпусом 16,7 кг.

Мощность электродвигателя (3.21)

По каталогу - это электродвигатель 4А71А4УЗ мощностью 0,55 кВт.

Частота вращения тихоходного вала

что соответствует условию 2 стр.65 настоящего пособия.

Вывод: Электромеханический гайковерт непосредственного действия почти в 4 раза массивнее инерционно-ударного гайковерта, а мощность электродвигателя больше почти в 2 раза.

ПРИМЕР 5. Произвести расчет винтового домкрата грузоподъемностью 50000 Н; максимальная высота подъема груза 0,4 м. Материал винта - сталь 45, [ ] = 80 Н/мм². При расчете использовать схему по рис. 4.1.

5.1. Внутренний диаметр винта домкрата (4.2)

Резьба винта трапецеидальная по ГОСТ 9484 -73,

Внутренний диаметр резьбы d_в = 0,033 м; средний диаметр d_cp = 0,037 м; на­ружный диаметр d_H = 0,049 м; шаг резьбы Р = 0,06 м.

2. Условие самоторможения винта < = 5,5 град. По формуле (4.3)

2,95 < 5,5, т.е. условие выполняется.

2. Крутящий момент, прилагаемый к вишу домкрата (4.4) при диаметре подпятника d_n = 0,03 м (рис.4.2,а)

5.4. Усилие на рукоятке при ее длине R = 0,6 м (4.5)

5.5. Касательные напряжения в материале винта (4.6)

5.6. Приведенные напряжения (4.6)

Так как >[ ] = 90∙10⁶ Н/м² , расчет необходимо повторить, увеличив диа­метр винта. Однако, поскольку = [ ], в данном примере расчет можно оста­вить.

5.7. Критическая сила (4.7)

5.8. Запас устойчивости винта (4.8)

Винт устойчив, так как n_у> 4.

5.9. Число витков бронзовой гайки (4.9)

10. Высота гайки (4.10)

H = 10∙0,006 = 0,06 м.

10. Полезная работа по поднятию груза за один оборот винта

А_n = 50000 ∙ 0,006 = 300 Дж.

12. Работа, совершаемая рабочим за один оборот винта

A=2∙310∙3,14∙0,6=1168Дж

12. КПД домкрата

ПРИМЕР 6. Произвести расчет двухстоечного электромеханического подъем­ника для автомобиля КамАЗ-55102. Вес автомобиля - 83104 Н; ширина 2,5 м; скорость подъема — 2 м/мин. В расчетах использовать схемы действия сил по рис.4.4.

1. Нагрузка на один винт (4.11)

6.2. Длина плеча подхвата (4.12)

3. Расстояние между роликами.

АК = 0,35∙0,925 = 0,323 ≈ 0,3 м.

3. Силы, действующие на ролик (4.1З)

5. Если ролик стальной и подвергнут объемной закалке, то

[ ] = 2,8 ∙ = 2,8 ∙ 650 ∙10⁶ = 1820 ∙ 10⁶ Н/м².

Приведенный модуль упругости E= 2 ∙ 10¹¹ Н/м².

При диаметре ролика d = 0,06 м, распределенная нагрузка (4.15)

6.6. Длина ролика (4.16)

7. Дополнительное усилие на винте за счет перекатывания роликов(4.17)

Q_д = 140930 ∙ 0,01 ∙ 2 = 2818 Н.

7. Уточненное усилие на винте

Q_y = 45707 + 2818 = 48525 ≈ 50000Н.

7. Расчет винта подъемника ведется аналогично расчету винта домкрата. Вследствие совпадения нагрузок на винт в предыдущем и настоящем примерах, согласно расчетам в примере 5, d_в = 0,033 м; d_cp = 0,037 м; d_H = 0,040 м; Р = 0,006м, Верхняя опора винта проектируется в соответствие с рис.4.5. Для опоры взят упорный подшипник N 8209 с диаметром дорожки тел качения d_n = 0,059 м. Ста­тическая грузоподъемность подшипника 90500 Н.

8. Крутящий момент, прилагаемый к винту (4.19)

6.11. Частота вращения винта (4.20)

Если использовать электродвигатель с частотой вращения ротора n_дв =1000 об/мин, то передача крутящего момента от электродвигателя к винту может быть осуществлена клиноременной передачей с передаточным числом

6.12. Мощность электродвигателя одной стойки (4.12)

Расчетным параметрам удовлетворяет электродвигатель 4A132S6У3, мощностью 5,5 кВт.

ПРИМЕР 7. Рассчитать реечный домкрат грузоподъемностью 10000 Н; высота подъема 0,4 м. При расчете использовать схему по рис.4.6.

7.1. Диаметр делительной окружности реечной шестерни домкрата (4.22),

Здесь α = 20º; К_м= 1,15; Е = 2∙10¹¹ Н/м².

Рейка и шестерня подвергнуты объемной закалке, поэтому = 2,8 = 2,8∙650∙10⁶ = 1820∙10⁶ Н/м².

2. Ширина шестерни b_ш=0,25d= 0,014 м.

Число зубьев принимается Z = 4.

Модуль зацепления m = d/Z = 0,055/4 = 0,01375 м = 13,75 мм.

Стандартизованный модуль m_с= 14 мм.

Уточненный диаметр делительной окружности шестерни (4.23) d = 144 =

= 56 мм = 0,056 м.

2. Момент, создаваемый грузом относительно оси шестерни (4.24)

2. Момент на вращающейся рукоятке привода (4.25)

М_n= 100 ∙ 0,2 = 20 Н∙м.

Здесь: длина плеча рукоятки R = 0,2 м; усилие на рукоятке Р_р= 100 Н.

2. Общее передаточное число домкрата (4.26)

Для столь большого передаточного числа необходимо взять три зубчатые па­ры.

Передаточное число каждой пары

Примечание. Если взять качающуюся рукоятку, то М_n = 0,5∙300 = 150 Н∙м, a i = 280/(150 ∙ 0,8) = 2,3 , т.е. можно ограничиться одной зубчатой парой.

2. Расстояния l₁ и l₂ определяются по формуле (4.27):

7.7. Толщина рейки b = 2b_Ш = 2 ∙ 0,014 = 0,028 м.

7.8. Ширина рейки определяется решением уравнения (4.31). Коэффициенты уравнения

Корень уравнения

Ширина рейки h = 1 / Х₁ = 0,027 м.

7.9. Критическая сила (4.33)

10. Запас устойчивости рейки (4.35)

т.е. рейка устойчива.

ПРИМЕР 8. Рассчитать основные параметры гидравлического домкрата гру­зоподъемностью 50000 Н. Основные обозначения размеров принять в соответст­вии с рис.4.8.

1. Диаметр штока (4.37)

Здесь d=0,01 м; Р_р= 200 Н; l = 0,025 м; R = 0,5 м; u = R/l = 20; = 0,7.

Шток уплотняется резиновой манжетой с внутренним диаметром 45 мм. По­этому окончательно D = 0,045 м.

2. Давление рабочей жидкости (4.38)

8.3. Производительность плунжерного насоса (4.39)

8.4. Скорость подъема груза (4.40)

ПРИМЕР 9. Выполнить расчет одностоечного гидравлического подъемника грузоподъемностью 50000 Н. Высота подъема 1,5 м; скорость подъема 0,033 м/с. Давление, развиваемое насосом подъемника 0,8 МПа.

1. Диаметр плунжера (4.42)

С учетом диаметра уплотнительной манжеты по ГОСТ 14896 - 74, окончательно D = 0,280 м.

2. Емкость масляного бака (4.43)

3. Производительность насоса (4.44)

4. Мощность электродвигателя

N = 2,9 ∙ 10^-3 ∙ 0,8 ∙ 10^-6 = 2320 Вт = 2,32 кВт.

Мощность электродвигателя, подобранного по каталогу составляет 3,0 кВт.

ПРИМЕР 10. Рассчитать винтовой съемник по рис 5.2. Диаметр стального ва­ла, на который насажен чугунный шкив, 0,04 м. Наружный диаметр шкива 0,15 м. Длина ступицы шкива 0,06 м. Наружный диаметр ступицы 0,07 м. Посадка - Н7/n6.

1. Из табл. 5.1 выбираются коэффициенты С₁ и С₂. Так как охватываемая деталь выполнена в виде вала, то d₀=d₀/d=0, а С₁=0,7. Для чугунного шкива d/D=0,04/0,07=0,57, a C₂=2,12.

2. Для обеспечения посадки Н7/n6 вал выполняется с допуском +17...+33 мкм, а отверстие - 0.. .+25 мкм. Номинальный натяг сопряжения

3. Высоты микронеровностей сопрягаемых поверхностей R_z1 = R_z2 = 3,2 мкм. Тогда по формуле (5.3) расчетный натяг соединения

δ =12,5 - 1,2∙ (3,2 + 3,2) = 4,8 мкм.

4. Удельное давление на поверхности контакта (5.2)

10.5. Наибольшая осевая сила, необходимая для сборки или разборки сопря­жения (5.1)

Р₃ = 0,1 ∙ 3,14 ∙ 6,1 ∙ 10⁶ ∙ 0,04 ∙ 0,06 = 4,6 ∙ 10³ Н.

10.6. Внутренний диаметр винта съемника (4.2)

10.7. В винтах небольших съемников допускается использовать метрическую резьбу. По ГОСТ 8724-81 рассчитанный внутренний диаметр имеет резьба М14*2 со средним диаметром d_ср=12,7 мм и шагом резьбы Р = 2 мм. Все метрические резьбы самотормозящиеся, поэтому проверка (4.3.) на самоторможение винта не производится.

10.8 Угол подъема резьбы (3.4)

Угол трения в метрической резьбе = 9,9 град

9. Момент сил в резьбе (3.4)

Т_р =0,5∙4,6∙10³ ∙12,7∙10^-3 ∙ tg(2,87 + 9,9)= 6,6 Н∙ м.

9. Момент трения на опорной поверхности пяты при условии использова­ния шарика (рис.4.2, в) центровое отверстие вала (рис. 4.2, г)

М_п =P₃ f R_c ctgф,

где f=0,1 - коэффициент трения в контакте между пятой и винтом;

R_c=3∙10³ м - радиус сферы (выбирается конструктивно);

=60 град - угол при вершине, образующийся при засверловке центрового отверстия.

Отсюда М_п = 4,6∙10³∙0,1∙3∙10^-3∙ctg60º = 0,8 Нм.

10.11. Крутящий момент, прилагаемый к винту (4.4)

М_к = 6,6 + 0,8 = 7,4 Н∙м.

10.12. Исходя из условия удобства работы со съемником выбирается длина рукоятки R=0,15 м. Усилие на рукоятке (4.5)

что допускается.

10.13. Приведенные напряжения (4.6)

Для большинства сталей, применяемых для изготовления винтов [ ] ≤ 90 ∙ 10⁶ Н/м², т.е в данном случае условие прочности соблюдается.

10.14. Критическая сила (4.7) при длине винта, равной удвоенной длине ступицы шкива

10.15. Запас устойчивости винта (4.8)

т.е. винт устойчив.

10.16. Число витков стальной гайки съемника (4.9)

Округленно Z = 10 витков.

17. Высота гайки (4.10)

Н = 10 ∙ 2 ∙ 10^-3 = 20 ∙ 10^-3 м.

17. Толщина траверсы (рис. 5.2) равна высоте гайки. Длина траверсы выби­рается из соотношения

L_T = 1,5 D_ш = 1,5 ∙ 0,15 = 0,225 ∙ 10^-3 м.

где D_ш - наружный диаметр шкива.

Ширина траверсы

В_Т = 2d_H = 2 ∙ 10^-3 ∙ 14 = 28 ∙ 10^-3 м.

Студентами могут быть выбраны иные размеры траверсы.

19. Центры пальцев, на которых поворачиваются лапки съемника, располо­жены друг от друга на расстоянии l = 18 ∙ 10^-3 м. В силу симметричности конструк­ции съемника момент, изгибающий траверсу

20. Условие прочности траверсы

= М_И / W ≤ [ ]

где W = в ∙ H² / 6 - момент сопротивления сечения при изгибе.

Здесь; b=B_T-dn= 28 ∙ 10^-3 – 14 ∙ 10^-3 = 14 ∙ 10^-3 м.

Отсюда

что допускается.

20. Лапки съемника работают на растяжение. На каждую лапку действует сила Р = Р₃/2 = 4,6 ∙ 10³/2 = 2,3 ∙ 10³ Н. Если лапки изготовлены из малоуглеродистой стали, имеющей [ ] ≤ 250 ∙ 10⁶ Н, то при условии трехкратного запаса прочности (К_з=3), площадь поперечного сечения одной лапки

22. Пальцы лапок работают на срез и смятие. Условие прочности по напря­жениям среза

где d_n - диаметр среза;

i - число плоскостей среза,

В наше случае i = 2; [ ]=0,4 =0,4 ∙ 240 ∙ 10⁶=96 ∙ 10⁶ Н/м².

Отсюда

Условие прочности на смятие

где δ - наименьшая длина пальца, подверженная смятию.

Для рассчитываемого случая δ = В_Т / 3 = В_л = 28/3 = 9,3 ∙ 10^-3 м,

где В_л - ширина лапки в месте крепления к траверсе.

[ ]= 0,8 = 0,8 ∙ 250 ∙ 10⁶ = 200 ∙ 10⁶ Н/м².

Тогда

Окончательно d > 1,95 ∙ 10^-3 м.

23. Захватывающие концы лапок необходимо рассчитать на изгиб от на­грузки Р. Для удобства работы со съемником примем, что длина захватывающего конца l_K = 10 ∙ 10^-3 м. Максимальный изгибающий момент М_л = Р ∙ l_К = 2,3 ∙ 10³ ∙ 10 ∙ 10^-3 = 23 Нм.

Ширина лапки по п. 10.21, В_л = 9,3 ∙10^-3.

Из условия прочности на изгиб (см. п. 10.21) наименьшая толщина лапки

При этом площадь поперечного сечения лапки

В_Л h_Л = 119 ∙ 10⁶ м² >F.

22. С учетом комплексного нагружения лапки должно соблюдаться условие (4.28)

Что допускается

ПРИМЕР 11. Определить основные параметры стенда проверки мощности в нагружателя стенда. Автомобиль 3ИЛ-431410. Сила веса, приходящаяся на задние колеса - 21360 Н. Максимальная мощность, развиваемая двигателем автомобиля, 110 кВт при 3200 об/мин. Радиус качения колеса 0,49 м, передаточное число глав­ной передачи 6,32. Наружная и внутренняя колеи, соответственно 2,34 и 1,24 м. При расчете использовать схему стенда по рис.6.2 с исключенной инерционной массой.

11.1. Длина ролика стенда (6.1)

Расстояние между роликами (6.2)

b =1,24 - 0,1 = 1,14 м.

2. Для обеспечения устойчивого положения автомобиля на стенде угол α =30° (рис.6.4). Радиус ролика стенда принят 0,159 м. Тогда расстояние между осями роликов (6.7)

L= 2 ∙ (0,49 + 0,159) ∙ sin30° = 0,65 м.

2. Так как α= 30° > 27°, стенд оборудуется выталкивателем колес. Ход подъемника выталкивателя (6.8)

Н = (0,159 + 0,49) ∙ (1 - cos30º)+0,025 = 0,112 м.

11.5. Выталкиватель конструктивно объединен с тормозом, блокирующим ро­лики в момент выезда автомобиля.

Для уменьшения силы на штоке выталкивателя колодки расположены под уг­лом 45 град. В вертикальной оси. В качестве тормозных накладок используется фрикционный материал, обеспечивающий коэффициент трения 0,32. Отсюда, по формуле (6.10)

11.6. Площадь накладки тормоза (6.11)

Площадь получилась довольно большой, поэтому в стенде целесообразно тормоз роликов выполнить в виде стопора (рис.6.6, б). В этом случае усилие на штоке выталкивателя

7. Параметры нагружателя стенда определены решением уравнения мощностного баланса (6.14). Расчет составляющих баланса произведен с использова­нием выражений (6.15) - (6.22).

Результаты расчета сведены в таблицу.

Таблица

Результата расчета параметров нагружателя

Наименование парамет­ра	Значение параметра при скорости, км/ч
	50	60	70	80
nдв, об/мин	1708	2050	2392	2734
Ne, кВт	73	87	97	105
ηe	0,917	0,891	0,863	0,83
Nвa, кВт	6	9,4	13,3	18
Nf, кВт	8,7	10,5	12,2	14
пр, об/мин	833	999	1166	1333
Nст, кВт	2,7	3,1	3,4	3,8
ηm	0,916	0,914	0,913	0,912
Nтр, кВт	5,6	6,6	7,3	7,7
Nх, кВт	50	57,4	60,8	61,5
Nи, кВт	60	68,9	73	73,8
Mx, Н∙м	683	654	597	536

Графическая интерпретация результатов расчета представлена на рис.6. Из анализа таблицы и рисунка следует, что длительно поглощаемая мощность тормо­за должна быть не менее 73,8 кВт. Максимальная частота вращения ротора - 1333 об/мин. Наибольший тормозной момент - 683 Н∙м при 833 об/мин.

ПРИМЕР 12. Рассчитать основные параметры инерционного стенда проверки мощности. Исходные данные по примеру 11. При расчете использовать схему стенда по рис.6.2. с исключенным нагружателем.

12.1. Основные геометрические размеры стенда определяются аналогично примеру 11. Следовательно, l_Р = 0,65 м; R_p =0,159 м; L = 0,65 м; b = 1,14 м.

12.2. Для расчета инерционной массы стенда необходимо задать дополнитель­ные исходные данные - радиус инерционной массы R_м, момент инерции одного колеса автомобиля J_kl, передаточное отношение между роликами и массой i_pm массу автомобиля m. Если ролики стенда пустотелые - задают внутренний радиус ролика R_вн. В настоящем примере R_м = 0,3 м; J_кl = 12,5 кг∙м²; R_вн = 0,109 м; m = 4300 кг. Параметры массы определены для двух случаев: i_pm = 1 (масса закреплена на одном валу с роликом); i'_рм = 0,3 (ролики соединены с массой ускоряющей цепной передачей),

3. Момент инерции ролика, изготовленного из трубы (630)

3. Требуемый момент инерции инерционной массы определен по формуле (6.28).

Если масса закреплена на одном валу с роликом

Если ролики соединены с массой ускоряющей передачей

J_M’ =0,3² ∙104,3 = 9,4 кг∙м².

3. Ширина набора дисков инерционной массы (6.32)

Очевидно, второй вариант конструкции стенда, когда ролик соединен с массой ускоряющей передачей, более предпочтителен.

3. Средняя мощность, подводимая к инерционной массе при разгоне авто­мобиля в интервале скоростей 50...60 км/ч определяется решением уравнения мощностного баланса (6.14) в двух точках внешней скоростной характеристики — для скоростей 50 и 60 км/ч. В данном примере расчетные значения мощностей взяты из таблицы примера 11. Тогда, согласно (6.39)

12.7. Суммарный момент инерции вращающихся масс стенда, приведенный к оси роликов

где Zк - число колес на роликах стенда при контроле автомобиля;

Z_p - число вращающихся роликов стенда.

12.8. Время разгона автомобиля на стенде (6.37)

9. Максимально допустимое время разгона при снижении мощности двига­теля на 15%(6.38)

t_М =1,15 ∙ 3,66 = 4,31 с.

ПРИМЕР 13. Рассчитать основные параметры инерционного стенда проверки тормозов. Исходные данные по примеру 11. При расчете использовать схему стенда по рис.6.8.

13.1.Основные геометрические размеры стенда определяются аналогично примеру 11. Следовательно, l_Р = 0,65 м; R_p = 0,159 м; l = 0,65 м; b = 1,14 м.

2. Дополнительные исходные данные, подбираемые с использованием справочных материалов: массы, приходящиеся на задние и передние колеса авто­мобиля соответственно, M₃ = 2180 кг, М_n=2120 кг; коэффициенты сцепления шин с роликами и с дорогой, соответственно, φ = 0,56, φ_д=0,6; радиус колеса автомо­биля R_K = 0,49 м; момент инерции колеса J_kl = 12,6 кг*м²; максимальный момент, развиваемый двигателем автомобиля М_дв = 402 Н*м; передаточное число главной передачи автомобиля i₀ = 6,32.

3. Моменты инерции вращающихся масс одного блока роликов стенда (6.46)

Так как J_n >J₃ за основу для дальнейших расчетов принят J_n = 23,39 кг∙м².

2. По результатам расчетов в предыдущем примере, момент инерции одно­го пустотелого ролика J_pl = 1,34 кг∙м². Пусть ролики соединены с инерционной массой ускоряющей передачей i_pm = 0,5. Тогда инерционная масса должна иметь момент инерции

J_м = (23,39 – 2 ∙ 1,34)∙ 0,5² = 5,17 кг∙м².

2. Если масса изготовлена из стали в виде набора дисков радиусом R_м = 0,3 м, то ширина набора дисков (6.32)

13.6. Передаточное число передачи, связывающей ролики и электродвигатель (6.49) при максимальной линейной скорости автомобиля 45 км/ч

13.7. Сила веса, приходящаяся на одно колесо

13.8. Пусковой момент электродвигателя М_эп стенда определяется по формуле (6.52) с использованием следующих исходных данных: α = 30°; f_p = 0,03; Z_k=1; η_рэ=0,98; Z_m =1; i_мэ = i_рэi_рм = 2,0∙0,5 = i; Z_p = 2; V = 45000/3600 = 12,5 м/с; t_p = 1 c;

η_тр=0,88.

13.9. Мощность электродвигателя (6.53)

кВт

По справочнику - это двигатель 4А225МЧУЗ мощностью 55 кВт.

ПРИМЕР 14. Выполнить расчет основных параметров силового стенда про­верки тормозов автомобиля ЗИЛ-431410. Сила веса, приходящаяся ка 1 колесо ав­томобиля - 10680 Н. Линейная скорость вращения роликов стенда 4 км/ч. Элек­тродвигатель стенда с частотой вращения ротора 750 об/мин. При расчете исполь­зовать схему стенда по рис.6.9.

14.1 Основные геометрические размеры стенда определяются аналогично примеру 11. Следовательно L_р = 0,65 м; R_p = 0,159 м; l= 0,65 м; b = 1,14 м.

14.2. Передаточное число редуктора (6.54)

Предварительно берется червячный редуктор РЧУ-160-10 с передаточным числом 10 и КПД - 0,90.

14.3. Мощность электродвигателя (6.56)

По справочнику это двигатель 4А160М8УЗ мощностью 11 кВт.

14.4. Уточненная линейная скорость роликов

что допускается.

Окончательно берется редуктор РЧУ-160-10.

Приложение 3

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

Контрольные вопросы настоящего приложения позволяют оценить уровень остаточных знаний студентов. Могут быть использованы в процессе самостоятельной подготовки к экзаменам, зачетам и защитам курсовых работ, а также преподавателям при проведении рубежных контрольных мероприятий.