Расчет пневмопривода

Определим угол наклона поперечного сечения в месте приложения силы Р (рисунок 5.5), для этого приложим в этой же точке единичную безразмерный изгибающий момент. Эпюра изгибающих моментов от приложенного момента изображена на рисунке 5б, значение максимального изгибающего момента 1. Угол наклона рассчитывается по такой же формуле, для конкретного случая она приобретает вид:

d = 12×(P×a2/2 + 2×R2×b2/3) /(E×h4), м (5.22)

d = 12×(1342,4946×0,22/2+ 1917,8494×0,32/3)/(2×1011×0,0224) = 0,7618, град

Рассчитаем на прочность точки опоры выше рассчитанных стержней , которые представляют собой валы, закрепленные на подшипникх скольжения. Расчеты проводим по наиболее нагруженному валу. Материал вала принимаем Сталь 40 (ГОСТ 1050 – 88) [1] допускаемые напряжения на изгиб у которой определены ранее [s] = 170 МПа. Из выше проведенного расчета Р = 3260,3440 Н, при этом расстояния принимаем равными: а = 60 мм, b = 60 мм.

Определим реакции опор (рисунок 5.5): т.к. схема нагрузки вала симметрична , то R = P = 3260,3440 H. Максимальный изгибающий момент М = R×a =195,6206Н.

Рассчитаем требуемый диаметр вала:

d = 3Ö32×М/(p×[s]), м (5.23)

d = 3Ö32×195,6206/(p×170×106) = 0,0227 м.

Принимаем диаметр вала d = 0,024 м.

Так как вал установлен на подшипниках скольжения, то определим диаметр вала под подшипник dП, и отношение b = LП/dП, где LП – длинна вала в подшипнике. Материал подшипника скольжения принимаем бронзу, для которой допускаемое удельное давления [p] = 8,5 МПа.

b = Ö0.2×[s]/[p], м (5.24)

b = Ö0,2×170/8,5 = 2,

dП = Öb×R/(0.2×[s]), м (5.25)

dП = Öb×3260,3440/(0,2×170) = 0,0138 м,

Принимаем dП = 0,014 м.

Перемещение стержней крепления пневмоцилиндра, а следовательно и вращение валов опор будет осуществляться усилием руки человека, поэтому тепловой расчет подшипников скольжения проводить нецелесообразно.

Рассчитаем болты крепления опор с подшипниками скольжения к раме. Принимаем для расчета, что болты изготовлены из Стали 40 (ГОСТ 1050 – 88) [1] и на каждую опору ставиться по 3 болта без зазора. Условие прочности болта на срез:

tср = 4×Q/(i×p×z×d2) <[tср] (5.26)

где tср – расчетное напряжение на срез, МПа;

[tср] = 0,2×sт, допускаемые напряжения на срез, МПа;

Q – сила действующая на соединение, Н;

i – число плоскостей среза;

d – диаметр не нарезанной части болта;

z – число болтов.

Для принятых болтов [tср] = 0,2×340 = 68 МПа,

Определим диаметр болтов:

d = Ö4×Q/(i×p×z×[tср]), м (5.27)

d = Ö4×3260,3440/(1×p×3×68×106) = 0,0045, м;

принимаем ближайший больший диаметр d = 0,006 м.

Определим силу трения скольжения в подшипниках, для расчета передачи «винт – гайка». По рисунку 5.4а суммарная сила трения в подшипниках:

Fтр = f×(R1 + R2), Н (5.28)

где f – коэффициент трения скольжения между сталью и бронзой 0,12.

Fтр = 0,12×(3260,3440 + 1917,8494) = 621,3832 Н,

Рассчитаем передачу «винт – гайка» [4]. В процессу работы винт подвергается сжатию и кручения, поэтому принимаем за расчетную силу Fв = 1.2×Fтр = 1,2×621,3832 = 745,6599 Н.

Для винта принимаем Сталь 10 (ГОСТ 1050 – 88) [1], предел текучести которой sт = 210 МПа, определим допускаемые напряжения, задаваясь коэффициентом запаса прочности конструкции n = 2.

[s] = 210/2 = 105 МПа,

Внутренний диаметр винта

d1 = Ö4×Fв/(p×[s]), м (5.29)

d1 = Ö4×745,6599/(p×105×106) = 0,003, м

принимаем d1 = 0,012 м, т.к. увеличили диаметр в несколько раз расчеты на прочность проводить нет необходимости.

Шаг резьбы:

S = d1/4, м (5.30)

S = 0,012/4 = 0,003 м.

Наружный диаметр резьбы:

d = 5/4×d1, м (5.31)

d = 5×0,012/4 = 0,015 м.

Средний диаметр резьбы винта:

d2 = (d + d1)/2, м (5.32)

d2 = (d + d1)/2 = (0,012 + 0,015)/2 = 0,0135 м.

Ход винта принимаем равным L = 0,16 м.

Рассматривая винт как стрежень с шарнирным креплением концов, необходимо проверить его на продольную устойчивость:

Радиус инерции круглого сечения:

i = d1/4, м (5.33)

i = 0,012/4 = 0,003, м.

Гибкость винта

j = L/i <100 (5.34)

j = 0,16/0,003 = 53,3333 <100.

Определим необходимый вращающий момент:

М = 0,088×Fв×d2, Нм (5.35)

Еще о транспорте:

Выявление неисправностей буксовых узлов и признаки их определения
От исправного состояния буксовых узлов в большой степени зависит безопасность движения поездов. Являясь необрессоренной частью вагона, буксовый узел испытывает в пути следования значительные статические и динамические нагрузки, которые особенно велики при наличии на колесных парах ползунов, выщерби ...

Расчет потребности в подвижном составе
Потребное число автомобилей, выделяемых на маршрут в рабочие дни, для осуществления проектируемого объема транспортной работы АМ = Qсут / WQ , где Qсут - суточный объем перевозок грузов на маршруте, т; Qсут =20000/247=80,97165992≈81Т , где ДРАБ.Г - 247 дней работы в году; где WQТС1=97,2T; WQТ ...

Определение полезной длины приемо-отправочных путей
Вес состава определяем по силе тяги локомотива и по руководящему уклону. Согласно задания на подходах к станции руководящий уклон 10%. На участках грузовые поезда обслуживаются электровозами ВЛ – 8. Согласно таб. 20 (л 1 с 480 ) Q =3750 т., где Q – вес поезда. Количество вагонов в поезде определено ...