Разработка конструкции канавного портального навесного подъемника

После определения диаметров звеньев гидроцилиндров каждой сту­пени по приведенной методике их зна­чения рекомендуется принимать из рядов диаметров, предусмотренных стандартами.Для гидроподъёмников большой длины, сверхтяжелых целесообразно рассчитывать деформацию стенок цилиндров в радиальном направлении, возникающую от давления рабочей жидкости. Эту деформацию определяют по формулеΔd = dвнσT/E, (5.18)где Е — модуль упругости, прини­маемый для стали равным 2,1*105МПа.Δd1 = 120*360/2,1*105=0,206 мм,Δd2 = 132*360/2,1*105=0,223 мм,Δd3 = 143*360/2,1*105=0,247 мм,Допустимая деформация Δd сте­нок в радиальном направлении назначается из условия предот­вращения их заклинивания: Δd< Δdmin, где Δdmin — минимальный зазор в со­пряжении, Δdmin =3,5 мм.Выдвижение всех ступеней гидроподъёмника должно быть примерно одинаковым, поскольку такой гидроподъёмник будет наиболее компактен.Определение вместимости масляного бака гидросистемы и сечений трубопроводов. Необходимая вместимость масляного бака гидросистемыVб=l,5(Vmax+VT), (5.19)где Vт — вместимость трубопроводов, шлангов, насоса и вспомогательных агрегатов гидросистемы.Vб=l,5(Vmax+VT)=1,5*(8,13+0,419)=13,45 л.Вместимость масляного бака должна превышать полную вместимость гидросистемы не менее чем в полтора раза для компенсации утечек рабочей жидкости и сохранения в баке определенного уровня жидкости над отверстиями подводящих и отводящих трубопроводов, исключения возможности вспенивания масла и смешения его с воздухом. Металлические нагнетательные трубопроводы высокого давления рассчитывают по формулеpR/δ≤[σ] (5.20)где р — максимальное давление в тру­бопроводе (соответствует давлению, на которое отрегулирован предохрани­тельный клапан гидроподъёмника), МПа; R — средний радиус трубы; δ — толщина стенки трубы.Обычно для трубопроводов из ста­ли принимают допускаемое напряжение не более 40...60 МПа, а из лату­ни — не более 25 МПа.5,60*6/1≤4033,6≤40 – условие выполняется.Шланги высокого давления изготовливаются с использованием резиновых рукавов высокого давления с металлическими оплетками. Проверочный расчёт на прочностьРасчёт деталей цилиндров на прочностьПрочность труб цилиндров гидроподъемни­ка проверяют по напряжению в его стенках от сил внутреннего давления жидкости по формулегде D, d — соответственно наружный и внутренний диаметры трубы.σ1 =(1242 + 1202)*5,6/(1242-1202)=153 МПа,σ2 =(1362 + 1322)*5,6/(1362-1322)=162 МПа,σ3 =(1472 + 1432)*5,6/(1472-1432)=179 МПа,σ1,2≤[σ]/2=180.В качестве материала трубы применяют стали марок сталь 35 или сталь 45 с пределом текучести соответственно σт = 320 МПа и 360 МПа. Условием достаточной прочности трубы является обеспечение условия σ≤[σ] = σт/2.Для сферической заглушки первой трубы выполняется проверка напряжений, возникающих под действием давления рабочей жидкости, по формулегде d3 — диаметр заглушки; h3 — толщина заглушки.σ =5,6*124/(4*2)=87 МПа,Упорные кольца проверяются на срез при наибольших нагрузках, соответствующих максимальному давлению рабочей жидкости:где А — активная площадь соответствующего выдвинутого звена: А = πD2/4; D — диаметр трубы, в которой установлено кольцо; Aпр — активная площадь сечения предыдущего выдвинутого звена: Aпр = πD2пр/4; Dпр — диаметр предыдущей трубы; dк — диаметр окружности проверяемого упорного кольца; hк — толщина кольца (диаметр ее проволоки); ω — размер замка (просвета) в упорном кольце.В качестве материала упорного кольца применяется сталь 65Г, термообработанная до твердости 42...46 HRCэ; [τср] = 0,6[σр], где временное со­противление на растяжение для материала упорных колец [σр]=1400... 1650 МПа. Коэффициент запаса прочности n= 2.Условием достаточной прочности является обеспечение соотношенияτср<[ τср]=0,6[σр]/n=0,6*1400/2=420 МПа.Канавки под упорные кольца проверяют на смятие по формулеσсм =N/Aсм, (5.24)где N — сила, нормальная к поверхности смятия; Асм—приближенная площадь смятия (по хорде).Наибольшая нагрузка, действующая на упорное кольцо при давлении в гидроцилиндре рmах, определяется из выражения:F = pmax(A-A1), где A-A1 = π(D2 —D2пр)/4 - разность площадей сечений трубы, в которую установлено кольцо, и предыдущий.ТогдаПлощадь смятияТаким образом,Условие прочности σсм≤[σсм] выполняется.Расчёт рамы на прочностьВ качестве рамы используются двутавровые балки (3 штуки) №10, сваренные вместе. Нагрузка, воспринимаемая рамой от гидравлического домкрата приложена по середине рамы и составляет 74000 Н. Длина двутавровых балок – 1 м.Величина момента, действующего в сечении, находящемся на середине равна М=Q*l=74000*0,5=37000 ННайдем максимальные нормальные и касательные напряжения, действующие в сечении двутавровой балки.Нормальные напряжения в точках поперечно сечения, находящихся на расстоянии у от нейтральной линии, определяем по формуле:Максимальные по абсолютной величине напряжения будут при ymax=h/2. Вычислим их:Касательные напряжения в точках поперечного сечения на расстоянии у от нейтральной линии определяем по формуле Журавского:Для точек нейтральной линии величина касательных напряжений будет максимальна:В качестве материала для двутавровых балок выбираем сталь 12ХНЗА, механические характеристики которой ( ) удовлетворяют условию прочности.ЗаключениеВ рамках курсовой работыспроектирован гидравлическийподъёмник. В ходе разработки подобрали необходимые параметры деталей подъёмника, которые обеспечивают удовлетворительные значения прочностных характеристик изделия. При проектировании учли условие минимально допустимой металлоемкости изделия, а также технологичность изготовления деталей и возможность их сборки. При разработке принципа действия и компоновочной схемы подъёмника приняли во внимание инженерные решения, используемые в мировой практике.В процессе выполнения закрепили навыки использования справочной литературы, проведения расчётов на прочность и расчётов жесткость. При проектировании максимально полно использовали стандартные изделия, тем самым повысив унифицированиеизделия.Список литературыТехническая эксплуатация автомобиля / Под ред. Е.С.Кузнецова -М.:Транспорт, 1991. – 416 с.Рыбин Н.Н. Развитие производственно-технической базы предприятий автомобильного транспорта. – Курган: КМИ, 1994. – 146 с.Ременцов А.Н., Кирсанов Е.А. Механизация производственных процессов в автотранспортных предприятиях. – М.: МАДИ, 1984. – 89 с.4.Напольский Г.М. Технологическое проектирование автотранспортных предприятий и станций технического обслуживания. – М.: Транспорт,1993. – 272 с.5. Типоразмерный ряд постов текущего ремонта грузовых автомобилей. Методические указания. – М.: Центравтотех, 1986. – 236 с.6.Напольский Г.М. Технологическое проектирование автотранспортных предприятий и станций технического обслуживания. – М.: Транспорт,1985. – 232 с.7. Рыбин Н.Н. Справочные материалы к курсовому и дипломномупроектированию по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». – Курган: КГУ, 1997. – 102 с.