4. РАЗРАБОТКА СТЕНДА ДЛЯ ПРАВКИ ОБОДОВ КОЛЕС 4.1 Анализ патентного исследования

4. РАЗРАБОТКА СТЕНДА ДЛЯ ПРАВКИ ОБОДОВ КОЛЕС
4.1 Анализ патентного исследования
По теме выполняемого проекта был проведен поиск аналогичных конструкций,
в результате которого был выявлен следующий аналог: «Устройство для правки ободов
колес», Автор Малолетко В. А.
Стенд предназначен для правки деформированных штампованных дисков колес
легковых автомобилей по реборде и ее основанию. Стенд стационарный, с
электромеханическим и ручным винтовым приводами. Метод правки профиля обода обкатка роликами. Максимальный диаметр обслуживаемых дисков шестнадцать дюймов,
напряжение питания триста восемьдесят вольт, потребляемая мощность 1,5 кВт, габариты
870х885х1230 мм, масса 220 кг.
. Минимальный процент восстановления по геометрии, после приобретения
соответствующих навыков до 98%.
На станине смонтирована приводная оправка для установки на ней исправляемого
колеса
и
механизм
правки
в
виде
установленного
на
опорах
центрального
профилирующего ролика и двух боковых правильных роликов, консольно установленных
на поворотных рычагах, соединенных траверсой. Опора механизма правки выполнена в
виде вилкообразного рычага, одна ось которого закреплена на станине с возможностью
покачивания, другая несет центральный профилирующий ролик. В боковых поворотных
рычагах выполнены сквозные продольные прорези, в которых перемещается ось
центрального ролика. Привод боковых роликов ручной, выполнен в виде ходового винта,
соединенного резьбой с траверсой, которая свободно установлена на опоре. На ходовом
винте установлены коромысло с упором в боковую поверхность вилкообразного рычага и
рукоятка вращения винта. Обод колеса, вращаясь, обкатывается между прижатыми с
усилием друг к другу центральным и боковыми роликами, в результате чего происходит
правка.
Недостатками стенда является то, что конструкция является очень сложной,
применение гидроцилиндров и гидросистемы осложняет ремонт, стенд является дорогим.
4.2 Конструктивная разработка стенда
В республике Карелии много плохих дорог, при езде по ним обода колес могут
деформироваться. В настоящем дипломном проекте выбрана конструктивная разработка
стенда для правки дисков колес, что является очень актуальным для данного предприятия.
Для обеспечения удобства в работе и упрощения установки используются правка
ободов колес симметричного типа с ручным приводом.
Благодаря рациональной схеме восприятия усилий стенд нетрудоемок в
изготовлении и удобен в эксплуатации. Перестройка его на любой тип и размер диска
исключительно проста.
4.3 Определение необходимого крутящего момента
Основным показателем работы стенда является крутящий момент на выходном
валу редуктора необходимый для нормальной правки диска.
M êð  716, 2
N ðåä
n
где N РЕД - мощность на выходном валу редуктора, 1.1 кВт [по данным стенда],
n - частота вращения диска для нормальной правки, 10 об/мин
M êð  716, 2
1.1 1.36
 107 Нм
10
4.4 Выбор электродвигателя
В стенде взятом за основу для разработки проекта используется электродвигатель
4АМ90L6У3 ,с номинальной мощностью 1.5 кВт, и номинальной частотой 935 об/мин.
Данный двигатель обладает всеми необходимыми характеристиками и в замене не
нуждается.
4.5 Расчет клиноременной передачи
Определяем
диаметр
ведущего
шкива.
Из
условия
долговечности
для
проектируемых ремней:
d1  (35...70)   ,
(3.4.1)
где δ – толщина ремня, выбираем по таблице 5.1/15/, 2.8мм.
d1  40  2.8  112 мм.
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по таблице К40[8].
Он равен 112 мм.
Определим диаметр ведомого шкива:
d 2  u  d1  (1   ),
(3.4.2)
где u – передаточное число ременной передачи,
ε =0.01…0.02 – коэффициент скольжения.
u
n НОМ
,
n РЕД
где nНОМ - номинальная частота двигателя,
nРЕД - частота вращения на входном валу редуктора, 630 об/мин,
u
935
 1.48
630
d 2  1.48 112  (1  0.01)  164 мм.
Получено значение округляем до ближайшего стандартного по таблице К40/1/.
d2  160 мм.
Определяем фактическое передаточное число uФ и проверим его отклонение u от
заданного u :
uФ 
d2
;
d1  (1   )
u 
uФ  u
u
 100%  3% ,
(3.4.3)
uФ 
160
 1.44;
112  (1  0.01)
u 
1.44  1.48
 100%  2.7%
1.48
Отклонение находиться в пределах допустимого.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние a, мм:
a  1,5  (d1  d 2 ),
(3.4.4)
a  1,5  (112  160)  408 мм.
Определим расчетную длину ремня l, мм:
l  2a 
l  2  600 

2
 (d 2  d1 ) 
(d 2  d1 ) 2
;
4a
(3.4.5)
3.14
(160  112) 2
 (160  112) 
 1628 мм.
2
4  600
Полученное значение, принимаем по стандарту из ряда чисел (cт. 81[8]), l  1600
мм.
Уточним значение межосевого расстояния a по стандартной длине l :
a
a

2  l    (d
1
2  l    (d 2  d1 ) 
8

1
2  1600  3.14  (160  112) 
8
 d1 )  8  ( d 2  d1 ) 2
2
2
2 1600  3.14  (160  112)
2
,
 8  (160  112) 2
(3.4.6)
  585 мм.
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:
1  180  57
 1  180  57
d 2  d1
,
a
(3.4.7)
160  112
 175 град.
585
Определим скорость ремня:

  d1  n1
60 *10 3
 [ ] ,
(3.4.8)
где [ ] - допускаемая скорость, 35 м/с.(ст. 81[8]).

3,14  112  935
 5,4 м/с.
60  10 3
Определим частоту пробегов ремня:
U
l

 [U ] ,
где [U]=15 c-1 – допускаемая частота пробегов.(cт 82 [8]).
U
1.6
 0.19 c-1
5.4
(3.4.9)
Определим окружную силу, передаваемую ремнем:
Ft 
PНОМ  10 3

,
(3.4.10)
где PНОМ - номинальная мощность двигателя.
Ft 
1.5  10 3
 94,6 Н.
5.4
Определим допускаемую удельную окружную силу:
[ П ]  [ O ]C C C C  C d C F ,
(3.4.11)
где [ O ] - допускаемая приведенная удельная окружная сила, определяем по
таблице 5.1/1/, [ O ] =0.9 Н/мм2, по таблице 5.1 [8].
C =0.8 - коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту,
C =0.97 – коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве,
C =1.03 – коэффициент влияния натяжения от центробежной силы,
C  =0.9 – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы,
Cd = 0.95 – коэффициент влияния диаметра меньшего шкива,
C F =0.85 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между
кордшнурами и уточными нитями плоского ремня,
С – коэффициенты берем из таблицы 5.2[8].
[ П ]  0.9  0.8  0.97 1.03  0.9  0.95  0.85  0.52
Определим ширину ремня:
b
b
Ft
,
  [ П ]
(3.4.12)
94,6
 65 мм.
2.8  0.52
Значение ширины ремня округляем до стандартного значения ст.84 [8], b=63 мм,
B=71 мм – стандартное значение ширины шкива.
Определим площадь поперечного сечения ремня:
А   b,
(3.4.13)
А  2.8  63  176.4 мм2.
Определим силу предварительного натяжения ремня:
F0  A   0
где  0 =2 Н/мм2 – предварительное напряжение.
(3.4.14)
F0  176.4  2  352.8 Н.
Определим силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня:
F1  F0 
F1  352.8 
Ft
;
2
94.6
 400.1 Н;
2
F2  F0 
Ft
,
2
F2  352.8 
(3.4.15)
94.6
 305.5 Н.
2
Определим силу давления ремня на вал:
FОП  2 F0 sin(
FОП  2  352.8  sin(
1
2
),
(3.4.16)
175
)  704.9 Н.
2
Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей
ветви:
 MAX   1   И     [ ]  ,
где  1 - напряжение растяжения, Н/мм2,  1 
 
1
(3.4.17)
F0 Ft

A 2A
352.8
94.6

 2.3 Н/мм2,
176.4 2  176.4
 И - напряжение изгиба, Н/мм2,  И  E И

d1
EИ =80…100 мм2, - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных
ремней, (ст. 84 [8])
 И  90 
2.8
 2.25 Н/мм2,
112
  - напряжение от центробежных сил, Н/мм2 ,       2  10 6 ,
 = 1000…12000 кг/м3- плотность материала ремня, стр.85[10],
   1100  5.4 2  10 6  0.32 Н/мм2,
[ ] =8 Н/мм2 – допустимое напряжение растяжения,стр.85[8],
 MAX  2.3  2.25  0.32  4.87 Н/мм2.
Расчеты показали, что напряжение растяжению удовлетворяет требования
выбранного ремня и передачи.
Определим вращающийся момент:
TВХ 
TВХ 
N РЕД
2n РЕД
TВЫХ 
;
1.1
 278 Нм
2  3.14  630
TВЫХ 
Т ВХ  u

,
(3.4.18)
278  1.48
 507.9 Нм
0.81
4.6 Проверочный расчет шпоночных соединений
Шпонки подбираются по ГОСТ в зависимости от диаметра вала, а затем
выполняется проверочный расчет на смятие.
Диаметр выходного конца вала электродвигателя d = 24 мм.
По таблице К42 [8] выбираем ширину шпонки “ b” и высоту шпонки “h”.
b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4 мм.
Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин, учитывая при этом, что
длина шпонки должна быть меньше длины ступени вала на 3…10 мм.
Так как длина выходного конца вала L = 50 мм.
Длина шпонки равна 45 мм.
Расчетная длина шпонки:
LР  LШ  b ,
(3.5.1)
LP  45  8  37 мм.
Расчет шпонки на смятие:
 СМ 
FT
 [ СМ ] ,
ACM
где FT - окружная сила, передаваемая шпонкой,
FT 
2T1
d
T1 - вращающий момент электродвигателя,
T1 
N ДВГ  10 3
2т ДВГ
,
(3.5.2)
1.5  10 3
 0.26 Нм
2  3.14  935
T1 
FT 
2  0.26
 1.7 Н,
0.024
ACM - площадь смятия,
ACM 
h  t1
,
LP
ACM 
74
 0.08 мм2,
37
[ СМ ] = 110-190 Н/мм2 - допустимое напряжение смятию.
 СМ 
1.7
 21.3 Н/мм2.
0.08
Условие прочности выполняется, шпонка является прочной.
Выбираем шпонку 87*36 ГОСТ 23360 – 78.
4.7 Расчет болтового соединения
При работе стенда болтовое соединение испытывает срез.
Формулы проверочного и проектировочного расчетов болта на срез имеют
следующий вид:
 СР 
4F
 [ СР ] ,
 d 2 i
(3.6.1)
где F - внешняя сила,
F
2 TВЫХ
d
d = 60 мм – диаметр болтового соединения,
F
2  507.9
 16930 Н,
0.06
i - число плоскостей среза, 1[по данным стенда],
[ СР ] = 120 МПа - допустимое напряжение на срез, для стали 40Х таблица 25.1 [10].
 СР 
4  16930
 6 МПа
3.14  60 2  1
Прочность выполняется.
4.8 Расчет винтового соединения
Для расчета винтового зажима нужно определить силу зажима W. Сила
зажима находится по формуле:
W  Q
l
rcp  tg (   пр )
,
(3.7.1)
где l - длина рукояти (ключа), мм;
rcp - средний радиус резьбы, мм;
α - угол подъема резьбы;
Q - усилие на рукоять;
φпр - приведенный угол трения.
У механизмов с трапецеидальной или треугольной резьбой, гайка перемещается по
V-образному желобу, а трение в желобе при прочих равных условиях больше чем на
плоскости. В таких случаях пользуются приведенным коэффициентом трения fтp,
выраженном через коэффициент трения f при плоском контакте.
f 
f
,
cos 
(3.7.2)
где β – половина угла при вершине профиля резьбы;
f 
при f =0.1
f
 1.15 f ,
cos 30
(3.7.3)
φпр = arctg 0.115 = 6.56°.
Если учесть, что противодействующее усилие силе W будет незначительным,
зададимся прижимаемым усилием W = 20 кг.
По нормам техники безопасности усилие на рукояти не должно превышать
2..4кг. Принимаем значение Q = Зкг. Длина рукояти в этом случае будет равна 300 мм.
Определим номинальный диаметр винта по осевому усилию и допускаемым
напряжениям:
р 
W
 [ p ],
F
(3.7.4)
где [ p ] = 80 МПа - допустимое напряжение растяжения материала винта таб.15[10],
W = 200 H - осевое усилие,
F - площадь сечения.
F
F
W
,
[ p ]  0.5
(3.7.5)
200
 5  10 6 м 2
6
80  10  0.5
Определим диаметр винта:
d
4F

,
(3.7.6)
4  5  10 6
 2.5  10 3 м.
3.14
d
По условию жесткости принимаем d = 28 мм. По ГОСТ 4771-91 принимаем
трапецеидальную резьбу трап 28x8. В соответствие с таблицей 10.5 [11].
Условие самоторможения винта α < 6,56°.
Для нахождения угла подъема резьбы воспользуемся следующей формулой:
tg 
P
,
2  rcp
где P – шаг резьбы, мм.
rcp 
d  0.94  P
,
2
rcp 
28  0.94  8
 11.24 мм,
2
tg 
8
 0,113,
2  3,14  11,24
Отсюда   arctg 0.113  6  ,
6 < 6,56 => условие самоторможения выполняется.
(3.7.7)
4.9 Расчет оси
Качающийся рычаг воздействует на ось, что вызывает нагрузки и деформации,
поэтому ось нужно рассчитать на деформацию среза.
Формулы на срез имеют следующий вид:
 СР 
4F
 [ СР ] ,
 d 2 i
(3.8.1)
где F = 33860- сила действующая на ось в двух направлениях
d - диаметр оси,
i - число плоскостей среза, 2 [по данным стенда],
[ СР ] = 140 МПа - допустимое напряжение на срез, для стали 45Х таблица 25.1 [10].
140 
4  33860
3.14  d 2  2
d= 12.4 мм.
Диаметр вала должен быть больше 12.4 мм, принимаем 16 мм при этом прочность
будет обеспечена с запасом.