1590

Реконструкция поста диагностики станции технического обслуживания ООО «УНИВЕРСАЛ СЕРВИС АВТО» г. Пермь с модернизацией стенд для диагностирования тормозной системы автомобиля

ID: 210565
Дата закачки: 18 Мая 2020
Продавец: Shloma (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: КОМПАС, Microsoft Word

Описание:
СОДЕРЖАНИЕ
Введение……………………………………...10
1. Анализ хозяйственной деятельности предприятия
1.1 Общая характеристика ООО «Универсал Сервис Авто»……………………...12
1.2 Анализ хозяйственной деятельности ООО «Универсал Сервис Авто»………17
1.3 Структура доходов и расходов ООО «Универсал Сервис Авто»……………..23
1.4 Производственная характеристика ООО «Универсал Сервис Авто»………...24
1.5 Обоснование темы проекта……………25
2. Технологический расчёт
2.1 Выбор и обоснование исходных данных…………..27
2.2 Расчёт годового объёма работ станции технического обслуживания
2.2.1 Годовой объём работ по ТО и ТР…………………28
2.2.2 Годовой объём уборочно – моечных работ (УМР)
2.2.3 Годовой объём работ по предпродажной подготовке……………………...29
2.3 Годовой объём вспомогательных работ……………...30
2.4 Расчёт числа производственных рабочих поста диагностики………………...30
2.5 Расчёт числа постов диагностики………………….31
2.6 Определение площади зоны диагностики………32
2.7 Определение потребности в технологическом оборудовании………………...32
2.8 Планировка участка диагностики…………….34
3. Конструкторская часть
3.1 Обоснование конструкторской разработки………. 35
3.2 Наименование и область применения………………..41
3.3 Цель и назначение разработки…………………..42
3.4 Расчёт основных элементов стенда
3.4.1 Геометрические параметры роликов………...43
3.4.2 Расстояние между осями роликов одной секции стенда…..46
3.4.3 Скорость вращения автомобильного колеса…………..48
3.4.4 Максимально возможная тормозная сила, реализуемая на стенде………..48
3.4.5 Расчёт выталкивателя колёс……….49
3.4.6 Подбор мотор – редуктора……………...50
3.4.7 Подбор муфты…………………………...51
3.4.8 Подбор шпонки……………………………….51
3.4.9 Расчёт цепной передачи……………………...53
3.4.10 Расчёт механизма перемещения платформы………………………………58
3.4.11 Расчёт болтового соединения………………………60
3.4.12 Расчёт сварного соединения……………………..62
3.4.13 Прочностной расчёт…………………………………63
3.4.14 Подбор подшипника…………………...65
4. Безопасность жизнедеятельности и экологическая безопасность
4.1 Анализ состояния охраны труда на СТО ООО «Универсал Сервис Авто»…………67
4.2 Требования охраны труда для рабочего производственного участка……….70
4.3 Организационно – технические мероприятия по улучшению безопасности труда………………….76
4.4 Экологическая безопасность………………….77
5. Технико – экономическое обоснование дипломного проекта
5.1 Технико – экономическое обоснование конструкторской разработки……….83
5.2 Технико – экономическое обоснование проекта…………………….87
Заключение………………………………………..93
Литература………………………………………...95
Приложения………………………………………………….97


3 Конструкторская часть
3.1 Обоснование конструкторской разработки
Тормозная система является неотъемлемой частью любого автомобиля. Безопасность движения автомобилей с высокими скоростями в значительной степени определяется эффективностью действия тормозов.
Чем эффективнее действие тормозов, тем выше безопасная скорость, которую может допустить водитель. Торможение необходимо не только для быстрой остановки автомобиля при внезапном появлении препятствия, но и как средство управления скоростью движения автомобиля. Поэтому диагностированию работоспособности тормозной системы нужно уделять особое внимание. Согласно действующему в РФ ГОСТ Р 51709 – 2001 применяются два метода диагностирования тормозных систем автомобилей – дорожный и стендовый методы.
Для данных методов устанавливаются следующие контролируемее параметры:
• при проведении дорожных испытаний – тормозной путь,
установившееся замедление, устойчивость при торможении, время срабатывания тормозной системы, уклон дороги, на котором должно неподвижно удерживаться транспортное средство (ТС);
• при проведении стендовых испытаний – общая удельная
тормозная сила, коэффициент неравномерности (относительная неравномерность) тормозных сил колёс одной оси, усилие на педали тормоза, овальность или бочкообразность тормозных барабанов и тормозных дисков соответственно.
 На сегодняшний день существует несколько видов стендов и приборов для проведения диагностики тормозной системы ТС:
• статические силовые роликовые стенды;
• инерционные платформенные стенды;
• инерционные роликовые стенды;
• силовые роликовые стенды;
• деселерометры.
Статические силовые роликовые стенды представляют собой
роликовые устройства, предназначенные для проворачивания («срыва») заторможенного колеса и измерения прикладываемой при этом силы. По физике процесса он аналогичен испытанию стояночной тормозной системы на уклоне. Недостатком статического способа диагностирования тормозной системы ТС является неточность результатов, так как не воспроизводятся условия реального динамического процесса торможения [5].
Принцип действия инерционного платформенного стенда основан на измерении сил инерции (от поступательно и вращательно движущихся масс), возникающих при торможении автомобиля и приложенных в местах контакта колес с динамометрическими платформами.

Рисунок 3.1 – Схема инерционного платформенного стенда: 1 – площадки стенда; 2 – датчик; 3 – ролик; 4 – колесо; 5 – пружина

 Данный стенд имеет ряд недостатков, например, при испытаниях и на роликовых тормозных стендах в процессе торможения колесо совершает как минимум более одного оборота, поэтому оценивается вся поверхность торможения тормозного механизма. Кроме того, на платформенных тормозных стендах, ввиду малых начальных скоростей торможения (по условиям безопасности) и интенсивного, быстрого торможения (из – за ограниченности тормозного пути, который определяется длиной тормозных площадок), торможение осуществляется на части поверхности торможения тормозного механизма, что неприемлемо с точки зрения оценки безопасности автомобиля. И, наконец, слишком интенсивное торможение (по вышеприведённым причинам) искажает реальную физическую картину торможения автомобиля.
Ещё одним недостатком является трудность обеспечения повторяемости проведения испытаний в аналогичных условиях, согласно требованиям ГОСТ Р 51709 – 2001, требует проведения каждого измерения по тормозам не менее двух раз.
При испытаниях на платформенных тормозных стендах начальная скорость автомобиля не соответствует требованиям Правил дорожного движения и ГОСТ Р 51709 – 2001, а это значит, что кинетическая энергия меньше той, что требуется для правильной оценки тормозной системы. В силу этого не потребуется максимального усилия на педали тормоза для гашения этой энергии. Таким образом, при испытаниях на платформенных тормозных стендах получаются завышенные значения по удельной тормозной силе и заниженные по усилиям на органах привода тормозных систем [5].
Принцип действия инерционных роликовых стендов основан на том, что после установки автомобиля на ролики инерционного стенда линейную скорость колес доводят до 50…70 км/ч и резко тормозят, одновременно разобщая все каретки стенда путем выключения электромагнитных муфт. При этом в местах контакта колес с роликами стенда возникают силы инерции, противодействующие тормозным силам. Через некоторое время вращение барабанов стенда и колес автомобиля прекращается. Пути, пройденные каждым колесом автомобиля за это время (или угловое замедление барабана), будут эквивалентны тормозным путям и тормозным силам.
Метод, реализуемый инерционным роликовым стендом, создает условия торможения автомобиля, максимально приближенные к реальным. Но в силу высокой стоимости стенда, недостаточной безопасности, трудоемкости и больших затрат времени, необходимого для диагностирования, стенды такого типа нерационально использовать при проведении диагностирования на автопредприятиях и при гостехосмотре [5].

Рисунок 3.2 – Принципиальная кинематическая схема роликового узла инерционного тормозного стенда: 1 – маховик; 2 – ролики; 3 – передача (цепная, ременная и др.); 4 – электромагнитная муфта; 5 – редуктор; 6 – электродвигатель

Силовые роликовые стенды с использованием сил сцепления колеса с роликом позволяют измерять тормозные силы в процессе его вращения со скоростью 2…10 км/ч. Вращение колес осуществляется роликами стенда от электродвигателя. Тормозные силы определяют по реактивному моменту, возникающему на статоре мотор – редуктора стенда при торможении колес.
Роликовые тормозные стенды позволяют получать достаточно точные результаты проверки тормозных систем. При каждом повторении испытания они способны создать условия (прежде всего скорость вращения колес), абсолютно одинаковые с предыдущими, что обеспечивается точным заданием начальной скорости торможения внешним приводом. Кроме того, при испытании на силовых роликовых тормозных стендах предусмотрено измерение так называемой «овальности» — оценка неравномерности тормозных сил за один оборот колеса, т.е. исследуется вся поверхность торможения.
При испытании на роликовых тормозных стендах, когда усилие передается извне (от тормозного стенда), физическая картина торможения не нарушается. Тормозная система должна поглотить поступающую извне энергию даже несмотря на то, что автомобиль не обладает кинетической энергией.
Есть еще одно важное условие — безопасность испытаний. Самые безопасные испытания — на силовых роликовых тормозных стендах, поскольку кинетическая энергия испытуемого автомобиля на стенде равна нулю. В случае отказа тормозной системы при дорожных испытаниях или на площадочных тормозных стендах вероятность аварийной ситуации очень высока.


Рисунок 3.3 – Опорно – воспринимающее устройство силового роликового стенда: 1,5,7,10 – ролики; 2,9 – мотор – редукторы; 3,8 – тензометрические датчики; 4,11 – следящие ролики; 6 – рама

Современные силовые роликовые стенды для проверки тормозных систем могут определять следующие параметры:
• по общим параметрам транспортного средства и состоянию
тормозной системы – сопротивление вращению незаторможенных колес, неравномерность тормозной силы за один оборот колеса, массу, приходящуюся на колесо, массу, приходящуюся на ось;
• по рабочей и стояночной тормозным системам – наибольшую
тормозную силу, время срабатывания тормозной системы, коэффициент неравномерности (относительную неравномерность) тормозных сил колес оси, удельную тормозную силу, усилие на органе управления [5].
 Для измерения величины замедления автомобиля при торможении в дорожных условиях применяют приборы, называемые деселерометрами. Их укрепляют в кабине, на полу или ветровом стекле на присосках. Чувствительным элементом многих деселерометров служит инерционная масса (груз или жидкость), перемещение которой пропорционально замедлению.
Работа простейшего прибора основана на принципе перемещения в нем подвижной массы (маятника) под действием силы инерции, возникающей при торможении автомобиля. Смещение маятника находится в пропорциональной зависимости от замедления автомобиля.


Рисунок 3.4 – Деселерометр: 1 – ось маятника; 2 – присоски; 3 – винт фиксации стоек; 4 – винт фиксации корпуса; 5 – ручка возврата; 6 – фиксирующая стрелка; 7 – контрольная риска

 Дорожные испытания с помощью деселерометров имеют, в целом, те же недостатки, что и испытания на инерционных платформенных стендах [5].
Таким образом, получается, что по совокупности своих свойств именно роликовые стенды являются наиболее оптимальным решением, как для диагностических линий СТО, так и для оборудования пунктов инструментального контроля.
В данном дипломном проекте рассмотрена конструкция силового роликового стенда.
Испытательный стенд работает следующим образом:
1. Перед началом испытаний посредством подвижной платформы стенд
настраивается на нужную базу испытуемого автомобиля. Затем осуществляется въезд автомобиля на стенд;
2. Производится запуск двигателя внутреннего сгорания, а мотор – редуктор приводит во вращение опорные ролики подвижной и неподвижной платформ, а через них и испытуемые колеса автомобиля до заданной скорости 5 – 20 км/ч;
3. Далее осуществляется «движение» с постоянной скоростью ;
4. Осуществляется нажатие на педаль тормоза с заданным усилием по команде, передаваемой на монитор водителя системой управления;
5. Измеряется тормозная сила посредством датчика сил на моделируемом колесе;
6. По характеру изменения тормозной силы на моделируемом колесе определяется работоспособность антиблокировочной системы (ABS) на данном колесе.

3.2 Наименование и область применения
Роликовый тормозной стенд относится диагностическому гаражному оборудованию, предназначенному для диагностирования тормозной системы автомобиля.

Рисунок 3.5 – Стенд силовой роликовый. Общий вид:
1 – подвижная платформа; 2 – неподвижная платформа; 3 – фундамент; 4 – пара опорных роликов; 5 – следящий ролик; 6 – мотор – редуктор; 7 – цепная передача; 8 – рычаг; 9 – датчик сил; 10 – датчик скорости ролика; 13 – монитор водителя; 15,16,17,18 – частотный регулируемый привод; 19 – датчик усилия на педали тормоза; 20 – контроллер; 21 – персональный компьютер


Рисунок 3.6 – Кинематическая схема привода стенда: 1 – мотор – редуктор; 2 – цепная передача; 3 – беговые ролики; 4 – муфта; 5 – рычаг; 6 – датчик измерения усилия

3.3 Цель и назначение разработки
Данная конструкция разрабатывается на основании патента
№ 2431814 С1 от 08.02.2010г.
 При разработке конструкции подъемника особое внимание уделяется на:
• уменьшению общей массы стенда путем проведения точного
прочностного расчета и применения полых рамных конструкций, что приведет к снижению усилий при его монтаже – демонтаже;
• применение стандартных узлов и деталей, а также упрощение
конструкцию, что позволит уменьшить затраты и трудоемкость работ по техническому обслуживанию и ремонту стенда;
• обеспечение высокой прочности, жесткости и устойчивости
конструкции стенда, что прямо связано с безопасностью работы ремонтных рабочих и высокой стоимостью обслуживаемых автомобилей;
• обеспечение безотказной работы механизма и его электропривода в
условиях частого использования стенда;
• использование дешевых материалов для уменьшения стоимости
изделия.
 
 
3.4 Расчёт основных элементов стенда
 Основными параметрами тормозных стендов являются:
• размеры беговых роликов;
• расстояние между осями роликов одной секции стенда;
• скорость вращения автомобильного колеса;
• максимально возможная тормозная сила на колесе;
• мощность электродвигателя привода каждой секции стенда;
• весовая характеристика (развесовка) автомобиля.

3.4.1 Геометрические параметры роликов
Диаметр ролика нужно выбирать исходя из соответствия условий качения колеса по дороге и поверхности ролика.
Влияние кривизны беговых роликов на проскальзывание начинает проявляться, если отношение диаметра ролика к диаметру колеса меньше 0,35 – 0,4. Сопротивление качению также резко снижается при увеличении этого отношения до 0,4 – 0,5.

Рисунок 3.7 – Влияние кривизны роликов на потери при качении: 1 – общий коэффициент сопротивления качению; 2 – гистерезисные потери; 3 – потери вследствие проскальзывания

Поэтому можно считать, что диаметр ролика должен быть не меньше [2].
Расчёт ведём для автомобиля с наибольшим диаметром колёса из всего обслуживаемого модельного ряда – Mitsubishi Pajero (265/60 R18) [4].
Диаметр колеса находим путём прибавления к посадочному диаметру шины удвоенной высоты профиля шины .
Посадочный диаметр

Высота профиля шины

где 265 – ширина профиля шины, мм.
Диаметр колеса

Принимаем
Диаметр ролика

Для изготовления ролика выбираем горячедеформированные бесшовные стальные трубы по ГОСТу 8732 – 78. Толщина стенки 30 мм [6].
Принимаем диаметр ролика толщина стенки 30 мм.
Длина роликов зависит от конструктивных параметров шин и степени универсальности стенда.
Минимальная длина бегового ролика
 
(3.1)
где - наибольшая наружная колея, мм;
- наименьшая внутренняя колея, мм;
– запас по длине, мм [7].
Расчёт ведём для автомобилей с наибольшей и наименьшей колеёй из всего обслуживаемого модельного ряда – Mitsubishi Pajero (1560 мм) и Skoda Fabia (1437 мм) [4, 8].

Рисунок 3.8 – Схема к расчёту основных размеров роликового стенда

Наибольшая наружная колея
 
(3.2)
где D – колея автомобиля, мм.
 Подставив данные в формулу получим

 Принимаем
 Наименьшая внутренняя колея
 
(3.3)
Подставив данные в формулу получим

 Принимаем
 Минимальная длина ролика

 Исходя из соображений безопасности во время испытаний и удобных заезда – съезда автомобиля принимаем длину ролика
 В качестве ролика принимаем трубу
 Расстояние между роликами
 
(3.4)
Подставив данные в формулу получим

 Общая длина продольной оси ролика (ширина стенда)
 
(3.5)
Подставив данные в формулу получим
[7].

 3.4.2 Расстояние между осями роликов одной секции стенда
 Расстояние между осями роликов
 
(3.6)
где - радиус колеса;
- радиус ролика;
- коэффициент сцепления шин с поверхностью ролика [2].
 Поверхность роликов должна иметь высокий коэффициент сцепления при сухих и влажных шинах, как можно меньше повреждать шину при блокировке и быть достаточно износостойкой при эксплуатации. Гладкие стальные ролики не обеспечивают высокого коэффициента сцепления при влажных шинах, поэтому целесообразно ролики покрыть корундовым покрытием которое состоит из двухкомпонентного искусственного материала на основе эпоксидной смолы. Этот материал представляет собой кристаллы кварцевого песка, что позволяет достигнуть желаемого коэффициента трения. Корундовое покрытие является самым широко распространенным решением, обеспечивающим высокую долговечность, подходит для испытания автомобилей любого класса. Данное покрытие имеет коэффициент сцепления , что наиболее приближено к асфальтобетонному покрытию [9].
 Подставив данные в формулу получим

 Принимаем
 Расстояние между осями роликов определяет устойчивость автомобиля на стенде и возможность самостоятельного съезда автомобиля с него.

Рисунок 3.9 – Силы, действующие во время работы стенда

 Достаточная устойчивость обеспечивается при условии
где - угол между вектором веса автомобиля и векторами нормальной реакции роликов;
- коэффициент сцепления шин с поверхностью ролика.
 
(3.7)
Подставив данные в формулу получим

 Условие самостоятельного выезда автомобиля со стенда при застопорённых роликах при симметричном их расположении может быть выражено неравенством
 Следовательно, условия устойчивого положения автомобиля на стенде и возможности его самостоятельного выезда противоречат друг другу и одновременно удовлетворены быть не могут.
 Стенды, для которых условие самостоятельного выезда не удовлетворяются должны быть оборудованы специальным устройством, расположенным между роликами и обеспечивающий подъём колеса [10].

3.4.3 Скорость вращения автомобильного колеса
 Установлено, что для получения на стендах результатов, которые приближались бы к данным дорожных испытаний, нужно применять скорость не менее 5 – 10 км/ч. На более высоких скоростях трудно удержать автомобиль на стенде при испытании управляемых колёс, а также применение электродвигателей более высокой мощности [10].
 Скорость колёс принимаем равной 5 км/ч.

 3.4.4 Максимально возможная тормозная сила, реализуемая на стенде
 
(3.8)
где G – вертикальная нагрузка на колесо со стороны автомобиля [10].
 Если принять, что распределение веса автомобиля происходит по схеме 70% на переднюю ось, 30% на заднюю ось, то максимальный вес, приходящийся на одну пару роликов равен
 
(3.9)
где М – масса самого тяжёлого автомобиля из всего обслуживаемого модельного ряда - Mitsubishi Pajero (2355 кг) [4].
 Подставив данные в формулу получим

 Следовательно, максимальная сила, развиваемая на стенде


 3.4.5 Расчёт выталкивателя колёс
 Ход выталкивателя
 
(3.10)
где - гарантированный зазор, [7].
 Подставив данные в формулу, получим


Рисунок 3.10 – Схема к расчёту хода подъёмника: а – подъёмник опущен; б – подъёмник поднят

 В качестве исполнительного механизма подъёмника используем пневмоподушку «AIR HOUSE 2», которая имеет следующие параметры:
• минимальная высота: 51 мм;
• максимальная высота: 215 мм;
• внешний диаметр: 149 мм;
• нагрузка: 1179 кг.
Воздух к подушке будет подаваться от пневмосистемы СТО.

Рисунок 3.11 – Пневмоподушка «AIR HOUSE 2»

3.4.6 Подбор мотор – редуктора
 Подбор мотор – редуктора проводим по максимальному крутящему моменту и частоте вращения выходного вала редуктора, которые будут равны соответственно моменту и частоте вращения на роликах одной секции стенда.
 Крутящий момент на беговом ролике
 
(3.11)
где - радиус бегового ролика.
 Подставив данные в формулу, получим

 Частота вращения роликов одной секции стенда
 
(3.12)
где - угловая скорость роликов одной секции стенда,
 Подставив данные в формулу, получим

 Выбираем цилиндрический двухступенчатый соосный мотор – редуктор МЦ2С – 125, имеющий следующие параметры:
• номинальная частота вращения выходного вала: ;
• допускаемый вращающий момент на выходном валу: ;
• допускаемая радиальная сила на выходном валу: ;
• комплектующий двигатель: 4А132М4Р3;
• диаметр выходного вала:
Выбранный мотор – редуктор наиболее полно подходит под требуемые параметры [11].


3.4.7 Подбор муфты
При монтаже и эксплуатации тормозных стендов почти всегда наблюдаются большие или меньшие нарушения идеального сопряжения соединяемых валов: осевой разбег, радиальное смещение, расцентровка, угловое смещение. Могут быть также комбинации перечисленных выше нарушений. Причины нарушений соосности валов – низкая точность и монтажа, а также недостаточная жёсткость рамных конструкций. Для устранения вредных последствий таких смещений выбираем упругую компенсирующую муфту – упругую втулочно – пальцевую муфту.
Подбор муфты производим по номинальному диаметру соединяемых валов и вращающему моменту.
Выбираем муфту 1000 – 56 – 1 У3 ГОСТ 21424 – 93 [12].
Выбранная муфта имеет следующие параметры:
• номинальный вращающий момент: ;
• внутренний диаметр: ;
• наружный диаметр: ;
• длина муфты: ;
• длина полумуфты: .

3.4.8 Подбор шпонки
Для передачи крутящего момента от выходного вала редуктора на
полумуфту упругой втулочно – пальцевой муфты согласно ГОСТ 23360 – 78 назначаем призматическую шпонку.
Размеры шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала и длины ступицы полумуфты.


Рисунок 3.12 – Схема к расчёту шпонки

 Длина шпонки
 
(3.13)
Подставив данные в формулу, получим

 Размеры шпонки выбираем из ряда стандартных значений: [12].
 Проверочный расчёт шпоночного соединения на смятие
 
(3.14)
где Т – вращающий момент;
– диаметр вала;
- рабочая длина шпонки;
h – высота шпонки;
- глубина паза вала;
[12].
 Подставив данные в формулу, получим

 Следовательно, условие прочности шпонки на смятие выполнено.
 Выбираем шпонку ГОСТ 23360 – 78.


3.4.9 Расчёт цепной передачи
Расчёт цепной передачи проводим по двум основным критериям работоспособности: износостойкости шарниров и прочности цепи. Исходными данными для расчёта являются: передаваемая мощность вращающий момент на валу звёздочки частота вращения звёздочки передаточное число так как передача предназначена для приведения второго ролика в движение, межосевое расстояние
Число зубьев звёздочек
 
(3.15)
Подставив данные в формулу, получим

Выбираем двухрядную роликовую цепь и вычисляем шаг цепи
 
(3.16)
где - коэффициент эксплуатации,
- коэффициент динамичности,
- коэффициент межосевого расстояния,
- коэффициент наклона передачи по горизонтали,
- коэффициент, учитывающий способ смазывания,
- коэффициент, учитывающий способ регулирования передачи,
- коэффициент, учитывающий продолжительность работы,
- допустимое давление в шарнирах,
- коэффициент рядности, [12].
 Подставив данные в формулу, получим

Принимаем ближайшее значение [11].
Предварительно выбираем цепь 2ПР – 38,1 – 25400 [11].
Число звеньев цепи
 
(3.17)
где - значение межосевого расстояния,
 Подставив данные в формулу, получим

 Длина цепи
 
(3.18)
Подставив данные в формулу, получим

 Диаметр делительной окружности звёздочки
 
(3.19)
Подставив данные в формулу, получим

 Диаметр окружности выступов зубьев
 
(3.20)
Подставив данные в формулу, получим

 Диаметр окружности впадин
 
(3.21)
где [11].
 Подставив данные в формулу, получим

 Средняя скорость цепи
 
(3.22)
Подставив данные в формулу, получим

 Полезная нагрузка, передаваемая цепью
 
(3.23)
Подставив данные в формулу, получим

 Давление в шарнире цепи
 
(3.24)
где - проекция площади опорной поверхности шарнира, [12].
 Подставив данные в формулу, получим

 Следовательно, износостойкость цепи при заданных нагрузках обеспечена.
 Натяжение от действия силы тяжести
 
(3.25)
где - коэффициент провисания,
- масса 1 м цепи, [11].
 Подставив данные в формулу, получим

 Натяжение от центробежных сил
 
(3.26)
Подставив данные в формулу, получим

 Натяжение нагруженной ветви цепи
 
(3.27)
Подставив данные в формулу, получим

 Коэффициент запаса прочности
 
(3.28)
где [15]
 Подставив данные в формулу, получим

 Следовательно, условие прочности выполняется [12].
Нагрузка на валы цепной передачи
 
(3.29)
Подставив данные в формулу, получим

Диаметр ступицы звёздочки
 
(3.30)
Подставив данные в формулу, получим

Длина ступицы звёздочки
 
(3.31)
Подставив данные в формулу, получим

Ширина зуба
 
(3.32)
где [11].
Подставив данные в формулу, получим

Ширина венца многорядной звёздочки
 
(3.33)
где n – число рядов;
[11].
Подставив данные в формулу, получим

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг
 
(3.34)
Подставив данные в формулу, получим

Радиус закругления зуба
 
(3.35)
Подставив данные в формулу, получим

Диаметр обода
 
(3.36)
где [11].
Подставив данные в формулу, получим

Шаг цепи тогда радиус закругления [12].
Звёздочку делаем сварную, так как диаметр звёздочки более 200 мм [12].

Рисунок 3.13 – Размеры зуба и венца звёздочки в поперечном сечении
 
3.4.10 Расчёт механизма перемещения платформы
Так как стенд подразумевает испытание автомобилей с различными колёсными базами, то заднюю платформу проектируем с возможностью перемещения в горизонтальной плоскости. Для перемещения платформы используем ходовые крановые колёса и пневмоцилиндр с питанием от пневмосистемы СТО.


Рисунок 3.14 – Схема к расчёту механизма перемещения платформы
В качестве ходовых колёс используем крановые двухребордные колёса из стали 65Г [14].
Наибольшая нагрузка на колесо
 
(3.37)
где - вес передвижной платформы,
- вес автомобиля, приходящийся на платформу, принимаем вес передней оси самого тяжёлого автомобиля – Mitsubishi Pajero (2355 кг), так как заезд автомобиля осуществляется через эту платформу;
- число колёс.
 Подставив данные в формулу, получим

 Диаметр ходового колеса
 
(3.38)
Подставив данные в формулу, получим

 По ГОСТу 28648 – 90 принимаем ближайший диаметр колеса
 Полное число оборотов колеса за срок службы
 
(3.39)
где - средняя скорость передвижение колеса;
- время работы колеса за срок его службы [14].

Приведённое число оборотов колеса за срок службы
 
(3.40)
где - коэффициент приведённого числа оборотов, методом интерполяции получаем [14].
Подставив данные в формулу, получим

 Допустимое напряжение
 
(3.41)
где - допустимое напряжение при линейном контакте.
Подставив данные в формулу, получим

 Колеса проверяем по напряжениям в зоне контакта колеса и рельса
 
(3.42)
где - коэффициент пропорциональности;
- коэффициент влияния скорости,
- скорость ходового колеса, принимаем;
- ширина рельса, в качестве рельса принимаем балку 10 из двутавра по ГОСТу 8239 – 89, которая имеет ширину
 Подставив данные в формулу, получим

 Окончательно принимаем колесо и двутавровую балку номер 10.
 Для приведения платформы в движение двусторонний пневмоцилиндр с фиксацией штока.
 Подбор ведём по ходу поршня цилиндра и силе, необходимой для передвижения платформы.
 Сила, необходимая для перемещения платформы
 
(3.43)
где - коэффициент трения между колёсами и рельсами,
- масса платформы,
Подставив данные в формулу, получим

 Диаметр поршня пневмоцилиндра
 
(3.44)
где - давление воздуха в пневмоцилиндре, принимаем
Подставив данные в формулу, получим

 Ход штока
 
(3.45)
где - наибольшая колёсная база из всего обслуживаемого модельного ряда, [4];
- наименьшая колёсная база из всего обслуживаемого модельного ряда, [8].
Подставив данные в формулу, получим

Окончательно принимаем пневмоцилиндр

3.4.11 Расчёт болтового соединения

Произведём расчёт фундаментного болта крепления неподвижной рамы стенда.
В качестве материала болта принимаем сталь Ст 3 [11]. Осевая сила, воспринимаемая болтовым соединением, равна весу неподвижной платформы стенда, число болтов


Рисунок 3.15 – Схема к расчёту болтового соединения

 Внешняя нагрузка, действующая на один болт
 
(3.46)
Подставив данные в формулу, получим

 Расчётная нагрузка, воспринимаемая одним болтом
 
(3.47)
где - коэффициент запаса начальной затяжки,
- коэффициент внешней нагрузки,
1,3 – коэффициент, учитывающий напряжение в болте вследствие его скручивания при затяжке [12].
 Подставив данные в формулу, получим

 Расчётный внутренний диаметр резьбы болта
 
(3.48)
Допустимое напряжение в болте
 
(3.49)
где - предел текучести,
- коэффициент запаса прочности, [12].
Подставив данные в формулу, получим

 Подставив данные в формулу, получим

 Глубину закладки болта принимаем равной
 Принимаем болт

 3.4.12 Расчёт сварного соединения
 Рассчитаем сварное соединение бегового ролика со ступицей приводного вала.

Рисунок 3.16 – Схема к расчёту сварного соединения
 Диаметр места стыка
 
(3.50)
где - толщина стенки ролика.
 Подставив данные формулу, получим

 Соединение представляем собой стыковое соединение без разделки кромок, рассчитываем его на кручение.
 Напряжение в сварном шве
 
(3.51)
где - крутящий момент;
- полярный момент [15].
 Подставив данные в формулу, получим

 Следовательно, условие прочности выполняется. Сварку ведём электродами

3.4.13 Прочностной расчёт
Конструкция, состоящая из ролика и вала, испытывает нагружение от веса автомобиля и от силы, действующей на вал цепной передачи
Так как конструкция испытывает нагружение в двух взаимоперпендикулярных плоскостях, то рассматриваем каждую плоскость нагружения в отдельности.
Рассмотрим плоскость Максимальный изгибающий момент возникает в сечении под силой


Рисунок 3.17 – Схема для расчёта на прочность

Так как сила приложена к середине балки АВ, то изгибающий момент равен

Рассмотрим плоскость Здесь максимальный изгибающий момент возникает в опоре В

Эквивалентный момент
 
(3.52)
где Т – крутящий момент.
 Подставив данные в формулу, получим

 Выполняем проверку на прочность
 
(3.53)
где - момент сопротивления при изгибе, [15],
- допускаемое напряжение изгиба,
 Подставив данные в формулу, получим

 Следовательно, условие прочности выполняется.

3.4.14 Подбор подшипника

Произведём подбор подшипника опоры бегового ролика стенда. Так как максимальная частота вращения ролика тогда подбор ведём по динамической грузоподъёмности [13].
Так как осевыми нагрузками можно пренебречь, то в качестве подшипника выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник.
Сила, действующая на подшипник, будет равна максимальной реакции опоры (см. рисунок 3.17).
Уравнение равновесия
 

(3.54)
Предварительно принимаем шариковый радиальный подшипник по ГОСТу 8338 – 75 лёгкой серии диаметров 2, нормальной серии ширин 0 для вала диаметром 55 мм – 211. Для которого
 Эквивалентная динамическая нагрузка
 
(3.55)
где V – коэффициент, учитывающий влияние вращающегося кольца,
- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, принимаем нагрузку с лёгкими толчками и кратковременными перегрузками,
- температурный коэффициент, [12].
 Подставив данные в формулу, получим

 Расчётный скорректированный ресурс подшипника
 
(3.56)
где - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности, по межгосударственному стандарту 18855 – 94 (ИСО 281 – 89) базовый расчётный ресурс равен 90% - ной надёжности, следовательно
- обобщённый коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс особых свойств подшипников и условий их эксплуатации, [12];
m – показатель степени, [13].
 Подставив данные в формулу, получим

 Следовательно, предварительно назначенный подшипник 211 пригоден.
На основании проведённых расчётов можно сделать вывод о том, что предлагаемая конструкция роликового тормозного стенда может быть применена как на СТО ООО «УНИВЕРСАЛ СЕРВИС АВТО», так и на других СТО города, края, страны.


Размер файла: 5,5 Мбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 4         Коментариев: 0

Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе.