Проект реконструкции шиномонтажного участка с модернизацией устройства для проверки герметичности колес грузовых автомобилей и тракторов

Дипломный проект


Дипломный проект выполнен в соответствии с заданием и содержит расчетно – пояснительную записку и 9 листов графической части формата А1. Пояснительная записка состоит из введения, пяти частей, заключения, списка литературы и приложений. Работа изложена на 96 страницах, содержит 27 таблиц, 13 рисунков. Список литературы включает 23 наименования.
 Расчетно – пояснительная записка составлена в соответствии с требованиями ЕСКД, СТП 01.01. В ней представлен анализ производственно – хозяйственной деятельности , проведен технологический расчет парка одиночных автобусов, предложена конструкция модернизированного стенда для определения герметичности колес, разработаны основные аспекты по организации охраны труда на шиномонтажном участке с определением основных параметров искусственного освещения и вентиляции помещения, а также определен экономический эффект от внедрения стенда.
 Графическая часть проекта выполнена в соответствии с требованиями и указаниями «Единой системы конструкторской документации» (ЕСКД) и «Единой системы проектно – конструкторской документации для строительства» (ЕСПКДС) и представляет собой наглядное отображение тех анализов и расчетов, которые были проведены в расчетно – пояснительной записке.




СОДЕРЖАНИЕ.


Введение
1. Характеристика предприятия
1.1. Общая характеристика
1.2. Характеристика гаража автоколонны
1.3. Организация технического обслуживания и ремонта
1.4. Обоснование необходимости совершенствования процесса организации работ, проводимых в шиномонтажном участке
2. Расчетно – технологическая часть
2.1. Исходные данные для расчета
2.2. Корректирование нормативов ресурсного пробега и периодичности ТО подвижного состава
2.3. Расчет коэффициента технической готовности
2.4. Расчет годовых пробегов подвижного состава и
производственная программа ТО
2.5. Корректирование нормативных трудоемкостей ЕО, ТО и ТР
2.6. Расчет годовых объемов работ ЕО, ТО и ТР
2.7. Распределение годовых объемов работ ЕО, ТО и ТР по их видам
2.8. Расчет численности производственных рабочих
2.9. Расчет численности вспомогательных рабочих
2.10. Расчет количества механизированных постов ЕОс для мойки подвижного состава
2.11. Расчет количества постов ЕО, ТО, ТР и диагностики
2.12. Расчет площадей зон ЕО, ТО и ТР
2.13. Расчет площадей производственных участков
2.14. Расчет площади складов
2.15. Площадь вспомогательных и технических помещений
2.16. Общая производственно – складская площадь 42
3. Конструкторская часть
3.1 Анализ существующего устройства для определения
герметичности бескамерных колес
3.2. Обоснование необходимости разработки конструкции стенда для проверки герметичности колес
3.3. Разработка конструкции стенда для проверки герметичности колес
3.4. Расчет основных параметров гидроцилиндра привода
поворотной платформы стенда
3.4.1. Определение необходимого усилия штока гидроцилиндра
3.4.2. Расчет и выбор основных параметров
гидрооборудования проектируемого стенда
3.4.3. Расчет и выбор гидроцилиндра
3.4.4. Выбор направляющей и регулирующей аппаратуры
3.5. Определение основных геометрических параметров стенда
3.6. Расчет на прочность и определение основных
геометрических параметров подъемного механизма
3.6.1. Построение эпюр сил и моментов, действующих на основные элементы подъемного механизма
3.6.2. Определение геометрических параметров поворотной опоры и стрелы подъемного механизма
3.6.3. Расчет на прочность и подбор диаметра троса
3.6.4. Расчет на прочность оси поворотной платформы и выбор корпуса подшипниковой опоры
4. Безопасность жизнедеятельности
4.1. Организационно – правовые основы труда на предприятии
4.2. Анализ вредных и опасных производственных факторов, присутствующих в шиномонтажном участке
4.3 Техника безопасности при выполнении работ на участке
4.4. Расчет освещения шиномонтажного участка 80
4.5 Расчет вентиляции
5. Расчет экономической эффективности от применения стенда для определения герметичности колес
5.1. Расчет стоимости стенда
5.2. Оценка эффективности от использования
модернизируемого стенда
Заключение
Литература
Приложения






3. Конструкторская часть.

3.1 Анализ существующего устройства для определения герметичности бескамерных колес.

Для сокращения потерь рабочего времени и физических нагрузок рабочего персонала в процессе выполнения работ, на шиномонтажном участке гаража автоколонны имеется ряд основного и вспомогательного оборудования. Так, для монтажа и демонтажа колес автобусов на участке установлены два шиномонтажных стенда гидравлического типа ШМГ – 1 и Ш – 515Б. Помимо разборки камерных шин, стенд ШМГ – 1 позволяет производить демонтаж и монтаж бескамерных шин марки автобусов ЛиАЗ – 5256 и ЛиАЗ – 6212. Снятие колес с автобуса осуществляется с помощью подкатных тележек, а закручивание гаек колес производится пневматическим пистолетом.
На сегодняшний день более 40% автобусного парка составляют автобусы марки ЛиАЗ, колеса которых оснащенные бескамерными шинами размером 275/70 R22,5. При этом в ближайшее время планируется пополнение гаража новыми автобусами этой марки.
Одним из главных условий надежной и долговечной работы бескамерной шины является соблюдение и поддержание нормы внутреннего давления воздуха в шине в пределах 8,5...8,75 кг/см2. [14] Снижение давления ниже нормы ведет к повышенному износу шины и значительно увеличивает расход топлива транспортного средства, вследствие роста коэффициента сопротивления качения колес и внутреннего трения в шине.[18]


Проверка давления колес осуществляется либо ручным, либо штатным манометром, расположенным в воздухоподкачивающей магистрали. Подкачка колес подвижного состава производится в двух точках шиномонтажного участка.
До недавнего времени процесс определения герметичности бескамерных колес осуществлялся визуальным способом, путем поливки воды по протектору и в зоне посадочного соединения шины с диском колеса. При данном методе поиск мест малых утечек воздуха из шины значительно затруднен и продолжителен по времени, вследствие быстрой утечки воды с поверхности колеса.
Бригадой рационализаторов гаража была предложена конструкция устройства, позволяющего механизировать данный процесс и определять места малых утечек воздуха в шине колеса. Применение данного устройства позволяет значительно облегчить труд рабочего персонала шиномонтажного участка и снизить время поиска утечек воздуха в шине. Конструкция устройства представлена на рис. 3.1.
Основу устройства составляет консольный поворотный кран, состоящий из стрелы – 5 и поворотной опоры – 1, закрепленной в основании пола и стене в верхней её части с помощью кронштейна – 4. На поворотной опоре смонтирована механическая двухступенчатая лебедка – 2, обеспечивающая подъем собранного колеса – 10 с требуемым усилием с помощью металлического троса – 7. Для предотвращения самоопускания колеса, лебедка оснащена трещоточным механизмом. Металлический трос перемещается в двух поддерживающих роликах – 3 через основной ролик – 6.
Соединение колеса с тросом осуществляется через крюк – 8 и монтажную планку – 9. Последняя в свою очередь образована металлической пластиной с тремя фиксирующими пальцами – 11, входящими в крепежные отверстия диска колеса – 10.

Устройство работает следующим образом. Проверяемое колесо – 10 подкатывается к крану и опускается на пол в зоне действия стрелы крана выпуклой частью диска вверх.

Рис. 3.1 Устройство для определения герметичности бескамерных шин
1 – опора поворотная; 2 – лебедка механическая; 3 – ролик поддерживающий; 4 – кронштейн; 5 – стрела; 6 – ролик основной; 7 – трос металлический; 8 – крюк; 9 – планка крепежная; 10 – колесо в сборе; 11 – палец фиксирующий.

Путем перевода механизма лебедки – 2 в режим опускания монтажная планка – 9 заводится в центральное отверстие диска колеса – 10 и фиксируется пальцами – 11 в крепежных отверстиях диска. За счет перевода механизма лебедки в режим подъема колесо перемещается вверх на нужную высоту и поворотом стрелы крана фиксируется в зоне расположения ванны с водой.
При плавном опускании колеса в воду значительно ускоряется процесс определение мест утечек воздуха из шины. Возврат колеса в исходное положение осуществляется в обратном порядке.

3.2. Обоснование необходимости разработки конструкции стенда для проверки герметичности колес.

Выше предложенная конструкция стенда для проверки герметичности колес обладает рядом преимуществ.
позволяет значительно сократить затраты ручного труда и времени для выявления мест утечек воздуха из шин колес;
возможность самостоятельного изготовления и сборки с наименьшими капитальными затратами за счет использования простых материалов;
обладает малыми габаритными размерами;
имеет высокую ремонтопригодность в виду отсутствия сложных узлов и деталей и незатрудненного доступа к ним;
Следует так же отметить и ряд существенных недостатков, присущих данной конструкции:
•  имеет низкую производительность за счет сохранения значительной доли ручного труда при выполнении заданной технологии процесса определения герметичности колес;

• значительная высота подъема колеса над уровнем пола при использовании ручной лебедки ведет к росту затрат времени на выполнение вспомогательных операций;
• наличие крепежной планки с жестко расположенными пальцами определяет малую универсальность стенда ввиду невозможности закрепления дисков колес других размеров, что отрицательно сказывается на его использовании в коммерческих целях.
Кроме вышеуказанных недостатков, предлагаемая конструкция стенда имеет главный недостаток, который заключается в необходимости применения ручного труда рабочего персонала при переворачивании колеса для закрепления к подъемной планке при подъеме и опускании колеса из ванны. Это в свою очередь приводит к повышенным нагрузкам на пояснично – крестцовый отдел позвоночника оператора, что ведет к быстрой утомляемости и развитию хронических заболеваний. Для более полного использования прототипа и повышения производительности труда необходимо провести его усовершенствование.

3.3. Разработка конструкции стенда для проверки герметичности колес.

С целью повышения производительности работы стенда, расширения диапазона размеров проверяемых колес, а так же для сокращения доли ручного труда при выполнении работ вводим следующие преобразования:
• Разрабатываем конструкцию поворотной платформы для установки на ней проверяемого колеса, включающей в себе устройство для его фиксации.
• Осуществляем монтаж гидроцилиндра, служащего для опрокидывания поворотной платформы на угол 90°, связанного с ней с помощью опорного кронштейна;

• Разрабатываем гидравлическую схему управления работой гидроцилиндра с учетом имеющегося штатного гидрооборудования в шиномонтажном участке;
• Совершенствуем конструкцию крепежной планки путем оснащения ее подвижным пальцем с целью закрепления дисков колес, имеющих различные межосевые расстояния крепежных отверстий.
При разработке схемы устройства фиксации колеса на стенде необходимо учитывать возможность установки на него колес различных диаметров и ширины профиля шины. Устройство также должно обеспечить надежную фиксацию колеса на поворотной платформе для исключения возможности его падения в процессе поворота платформы.
Кроме указанных мероприятий с целью удобства установки колеса на поворотную платформу оснащаем последнюю скатом, выполненным в виде стальной полосы, закрепленной к нижней части платформы. Для базирования колеса на поворотной платформе в плоскости его качения, задняя часть платформы содержит пластину, выполняющую роль ограничителя.
Технологический процесс определения герметичности бескамерных колес разработанной конструкцией стенда представлен в виде структурной схемы на рис 3.2.

Рис 3.2. Структурная схема определения герметичности колес

Использование штатного гидрооборудования участка, служащего для управления работой подъемников позволит свести к минимуму размер капитальных вложений на монтаж гидрооборудования стенда и значительно повысит его ремонтопригодность.

3.4. Расчет основных параметров гидроцилиндра привода поворотной платформы стенда.

3.4.1. Определение необходимого усилия штока гидроцилиндра.

На поворотную платформу устройства для опрокидывания колес в процессе выполнения работы действуют следующие силы:
 Сила тяжести колеса ;
 Сила тяжести поворотной платформы , включающая в себя массу узлов и деталей, расположенных на ней;
 Усилие штока гидроцилиндра Т.
Схема поворотной платформы с указанием действующих на нее сил представлена на рис 3.3.
Сила тяжести поворотной платформы в сборе определим по следующей формуле:
, Н   (3.1.)
где  - масса основной части платформы, кг.;
  - масса вспомогательных узлов и деталей, смонтированных на платформе, кг.;
- ускорение свободного падения, м/с2.



Рис 3.3. Схема поворотной платформы
Для создания необходимой жесткости и запаса прочности конструкции базовая часть платформы образована угловым каркасом, состоящим из труб профильного сечения размером 40х40, покрытых стальными листами, толщиной 2мм.
При выборе массы платформы будем исходить из условия создания запаса по массе на случай изменения конструкции в дальнейшем, а также улучшения условий работы гидропривода. Принимаем массу платформы в размере 250 кг. Масса узлов и деталей составляет 50 кг. Тогда общий вес платформы будет равен:

 

Сила тяжести колеса в сборе будет определяться как:
, Н     (3.2)
где  - масса диска колеса, кг.;
- максимально возможная масса шины, кг.
Используя справочные данные, определим силу тяжести колеса:

Для определения усилия на штоке гидроцилиндра Т составим уравнение моментов действующих сил относительно оси вращения платформы.
      (3.3)
   (3.4)

Для снижения предельной нагрузки на детали проектируемого гидроцилиндра при определении величины будем исходить из следующего условия:

При определении величины необходимо учитывать наличие свободного пространства h между боковой поверхностью колеса и вертикальной стойкой поворотной платформы, для обеспечения беспрепятственной и быстрой установки колеса на платформу.
, м   (3.5)
где,  – ширина профиля шины, м.;
 h – конструктивный зазор, м. (h=0,1м.)
 t – толщина вертикальной стойки платформы, м;

 k – расстояние от оси поворота платформы до вертикальной стойки поворотной платформы, м (Принимаем равным 210мм. из условия размещения на вертикальной стойки платформы кронштейна крепления поворотной оси.)

Длина будет определяться как:
, м.   (3.6)
где е – коэффициент, учитывающий смещение центра масс колеса от центральной оси качения за счет выступа торцевой площадки диска.

Окончательно расчетное усилие Т на штоке гидроцилиндра будет равно:

3.4.2. Расчет и выбор основных параметров гидрооборудования проектируемого стенда.

Давление рабочей жидкости в гидросистеме зависит от типа насоса и назначения гидропривода механизма. При этом давление насоса должно быть тем больше, чем больше нагрузка или мощность приводимого в движение устройства.
Проведя анализ схожих гидравлических схем [12], принимаем номинальное давление в гидросистеме устройства для опрокидывания колеса в размере 4 МПа.
Для определения мощности насосной установки вначале вычисляем мощность, которую должны обеспечить исполнительные механизмы гидропривода.

Полезная мощность на штоке силового гидроцилиндра находится по формуле:
    (3.7)
где  - скорость перемещения штока, ;
  - общий КПД гидроцилиндра, .

При расчете мощности насоса, приводящего в действие гидроцилиндр, необходимо учитывать возможные потери давления и подачи в гидросистеме коэффициентами запаса по скорости.
     , Вт    (3.8)
где  - коэффициент запаса по скорости,

Определив мощность насоса, рассчитываем требуемую подачу насосом в гидросистеме по следующей формуле:
     (3.9)
где  = 4 МПа – номинальное давление в гидросистеме.

Выбор конкретной марки насоса производится по рабочему объему , расчетное значение которого вычисляется по формуле:
м3/об     (3.10)

где  - объемный КПД насоса, ;
  - угловая скорость вала насоса, об/с, .

Выбираем шестеренный насос НШ – 4 со следующими техническими данными:
1. Рабочий объем, .
2. Давление номинальное, 20 МПа.
3. Частота вращения, об/с.
Номинальная, = 40; Максимальная 50.
4. КПД.
Объемный – 0,9; Механический – 0,9; Общий = 0,8.
5. Масса, кг 1,7.
Вычислим действительную подачу насосной установки по формуле:
, м3/с   (3.11)
где  - число насосов.

Далее определяем приводную мощность насосной установки из следующей зависимости:
, Вт    (3.12)
где  - коэффициент запаса,


3.4.3. Расчет и выбор гидроцилиндра.

Наибольшее распространение в гидроприводах машиностроения получили гидроцилиндры двухстороннего действия с односторонним штоком.
Основными параметрами силовых гидроцилиндров являются номинальное давление, внутренний диаметр цилиндра, диаметр штока и ход поршня. По этим параметрам определяются развиваемое на штоке усилие, скорость перемещения поршня, требуемый расход рабочей жидкости.
Усилие, развиваемое на штоке гидроцилиндра, определим по формулам:
а) При подаче жидкости в поршневую полость:
, Н    (3.13)
где  - давление жидкости в сливной магистрали, ;
- диаметр внутренней полости цилиндра, м.;
- механический КПД цилиндра, .
б) при подаче жидкости в штоковую полость:
, Н   (3.14)
где  - диаметр штока, м.
Поскольку, усилие, которое должен развивать гидроцилиндр в данном расчете является определяемой величиной, то необходимый внутренний диаметр цилиндра вычислим по следующей формуле:
, мм.   (3.15)


Диаметр штока определяется следующим соотношением:
     (3.16)
Откуда  
Ход поршня определяется в соответствии с необходимым ходом поворотной платформы, для вычисления которого можно использовать следующее равенство:
    (3.17)
где  - угол между траекторией перемещения штока цилиндра и вертикальной плоскостью поворотной платформы.

Рассчитанные величины приводим в соответствие с ГОСТ22-1417-79 и выбираем подходящий тип гидроцилиндра, основные параметры которого представлены ниже в таблице 3.1
Таблица 3.1. Основные параметры гидроцилиндра.
Марка ЦГ-50.30×510.17
Тип Поршневой, двухстороннего действия
Диаметр поршня 50 мм.
Ход штока 510 мм.
Давление, мПА
номинальное 16
максимальное 20
Усилие на штоке, кН
толкающее 31,4
тянущее 20
Масса, кг 14,9

Окончательно определим действительные значения усилий, развиваемых на штоке гидроцилиндра.



Значения скоростей поршней будут соответственно равны:
  При выталкивании:
, м/с     (3.18)
где  - объемный КПД цилиндра, ;
  - число гидроцилиндров, .
  При втягивании:
, м/с    (3.19)


Основные геометрические параметры выбранной марки гидроцилиндра представлены на рис 3.4.

Рис 3.4. Геометрические параметры гидроцилиндра.

3.4.4. Выбор направляющей и регулирующей аппаратуры.

Основными параметрами направляющей и регулирующей гидроаппаратуры являются номинальное давление , номинальный поток и условный проход .
При проектировании обычно гидроаппаратура не рассчитывается, а выбирается из нормированных аппаратов и агрегатов, серийно изготавливаемых в промышленности. Принимая во внимание уже имеющееся гидрооборудование в шиномонтажном участке (электродвигатель, насос гидравлический, фильтр очистки масла, гидробак) для управления работы гидроцилиндра, необходимо установить в напорную и всасывающую магистраль шаровой вентиль.
Принципиальная схема гидропривода проектируемого стенда представлена на рис. 3.5.

Рис 3.5. Принципиальная схема гидропривода стенда.
1 – насос; 2 – гидравлический распределитель; 3 – напорный трубопровод; 4 – всасывающий трубопровод; 5 – гидроцилиндр; 6 – сливной трубопровод; 7 – фильтр масляный; 8 – гидробак; 9 – вентиль шаровой.

Для соединения элементов гидропривода, не имеющих взаимного перемещения, применяем стальные бесшовные трубы, а для соединений гидроагрегатов, имеющих взаимное перемещение, применяем гибкие резиновые рукава с нитяными оплетками.
Определим внутренний диаметр трубы по следующей формуле:
, мм.    (3.20)
где  - скорость потока жидкости, м/с.
В зависимости от назначения трубопровода, давления в гидросистеме, выбираем скорость потока рабочей жидкости на основе следующих рекомендаций.
1. для всасывающего трубопровода,

2. для сливного трубопровода,

3. для напорного трубопровода,

Полученные значения диаметров согласовываем со стандартными значениями:
  всасывающий трубопровод: , ,
  сливной трубопровод: , ,
  напорный трубопровод: , , .

Для соединения насосной и всасывающей полостей гидроцилиндра с основной магистралью будем использовать гибкие РВД (рукав высокого давления) с допустимым номинальным давлением 21МПА. Для регулирования подачи масла, в магистралях питания гидроцилиндра устанавливаем шаровой проходной кран муфтового типа марки 11ч18бк, рассчитанный на эксплуатацию в масляной среде.

3.5. Определение основных геометрических параметров стенда.

Согласно схеме поворотной платформы (см рис 3.6), вычислим высоту вертикальной стойки поворотной платформы из следующего равенства:
, м   (3.21)
где,  - высота горизонтальной части поворотной платформы, м.;
  - диаметр диска, дюйм;
  - процентная доля высоты профиля шины от ее ширины, %/100;
 
Рис. 3.6. Расчетная схема поворотной платформы.

При определении диаметра диска колеса будем учитывать условие возможного применения на автобусах наибольшего размера бескамерных шин (295/85R22,5).
Тогда,

Ширину платформы принимаем равной ее высоте для полного размещения колеса на платформе. Высоту опорного кронштейна z гидроцилиндра определим из условия свободной установки последнего и его габаритных размеров.
, м.     (3.22)
где   - длина гидроцилиндра, м.;
  - посадочный диаметр пальца крепления штока гидроцилиндра, м., (d=0,032м.);
  t – высота горизонтальной площадки платформы, м;

Вычислим длину опорной части опорного кронштейна гидроцилиндра по следующей формуле:
    (3.23)
где,  - угол наклона ребра кронштейна. (Принимаем .)

Определив необходимые величины, вычислим длину горизонтальной части поворотной платформы по следующей формуле:
      (3.24)

Для фиксации колеса на поворотной платформе в вертикальной плоскости будем использовать поворотный рычаг, установленный в направляющем кронштейне, закрепленный в верхней части вертикальной

стойки поворотной платформы. Рычаг имеет зубчатую насечку для своей фиксации при повороте на 90° в процессе закрепления колеса на платформе.
Для этой цели направляющий кронштейн имеет стопорный палец, выполняющий роль клина при его перемещении в плоскости, перпендикулярной оси поворотного рычага.
Для возможности закрепления на поворотной платформе колес с различным размером шин, определим необходимые параметры поворотного рычага.
Длина зубчатой насечки будет определяться из условия охвата всего размерного ряда ширины профиля шин, проверяемых на данном стенде. Другими словам, длина насечки будет равна разнице между наибольшим и наименьшим размером ширины шин колес, устанавливаемых на стенд.
, м.     (3.25)

С учетом механизма фиксации поворотного рычага необходимо несколько увеличить длину насечки для исключения несовпадения впадин зубьев с осью стопорного пальца при неточной установки колеса на стенд.
Окончательно принимаем длину зубчатой насечки Х=80 мм. Максимальная длина хода поворотного рычага от поверхности рукоятки до торцевой части направляющего кронштейна вычислим из следующего равенства:
     (3.26)
где 0,15 – коэффициент, учитывающий толщину запорной планки и неточность установки колеса на стенд.

Определим габаритную высоту поворотной опоры подъемного механизма из условия свободного вывешивания колеса при снятии с поворотной платформы и опускании колеса в ванну с водой.

     (3.27)
где  Q – запас по высоте опоры, учитывающий монтажное размещение платформы и безопасность в работе при повороте стрелы механизма, м. (Принимаем Q=0,7м.)

Длину троса вычислим из следующей зависимости:
    (3.28)
где,  - длина стрелы, м. ( )
 U – запасная длина троса, м. (U=1,5м.)

Окончательно принимаем длину троса

3.6. Расчет на прочность и определение основных геометрических параметров подъемного механизма.

3.6.1. Построение эпюр сил и моментов, действующих на основные элементы подъемного механизма.

Для расчета поворотной опоры и стрелы подъемного механизма на прямой поперечный изгиб необходимо определить закон изменения прямой поперечной силы Qх и изгибающего момента М по длине балок, которые вычисляются методом сечений. Разобьем данную систему на 2 сечения. Проведем сечение Х1 в плоскости перпендикулярной оси поворотной опоры – 1 подъемного механизма, а сечение Х2 в плоскости перпендикулярной стреле – 2. Расчетная схема поворотной опоры с указанием действующих сил и изгибающих моментов представлена ниже на рис. 3.7.

В нашем случае, основной действующей силой на подъемный механизм является сосредоточенная нагрузка G, приложенная к дальнему концу стрелы – 2 относительно оси поворотной опоры – 1 подъемного устройства и равная весу собранного колеса. Для проведения расчетов используем ранее вычисленное значение веса колеса в сборе в размере 1000Н. Для осуществления подъема колеса с поверхности поворотной платформы и перемещения его в плоскость расположения ванны с водой необходимо и достаточно иметь длину стрелы подъемного механизма L равную 1,0м.

Рис. 3.7. Расчетная схема поворотной опоры.
1 – опора поворотная; 2 – стрела.
Определим опорные реакции системы из условий равновесия статики.
     (3.29)
     (3.30)
,


Построим эпюры поперечных сил и изгибающих моментов, действующих на данную систему.
Значение поперечной силы Qх в произвольном сечении балки, равно алгебраической сумме проекций всех внешних сосредоточенных и распределительных сил, действующих на балку по одну сторону от рассматриваемого сечения, на одну из главных центральных осей инерции сечения.
Значение изгибающего момента М в сечение балки будет равно алгебраической сумме моментов всех внешних сил, действующих на балку по одну сторону от рассматриваемого сечения, относительно одной из главных центральных осей инерции сечения.
сеч 1 – 1


=>

сеч 2-2

,где
=>

Эпюры поперечных сил и изгибающих моментов представлены на рис. 3.8.


Рис 3.8. Эпюры поперечных сил и изгибающих моментов

В сечении балки, в котором поперечная сила равна нулю, изгибающий момент имеет экстремальное значение, которое зависит от величины веса поднимаемого груза и длины стрелы.
 Из построенных эпюр видно, что в сечении 1 продольная сила N1 терпит скачек под воздействием сосредоточенной силой G, а поперечная сила Q1 равна 0. В сечении 2 продольная сила N2 равна 0, а поперечная сила Q2 терпит скачок. Изменение величины изгибающего момента М2 в сечении 2-2 носит линейную зависимость и имеет свое максимальное значение в плоскости оси поворота стрелы и напрямую зависит от ее длины L.

3.6.2. Определение геометрических параметров поворотной опоры и стрелы подъемного механизма.

Запишем условие прочности по допускаемому напряжению для расчета геометрических размеров поворотной опоры подъемного механизма, имеющей трубчатое сечение.

    ,    (3.31)
где  допускаемое напряжение стали по условию прочности, = 140×106 Па.
момент сопротивления сечения при изгибе, м3,
Для трубчатого сечения момент сопротивления сечения определяется следующей зависимостью:
, м3    (3.32)
где  D – наружный диаметр трубы, м
δ – толщина стенки трубы, м
Подставляя уравнение момента сопротивления в основное условие прочности по допускаемому напряжению в сечении, окончательно получим:
   (3.33)
Принимая наружный диаметр трубы D=100мм., вычислим по полученному условию толщину стенки трубы δ.

Согласно сортаменту стандартных изделий выбираем трубу стальную водогазопроводную легкой серии диаметром D=101,3мм. с толщиной стенки δ = 3,5мм., по ГОСТ 3262-75.
Для изготовления стрелы подъемного механизма будем использовать стальную профильную трубу прямоугольного сечения, момент сопротивления для которой равен:
, м3     (3.34)

где в – ширина профиля сечения, м;
h – высота профиля сечения, м.
Учитывая геометрические параметры проката труб прямоугольного сечения, зададимся следующим условием:
, откуда   ,
Учитывая данные равенства, условие прочности по допускаемому напряжению примет следующий вид:
    (3.35)
Из данного выражения определим искомую величину b

Высота профиля сечения трубы будет равна:

Для создания необходимого запаса прочности стрелы механизма, согласно сортаменту стандартных изделий выбираем трубу стальную профильную 50х25х3, по ГОСТ 8639-82.

3.6.3. Расчет на прочность и подбор диаметра троса.

Для определения диаметра троса составим уравнения действия сил на стержневую систему, образующую стрелу подъемного механизма. Основными действующими силами являются реакции продольных сил N1 и N2в стержнях системы от сосредоточенной нагрузки G. Схема действия сил на стрелу подъемного механизма представлена на рис 3.9.


Рис 3.9. Расчетная схема действия сил на стрелу механизма.
Для нахождения величин реакций продольных сил составим уравнения сил относительно координатных осей.
    (3.36)
    (3.37)
Реакции сил будут равны:


Отрицательное значение реакции F2 означает смену направления ее действия на противоположное.
Для определения искомой величины запишем условие прочности по допускаемому напряжению.
    (3.38)
где d – диаметр троса, мм.
Fmax – наибольшее значение реакции силы стержня по модулю, Н.


Согласно сортаменту стандартных изделий выбираем оцинкованный стальной канат диаметром d=5,1мм., по ГОСТ 2688-80.

3.6.4. Расчет на прочность оси поворотной платформы и выбор корпуса подшипниковой опоры.

Технологический процесс определения герметичности бескамерных шин автобусов содержит операцию по перевороту колеса на поворотной платформе для возможности закрепления последнего и опусканию его в ванну с водой. Осуществления поворота платформы происходит за счет цилиндрической оси, жестко связанной с вертикальной стойкой платформы, и вращающейся в двух подшипниковых корпусах, закрепленных в полу на концах оси.
В качестве подшипников применяем радиальные роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами, предназначенные для восприятия радиальных нагрузок. Данный тип обладает значительно большей радиальной грузоподъемностью по сравнению с грузоподъемностью радиальных шарикоподшипников равных габаритных размеров, но уступает им по скоростным характеристикам, что в нашем случае определяет их выбор.
Подшипники данного типа устанавливаются на жестких коротких двухопорных валах. Расчетная схема по расчету изгибающего момента представлена на рис. 3.10.

Рис 3.10. Схема расчета изгибающего момента.

Определим диаметр оси качения поворотной платформы из условия возникновения изгиба оси в опасном сечении.
Запишем условие прочности по допускаемому напряжению для расчета диаметра оси вращения поворотной платформы
,     (3.39)
где  допускаемое напряжение стали по условию прочности, = 160×106 Па.
момент сопротивления сечения при изгибе, м3,
Для сплошного цилиндрического сечения момент сопротивления сечения определяется следующей зависимостью:
, м3     (3.40)
где d –диаметр оси, м.
Подставляя уравнение момента сопротивления в основное условие прочности по допускаемому напряжению в сечении, получим:
    (3.41)
где Мх – изгибающий момент в опасном сечении оси, Н∙м.
Значение изгибающего момента Мх в сечение 1-1 оси балки будет равно алгебраической сумме моментов всех внешних сил, действующих на балку по одну сторону от рассматриваемого сечения, относительно одной из главных центральных осей инерции сечения.
     (3.42)
     (3.43)
где  L – расстояние между опорами оси вращения платформы, м (L=1м.)

Для определения величины реакции составим уравнение моментов относительно подвижной опоры А.


Следовательно, величина момента будет равна:

Окончательно определим диаметр оси поворотной платформы

Принимаем диаметр оси d равным 40мм. Согласно сортаменту стандартных изделий (ГОСТ 8328-75), выбираем роликоподшипник No12208 с внутренним диаметром d=40мм. и наружным диаметром обоймы D=80мм. Для установки выбранного подшипника на оси платформы используем разъемный корпус с двумя крепежными отверстиями, имеющего следующие габаритные размеры: 230х70х150мм. [11]