23 | 03 | 2017
Учебные материалы
Для преподавателей
Работы студентов
Справочная и техническая литература
Статьи по темам

Стенд для разборки-сборки ДВС

1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 Рейтинг 4.50 (2 Голосов)

Конструкторская разработка - Стенд для разборки-сборки ДВС.

Проведенный обзор и анализ технической литературы, патентной документации и периодически издаваемой научно – технической документации показал, что машиностроительной промышленностью Украины типовые стенды для разборки – сборки ДВС серийно не выпускаются.

В сельских ремонтных мастерских встречаются стенды 1960 – 70 годов выпуска модели ОПР – 989. Однако они имеют ручной привод изменения положения ремонтируемого двигателя и предназначены для установки на них двигателя не большого веса – до 270 кг.

На специализированных ремонтных предприятиях имеются разборочные стенды изготовленные по заказу предприятия и по технической документации разработанной предприятием. Эти стенды обычно предназначены для установки на них одной – двух моделей тракторных двигателей, т. е. не обладают универсальностью.

В связи с этим в настоящем разделе выполнена разработка стенда, обладающего повышенной универсальностью, т. е. позволяющего устанавливать на себе автотракторные и комбайновые ДВС любых моделей весом до 900 кг., а именно СМД-60/·62.

Конструкция предлагаемого стенда выбрана с позиции высокой механизации рабочего процесса, простоты, удобство и безопасность эксплуатации, а также энергоэкономична. В отличии от известных конструкций стенда аналогичного назначения, в предлагаемой применен оригинальный привод механизма поворота – гидравлико - механический, т. е. в нем отсутствует зубчатый редуктор. Использование гидравлического механизма поворота снижает энергоемкость, повышает

плавность работы, значительно уменьшает инерционные и динамические нагрузки, что приводит к уменьшению материалоемкости конструкции.

Устройство и работа стенда

Настоящий стенд для ремонта ДВС является стационарной установкой. Размещаться стенд должен на массивном бетонном фундаменте и крепиться анкерными болтами. Эти условия монтажа определены особенностью конструкции: поворотная рама стенда представляет собой консоль, на которую действует сила веса ремонтируемого двигателя.

Общий вид стенда представлен на листе 5 графической части. Каркас стенда представляет собой сварную металлоконструкцию, на которой на подшипниковых опорах установлена поворотная рама.

Поворотная рама представляет собой сварную металлоконструкцию. Для установки на ней ДВС предназначены два металлических бруса сечением 100х70 мм. На брусьях размещены по два, свободно перемещающиеся вдоль брусьев опоры для крепления устанавливаемого ДВС. Каждому типу двигателя соответствует индивидуальный комплект опор. Это позволяет добиваться оптимальности в балансировке загруженной платформы. Поворотная рама прикреплена к приводному валу механизма поворота натяжными болтами и шпонкой.

Механизм поворота рамы представляет собой гидравлико-механическую сиситему. Источником механической энергии и движения в нем является гидроцилиндр. Гидроцилиндр установлен вертикально и нижним основанием жестко прикреплен к каркасу. Для преобразования поступательного перемещения штока гидроцилиндра во вращательное движение приводного вала в механизме применена двухступенчатая цепная передача. Для уменьшения габаритов привода цепная передача выполнена раздвоенной, т. е. силовой поток в приводе от штока гидроцилиндра к приводному валу передается двумя одинаковыми, симметрично расположенными ветвями цепных передач. В передачах механизма использована пластинчатая цепь 2ПР-19,05-64 (ГОСТ 13568-85).

Приводной и промежуточный валы привода опираются на две подшипниковые опоры. Каждая подшипниковая опора включает по два шарикоподшипника. На валах размещены звездочки цепных передач. Отклоняющие звездочки установлены на осях в нижней части каркаса и вращаются на подшипниках скольжениях.

Передача рабочего усилия от штока гидроцилиндра к цепям осуществляется стальным коромыслом. Оно по средине шарнирно соединено с концом штока, а его концы соединены с цепями первой ступени. Т. о. перемещение штока приводит в движение цепь первой ступени передачи. Далее, через промежуточный вал, движение передается на втору ступень передачи, цепе которой вращаю приводной вал и соответственно раму с установленным на ней двигателем.

Для выработки гидравлической энергии в стенде предусмотрена гидронапорная станция. Все ее узлы и приборы собраны в металлическом корпусе. Приводом гидравлической системы станции является электродвигатель, расчет и обоснование его параметров даны в разделе 3.4. На основание расчетов принят шестеренчатый насос НШ - 67. Валы электродвигателя и насоса соединены жесткой втулочной муфтой. Насос установлен на кронштейне.

Механизм поворота обеспечивает поворот рамы вдоль продольной ее оси на 180°.

Фиксация рамы в определенном положении с размещенным на ней двигателем осуществляется гидравлической системой силового гидроцилиндра. Кроме того в механизме поворота для этой цели предусмотрен электромагнитый колодочный тормоз, нормально замкнутого состояния. Расчет технико-эксплуатационных параметров проведен в разделе 3.5.

Общая кинематико-гидравлическая схема привода представлена на листе 7 графической части.

Управление механизмами (гидроцилиндрами) осуществляется гидрораспределителями гидросистемы с пульта управления.

Работает стенд следующим образом. Установленный на поворотной платформе ДВС, для разборки или для сборки, его блок закрепляется соответствующими болтами на подвижных опорах, которые также болтами прижимаются к брусьям. В процессе разборки-сборки, при необходимости поворота двигателя вокруг продольной оси, выполняется поворот платформы.

Для этого включается электродвигатель гидронапорной станции, и шестеренчатый насос создает давление в гидросистеме. При нахождении золотника гидрораспределителя в нейтральном положении поток рабочей жидкости через перепускной клапан возвращается в бак, а рама остается в зафиксированном положение. Для привода в движение приводного гидроцилиндра, поток рабочей жидкости, переключением золотника гидрораспределителя, направляется в надпоршневую или подпоршневую полость гидроцилиндра. В первом случае рама поворачивается против хода часовой стрелки, во втором – по ходу часовой стрелки.

При повороте рамы до одного из крайних положений поршень гидроцилиндра также достигает соответствующего крайнего положения. От избыточного давления в соответствующей ветви гидросистемы защищает предохранительный гидроклапан. Выводом золотника в нейтральное положение запирается рабочая ветвь гидросистемы и платформа остается в определенном положении. Гидрораспределитель связан электроконтактным устройством (реле положения) с командной цепью электромагнита тормоза. При выводе золотника из нейтрального положения, в любую сторону, срабатывает электромагнит и тормоз освобождает движение приводного вала. При выводе золотника в нейтральное положение, тормоз срабатывает на торможение и независимо от гидросистемы удерживает платформу в требуемом положение.

Определение рабочих нагрузок

Рабочие нагрузки на узлы и детали конструкции стенда, исходя из принципа работы стенда, обусловлены силой веса установленного на нем для разборки ДВС. Схема нагружения стенда приведена на рисунке:

Схема нагружения стенда

 

Рис. Схема нагружения стенда.

QД – сила веса двигателя; QР – вес рамы; ОД – центр тяжести ДВС;

ОВР – центр вращения рамы; rД –радиус вращения центра тяжести ДВС;

rр –радиус вращения центра тяжести рамы.

Так как проектируемый стенд в определенной степени универсальный, т. е. на него могут быть помещены ДВС различных моделей, имеющих различный вес QД , за расчетную рабочую нагрузку принимаю вес наиболее тяжелого двигателя, который на нем может быть помещен. Это двигатели весом около 900 кг, например СМД-62. Таким образом, разработка конструкции стенда выполнялась при условии, что QД=900 кг.

Несмотря на то, что при установке двигателя на поворотной платформе стенда, за счет применения индивидуальных ползунов-креплений, предполагается оптимальная балансировка его относительно оси поворота платформы – добиться полного совпадения центра тяжести двигателя с осью поворота двигателя не удается. Анализом установлено, что для наиболее тяжелого двигателя, например СМД-62, его центр тяжести будет смещен над осью поворота на 130…170 мм. За счет этого при повороте платформы, будет создаваться противодействующий вращающий момент Мвр. Из расчетной схемы вращающий момент на приводном валу определится как:

Вращающий момент на промежуточном валу:

Величина окружного усилия на приводной звездочке промежуточного вала, необходимая для преодоления данного вращающего момента:

где De = 254,9 мм – делительный диаметр звездочки (она является приводной для промежуточного вала) первой цепной передачи.

Исходя из конструктивного принципа работы стенда, сила Fокр должна должна создаваться гидроцилиндром. Величина этой силы определяет размеры приводной цепи, которые в свою очередь влияют на кинематические параметры механизма вращения. Расчет и выбор приводной цепи выполнен в разделе 3.7

Кинематический расчет

Кинематический расчет стенда состоит в определении скорости движения его элементов: приводного вала, промежуточного вала и соответственно приводной цепи первой цепной передачи, штока силового гидроцилиндра.

Предварительно определяю геометрические параметры цепных звездочек механизма поворота.

Число зубьев звездочек второй цепной передачи принимаю по конструктивным соображениям (из условия размещения звездочек на валах) Z2 = 49 (при шаге приводной цепи шаг t = 19.05 мм).

Тогда делительный диаметр звездочек определится, как:

Число зубьев звездочек первой цепной передачи Z1 = 42.

Делительный диаметр звездочек:

Передаточное число привода:

Исходя из безопасности работы со стендом, (подразумевается процесс поворота установленного на стенде ДВС, осуществляемого при находящемся вблизи рабочем и без механического ограждения зоны вращения) при радиусе поворота ремонтируемого ДВС = 400мм, частота вращения рамы должна быть 9…10 об/мин. , такой же соответственно частота вращения и приводного вала должна быть такой же.

Скорость движения цепи первой цепной передачи, соединенной к штоку гидроцилиндра:

Такую же линейную скорость должен иметь шток гидроцилиндра. Величина его хода должна обеспечить поворота платформы на 180о:

Расчет и выбор узлов гидронапорной станции

С точки зрения достаточной надежности работы, удобства монтажа и эксплуатации для принятой гидравлической схемы гидронапорной станции наиболее подходит гидравлический насос шестеренчатого типа. Для выбора типоразмера данного насоса необходимо знать величину давления, которое он должен создавать в гидроцилиндре, а так же его производительность.

В качестве приводного выбираю гидроцилиндр с предпоршневой и запоршневой рабочими полостями. Внутренний диаметр гидроцилиндра Dгц = 100 мм.

При работе гидроцилиндра в предпоршневую полость необходима подача рабочей жидкости с соблюдением технологической скорости движения штока цилиндра:

где - линейная скорость штока гидроцилиндра при повороте рамы;

- рабочая площадь поршня при диаметре поршня 100 мм;

- объемный КПД гидросистемы.

Необходимое гидравлическое давление в гидросистеме для поворота зубчатого колеса:

;

где Fц=Fокр=11·103Н – необходимая сила штока гидроцилиндра;

.

Такой режим работы гидросистеме может обеспечить насос НШ 62.

Его технические характеристики:

рабочий объем – 98,8 см3/об;

рабочее давление – 14 МПа;

номинальная частота вращения вала – 20 об/сек;

объемный к. п.д – 0,92.

При частоте вращения вала приводного двигателя 1500 об/мин (25 об/сек) насос обеспечит подачу: 98,8·25=2470см3/сек.

Так как величина подачи рабочей жидкости насоса превышает требуемую величину подачи, определяемую скорость поворота платформы, в гидросистеме следует предусмотреть дроссельный регулятор потока жидкости.

Расчет и выбор электродвигателя

Мощность, необходимая для вращения подвижной платформы стенда с установленным на ней ДВС:

N=Mвр·w=1,4·103·1,05=1155Вт.

где Мвр=1,4·106Н·мм=1,1·103Н·М;

w – угловая частота вращения центра тяжести;

Расчетная мощность привода электродвигателя:

- к. п.д. привода стенда;

Однако при выборе стандартного электродвигателя следует также принимать во внимание то, что его вал будет соединяться с валом шестеренчатого насоса втулочной муфтой и поэтому диаметры этих валов должны быть максимально близки.

По каталогу выбираю асинхронный электродвигатель переменного тока (380В) 4А100S.

Его мощность NЭД= 3 кВт; частота вращения n= 1500 об/мин. Присоединительный диаметр вала – 28 мм.

Расчет и выбор тормоза

После прекращения поворотного движения платформа с установленным на ней ДВС должна надежно фиксироваться (удерживаться) в нужном положении. В конструкции стенда эта функция возложена на гидравлическую систему, однако для повышения надежности в конструкции применен удерживающий тормоз. В качестве такого принят двух колодочный пружинный тормоз с электромагнитным управлением. Тормозной шкив установлен на конце приводного вала.

Поскольку «задача» тормоза удерживать, а не тормозить поворотную платформу (торможение выполняет гидросистема), то расчет и выбор тормоза выполняется по статическому моменту.

Расчетный тормозной момент:

МТ=Мвр·КТ=1,4·106·1,3=1,8·106Н·мм;

где КТ=1,3 – коэффициент запаса торможения по Правилам Гостехнадзора Украины.

Ориентируясь на данный тормозной момент, по каталогу выбираю тормоз с коротко ходовым электромагнитом ТКТ-200 с тормозным моментом 2,3·106 Н·мм; Тип магнита МО-200Б.

Тормозные колодки имеют размер под тормозной шкив 200 мм.

Прочностные расчеты, подтверждающие работоспособность стенда

Выбор приводных цепей механизма поворота.

Критерием выбора типоразмера приводной цепи является усилие, которое цепь должна выдержать в процессе работы стенда. Данное усилие определяется как [ ]:

где Fокр= 11Кн – рабочее усилие ( р.3.3).

n = 2 – число цепей, передающих рабочее усилие;

kпр= 3,5 –коэффициент запаса прочности, [ ];

kд = 2,7 – коэффициент динамичности машины, [ ].

Из каталога цепей, ориентируясь на расчетное усилие Fрасч= 52 кН и допустимое для цепи усилие (разрушающее усилие), выбираю типоразмер цепи [ ]. Это цепь 2ПР-19,05-64 (ГОСТ 13568-85). Ее характеристики:

- разрушающее усилие 64 Кн;

- шаг t = 19.05 мм;

-диаметр валика dв = 17,75 мм;

-ширина внутренняя Ввн = 5,96 мм.

Расчет прочности приводного вала

Вал является одной из ответственных деталей привода. Его прочность определяет надежность работы и безопасность эксплуатации стенда. Данный расчет выполняется как проверочный, так как конструктивные размеры вала уже разработаны. Окружное усилие цепной передачи располагаю так, чтобы создавалась наиболее опасная нагрузочная ситуация для вала.

Как видно из схемы все нагрузки находятся в одной плоскости.

Опорные реакции :

åМА= Pц1·a+ Pц2(a+в) – RВ∙(a+в+c)+(QД+QР)∙(a+в+c+d+e)=0;

åМВ=(QД +QР)∙ (d+e)- Pц2∙c - Pц1·(в+с)+RA∙(а+в+с) =0;

Строи эпюру изгибающих моментов, действующих на вал.

Изгибающий момент относительно точки В.

МиВ = (QД +QР)∙ (d+e)= =6179∙103 Нмм;

Изгибающий момент относительно точки С.

МиС = RA∙а = 2343∙200 = 47∙103 Н

Изгибающий момент относительно точки D.

МИd = RA∙(а+в) + Pц1·в = 2343∙(200+400)+5500∙400 = 3606∙103Нмм;

Таким образом, наиболее нагруженным является сечение В.

Проверим прочность вала в этом сечении.

Условие прочности:

где - предел выносливости стали 45, ;

.

Действительное напряжение:

Таким образом, условие прочности выполняется, так как имеет место соотношение:

Расчет штока гидроцилиндра на прочностную устойчивость

Специфическая особенность крепления движителя гидропривода – гидроцилиндра создает предпосылки потери устойчивости штока при рабочем ходе с дальнейшей его деформацией и разрушением. Для предотвращения названных явлений выполняется расчет на критическую силу, при которой шток теряет устойчивость и прогибается. Расчетная схема представлена на рисунке:

Схема нагружения гидроцилиндра

Рис 3.3 – Схема нагружения гидроцилиндра.

Расчет выполняется по формуле Эйлера, которая определяет критическую силу воздействия:

где Е=0,21·106МПа – модуль упругости стали 40 Х, из которой выполнен шток;

І= 0,049·d4 – момент инерции сечения, м;

lпр=l - приведенная длина стержня, м.

Максимально допустимое рабочее усилие на штоке гидроцилиндра:

F = Fкр / n = 634 / 3,5 = 181кН.

где n = 3,5– запас прочности, [ ].

Так как при повороте платформы с установленным на ней ДВС допускаемое усилие нагружения штока значительно меньше рабочей нагрузки, действующей на него, т. е. имеет место неравенство:

181Кн = F >>Fокр = 11кН,

считаем, что устойчивость штока вполне достаточна

Расчет выбор посадки для подшипника скольжения натяжной звездочки.

Вторая ступень цепной передачи привода имеет натяжную звездочку, которая вращается на подшипнике скольжения. Правильное назначение посадки для этих сопряжений обеспечит надежность работы механизма перемещения. Расчет выполняю по методике [ ].

Определяю оптимальный зазор в подшибнике, при котором обеспечивается наилучший тепловой режим работы:

где w=3,1 рад/сек – частота вращения звездочки;

d=0,030 м – номинальный диаметр сопряжения «ось-отверстие ступицы звездочки»;

g=0,05 Па – динамическая вязкость смазки;

l=0,04 м – длина сопряжения;

g=0,15 Мпа – удельная давление в сопряжение.

Определяю величину расчетного зазора:

Условие выбора стандартной посадки:

Sср. ст.»Sрасч.

Такому условию соответствует предпочтительная посадка в системе отверствия:

Æ 30 .

У данной посадки:

Smax=62 мкм

Smin=20 мкм

Средний зазор посадки:

,

что соответствует условиям работоспособности

Выводы.


Стенд для разборки-сборки ДВС - 4.5 out of 5 based on 2 votes

Добавить комментарий


Защитный код
Обновить