Обоснование выбора гидравлического привода для стенда проверки рулевого привода легковых автомобилей | Статья в сборнике международной научной конференции

Библиографическое описание:

Чабанный А. А. Обоснование выбора гидравлического привода для стенда проверки рулевого привода легковых автомобилей [Текст] // Актуальные вопросы технических наук: материалы III Междунар. науч. конф. (г. Пермь, апрель 2015 г.). — Пермь: Зебра, 2015. — С. 132-141. — URL https://moluch.ru/conf/tech/archive/125/7241/ (дата обращения: 18.08.2018).

Сравнительно широкое использование гидропривода (около 30 % в робототехнике) [6] обусловлено рядом достоинств:

-        высокое быстродействие;

-        бесступенчатость регулирования скорости выходного звена;

-        большой коэффициент усиления по мощности (более 1000), высокий коэффициент полезного действия при различных способах регулирования;

-        малая относительная масса гидромашин;

-        отсутствие дополнительных кинематических цепей между выходным звеном привода и рабочим органом.

К основным недостаткам гидравлических приводов следует отнести:

-        использование в качестве рабочего тела жидкости требует создания специальных насосных установок, что резко увеличивает массу конструкции;

-        ресурс рабочей жидкости ограничен, что приводит к частой смене всего объема жидкости, который в насосной установке достигает значительной величины. Это приводит к увеличению стоимости обслуживания;

-        стоимость элементов данного привода выше, чем элементов пневматического и электрического приводов.

Характерные условия эксплуатации стенда:

-        приводные узлы стенда монтируются в боковых стенках осмотровой канавы в ограниченном пространстве;

-        требуется точное позиционирование;

-        применение электропривода в условиях осмотровой канавы недопустимо.

В этих условиях наиболее эффективно применение гидравлического привода. [8]

В отечественной и зарубежной промышленности при небольших частотах вращения выходного звена нашли применение поршневые гидродвигатели с передаточными механизмами, преобразующими поступательное движение штока во вращательные выходного звена, следующих типов: реечными, рычажными, винтовыми и цепными. [6]

Рис. 1. Поворотный гидродвигатель

 

На рисунке 1 представлена конструкция поворотного гидродвигателя типа ГДП, который состоит из 2 гидроцилиндров с рейкой 1 на штоке, находящейся в зацеплении с зубчатым колесом 2, установленным в блоке 3. Вращение колеса 2 осуществляется при подаче рабочей жидкости в поршневые полости. Для увеличения крутящего момента иногда проектируют привод со сдвоенным поршневым приводом. [6]

Гидравлический поворотный двигатель (привод) состоит из двух основных узлов: реечной передачи и гидроцилиндра, (рис.1).

При расчете принимаем:

Номинальное давление рабочей жидкости в гидросети, МПа

6,0...8,0;

Расчетный крутящий момент при номинальном давлении, Нм

220;

Частота вращения выходного вала, мин-1.

0,5...2,0;

Угол поворота выходного вала, град.

±50.

 

Рассчитываемая передача относится к реечному зацеплению, выполненному в виде самостоятельного агрегата, поэтому основные ее параметры должны соответствовать ГОСТ 2185–66. [1]

Расчет на прочность зубьев открытой реечной передачи производим на изгиб и контактную прочность. Основным расчетом зубьев этих передач является расчет их на изгиб с последующей проверкой на контактную прочность. При проектном расчете на изгиб зубьев открытых передач определяют требуемую величину модуля. Так как передаточное отношение i=1, материал зубьев шестерни и рейки примем одинаковый, и расчет достаточно выполнить для зубьев шестерни. [4]

Для изготовления зубчатого колеса и рейки принимаем сталь 35Х с закалкой и отпуском в масле; механические свойства этой стали (ГОСТ 4543–71): предел прочности при растяжении σв = 93 кгс/мм2 = 93*107 Па, предел текучести σт = 75 кгс/мм2 = 735*106 Па, твердость НВ = 200. [7]

Допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса: [σк] = 26*НВ = 26*200 = 5200 кгс/мм2 = 52*107 Па.

Допускаемое напряжение на изгиб [σи] для зубьев длительно работающих передач с постоянным режимом нагрузки и при работе зубьев двумя сторонами (напряжения изменяются по симметричному циклу) определяется по формуле:

, Па,                                                                                         (1)

где σ-1 — предел выносливости материала зубьев при симметричном цикле изгиба, Па;

[n] — допускаемый коэффициент запаса прочности, зависящий от материала колес, вида заготовки и термообработки;

kσ — эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба.

Примем допускаемый коэффициент запаса прочности [n]=1,5 [2] и коэффициент концентрации напряжений у корня зуба для стальных нормализованных или улучшенных зубчатых колес kσ = 1,8 [7].

Предел выносливости материала зубьев σ-1 определяем по формуле:

;                                                                                                          (2)

 Па.

Па.

Для зубьев рассчитываемой передачи предусматриваем стандартное эвольвентное зацепление.

Определяем модуль зубьев шестерни по формуле:

, м,                                                                                                (3)

где m — модуль зубчатого колеса;

Y = 0,517 — коэффициент формы зуба. При Z = 35 и коэффициенте смещения исходного контура х = 0 [4];

Кк = 1,0 — коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев [2];

Кд = 1,2 — коэффициент динамической нагрузки. При степени точности передачи 7 и окружной скорости от 1 до 3 м/сек. [2];

М — момент на валу шестерни;

Ψm = 20 — коэффициент ширины венца зуба по модулю [2];

z — число зубьев шестерни. Из конструктивных соображений принимаем z=35.

[σ]и — допускаемое напряжение изгиба материала шестерни, для стали 40Х с термообработкой закалка в масле и твердости 48 НRС [σ]и = 320 МПа [2].

М = Р*К = 3700* 60*10–3 = 220 Н*м

В соответствии с ГОСТ 9563–60 принимаем m = 2,0 [4].

Проверочный расчет на контактную прочность зубьев шестерни.

Условия контактной прочности зубьев:

                                                                                                               (4)

где σпр — допускаемое контактное напряжение.

, Па,                                                                                            (5)

где ρпр — приведенный радиус кривизны, ρпр = 0,5;

ωо — удельная расчетная нормальная сила;

α = 20°- угол зацепления.

ρпр=0,5*10*0,342=1,71

,                                                                                                              (6)

где ωα — удельная расчетная нормальная сила;

ω — удельная расчетная окружная сила.

,                                                                                                                (7)

где k — коэффициент неравномерности распределения нагрузки k = 1,5;

b — ширина зубчатого венца b — 20 мм;

F — окружная сила, действующая на зуб шестерни.

Т. к. ,                                                                                                   (8)

то

Таким образом, прочность реечного зацепления по контактным напряжениям обеспечена.

Определение параметров шестерни.

Определяем размеры зубьев шестерни.

В соответствии с ГОСТ 13755–68 принимаем коэффициент высоты головок зубьев h*a= 1 и коэффициент радиального зазора с* = 0,25. [7]

Высота головок зубьев определяется по формуле:

мм,                                                                                                      (9)

высота ножек зубьев — по формуле:

мм,                                                                                    (10)

высота зубьев: h=ha+hf, мм                                                                                        (11)

ha=1*2=2 мм;

hf=(1+0,25)*2=2,5 мм.

Высота зубьев:

Определяем для шестерни делительный диаметр , диаметр вершин  и диаметр впадин :

                                                                                              (12)

                                                                               (13)

                                                                                 (14)

Расчетный диаметр гидроцилиндра определяется по формуле:

,                                                                                      (15)

где Р — окружное усилие на делительном диаметре шестерни реечного зацепления, Р = 3700Н;

 — давление в магистрали или на выходе редукционного клапана;

 = 6,0–8,0 МПа;

 — коэффициент, учитывающий потери на трение в цилиндре. Ориентировочные значения  при уплотнении манжетами по ГОСТ 6678–72 и магистральном давлении 6,0–8,0 МПа, = 0,05÷0,2 в зависимости от обеспечения смазкой. Принимаем = 0,15. [3]

.

Расчетное значение диаметра поршня округляется до ближайшего по ГОСТ 6540–68 значения. Рекомендуется округлять в большую сторону, однако, если расчетный диаметр поршня отличается от стандартного не более чем на 5 %, то можно принимать меньшее значение. Поэтому принимаем следующее значение диаметра поршня, =50мм. [3]

Ход поршня определяется требуемым перемещением рабочего органа. По принятым условиям угол поворота выходного вала 100 град., следовательно, шестерня привода должна совершить 0,27 оборота. Тогда минимальный ход поршня h должен быть . Принимаем ход поршня h = 63мм.

Максимальное значение хода гидроцилиндров двухстороннего действия рекомендуется ограничивать 8–10 диаметрами поршня. При ходе превышающем десять диаметров поршня необходимо рассчитывать шток на устойчивость. Проверим это условие:

 Устойчивость штока обеспечена.

По ГОСТ 6540–64 при диаметре поршня D=50мм шток имеет диаметр Dш=28мм. Так как на части штока нарезаются зубья, образуя рейку, из конструктивных соображений принимаем Dш=45мм. Конструкция оригинального цилиндра приведена на рисунке 3.4. В этой конструкции могут быть использованы нормализованные детали гидроцилиндра по ГОСТ 6540–64, кроме оригинального штока. [3]

Для комплектования принимаем гидроцилиндр ЦРГ 31–50x28–200 [3] со следующей характеристикой:

-        давление, МПа: номинальное — 16; максимальное — 20;

-        коэффициент полезного действия (механический) — 0,96;

-        диаметр поршня, мм — 50;

-        диаметр штока, мм — 40;

-        ход поршня, мм — 200.

Минимально допустимая толщина стенки гидроцилиндра определяется по формуле:

                                                                  (16)

 

где [σр] — допускаемое напряжение на растяжение, Па.

Для стали 20Х [σр] = 115 * 106 Па; [2]

μ- коэффициент Пуассона, для стали μ = 0,26. [2]

Принимаем конструктивно tц= 0,005м = 5мм.

Толщина плоского донышка гидроцилиндра определяется по формуле:

, м                                                                                          (17)

Принимаем толщину дна гидроцилиндра tд = 5мм.

Рассчитанные параметры соответствуют выбранному ранее гидроцилиндру ЦРГ З1–50x28–200.

Органолептическая проверка люфтов в шарнирных соединениях рулевого привода и реактивных тяг требует приложения знакопеременных сил к деталям рулевого привода. Эти силы могут быть созданы путем колебаний опорной поворотной площадки стенда вокруг ее вертикальной оси с амплитудой 2–5°.

Существующий механический привод, например, кривошипно-шатунный, преобразует вращательное движение в возвратно-поступательное или колебательное по синусоидальному закону изменения скорости, что не позволяет создавать ударные нагрузки, при которых наиболее эффективно проявляются люфты в шарнирных соединениях.

Рациональный привод поворотной площадки стенда должен удовлетворять следующим требованиям:

-        закон изменения скорости должен быть трапециевидным;

-        частота колебаний должна быть регулируемой и изменяться бесступенчато;

-        безотказный пуск и надежная работа как под нагрузкой, так и в режиме холостого хода;

-        привод должен иметь минимальные габариты и металлоемкость.

Выполнение сформулированных требований в наибольшей мере обеспечивается гидравлическим объемным приводом.

Отечественной промышленностью разработан и освоен выпуск гидроприводов с возвратно-поступательным движением (ГДВПД), которые преобразуют энергию гидравлического потока жидкости непосредственно в возвратно-поступательное движение исполнительного органа. Характерной особенностью этих приводов является трапециевидное распределение скорости перемещения. Это гидродвигатели:

ДГ-30 с рабочим ходом 30мм,

ДГ-50 с рабочим ходом 50мм,

ДГ-76 с рабочим ходом 76мм,

ДГ-90 с рабочим ходом 90мм.

Приняв конструктивно радиус приложения возмущающей силы R= 150мм и амплитуду колебаний 3°, выбираем гидродвигатель ДГ-30 с рабочим ходом 30мм.

Технические данные гидродвигателя ДГ-30:

-        диаметр поршня, мм — 32;

-        диаметр штока, мм — 20;

-        усилие на штоке при номинальном давлении 100 кг/см2–539;

-        расход рабочей жидкости, см3 /цикл — 29,4;

-        рабочий ход, мм — 30;

-        гидромеханический КПД — 0,85;

-        масса, кг- 11.

Гидродвигатель разработан по инициативе ВНИИВиВ г. Новочеркасска и применяется на машине ЧВЛ-1 для чеканки виноградной лозы в шпалерах. [6]

Гидравлическая схема управления приводами приведена на рисунке 2.

Гидравлическая система стенда сблокирована с гидравлической системой канавного подъемника мод. П201М с целью использования насосной станции подъемника.


Рис. 2. Гидравлическая схема управления приводами

 

Рис. 3. Чертеж общего вида стенда для проверки рулевого привода автомобилей

 


На рисунке 3 выполнен чертеж общего вида стенда для проверки рулевого привода автомобилей.

Опираясь на стандарты ЕСКД [9], с использованием графических редакторов на персональных ЭВМ [5] выполнено геометрическое моделирование чертежей деталей и сборочных единиц конструкторской разработки.

Рис. 4. Трехмерная твердотельная модель привода стенда для проверки рулевого управления автомобилей

 

С помощью программного обеспечения КОМПАС — 3D V12 [5] была создана трехмерная твердотельная модель привода стенда, представленная на рисунке 4.

 

Литература:

 

1.      Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя / В. И. Анурьев.– 6-е изд. — Москва: Машиностроение, 2001. — Т. 1. — 728 с.

2.      Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя / В. И. Анурьев.– 6-е изд. — Москва: Машиностроение, 2001. — Т. 2. — 584 с.

3.      Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя / В. И. Анурьев.– 6-е изд. — Москва: Машиностроение, 2001. — Т. 3. — 576 с.

4.      Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин, Г. М. Ицкович, В. П. Козинцов. — 3-е изд, стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. — Москва: ООО ТИД «Альянс», 2005. — 416 с.

5.      Компас-3D. Проектирование и расчет механических систем / Е. М. Кудрявцев. — Москва: ДМК пресс, 2008. — 400 с.

6.      Ловкис, З. В. Гидроприводы сельскохозяйственной техники: конструкция и расчет / З. В. Ловкис. — Москва: Агроромиздат. 1990. — 239 с.

7.      Проектирование механических передач: учебно-справочное пособие для ВТУЗов / С. А. Чернавский, Г. А. Снегарев, Б. С. Козинцов и др. — 6-е изд. перераб. и доп. — Москва: «Альянс», 2008. — 560 с.

8.      Филатов,С. К. Методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Основы проектирования и эксплуатации технологического оборудования» / С. К. Филатов, В. Н. Щиров, Д. Н. Безменников. — Зерноград: ФГОУ ВПО АЧГАА, 2008. — 33 с.

9.      Яламов, В. Ф. Инженерная графика: учебное пособие / В. Ф. Яламов. — 2-е изд., испр. — Зерноград: АЧГАА, 2001. — 144 с.

Основные термины (генерируются автоматически): рабочий ход, диаметр поршня, рабочая жидкость, выходное звено, реечное зацепление, номинальное давление, зубчатое колесо, ГОСТ, выходной вал, ход поршня.

Похожие статьи

Кинематическое исследование кулисного механизма для привода...

кулисный механизм, скорость, поршневой насос, холостой ход, линия направления вектора, звено ползуна, кривошипно-шатунный механизм, кривошипно-шатунный рабочий орган, холостой фазовый угол, рабочий ход поршня.

Основные эксплуатационные дефекты гильз цилиндров...

При обратном ходе поршня он вдавит гильзу цилиндра. Вращающийся коленчатый вал разобьет гильзу, поршень и шатун также будут повреждены.

Когда в конце такта сжатия в цилиндре сгорает рабочая смесь, то резко повышается давление образовавшихся горячих...

Повышение показателя производительности станции технического...

Номинальное давление рабочей жидкости в гидросети, МПа. . Расчетное значение диаметра поршня округляется до ближайшего по ГОСТ 6540–68 значения. П201М с целью использования насосной станции подъемника.

Применение кулисного механизма для привода рабочего органа...

Величину хода поршня можно изменять в зависимости от изменения длины радиуса кривошипа.

Углы и будем называть фазовыми углами соответственно прямого — рабочего и обратного — холостого ходов: (2).

Определение мощности СЭУ | Статья в журнале «Молодой ученый»

Реверсирование осуществляется осевым перемещением распределительного вала кулачковых шайб и подводом под ролик толкателя шайбы переднего или заднего хода.

Диаметр цилиндра.

Ход поршня.

О достоинствах плавающей посадки поршневого пальца

Диаметр цилиндра, мм 72. – Ход поршня, мм 85. – Степень сжатия 8,2–8,7. – Рабочий объем: 346 см3. – Максимальная мощность двигателя, л.с. 22 при 4850 об/мин. Поршневой палец служит для соединения поршня с шатуном.

Исследование гидродинамики подшипника скольжения в рабочем...

Критерий к фактически составляет 12% угла поворота коленчатого вала за рабочий цикл 9 согласно общепринятому к

При этом уменьшается номинальный диаметр коренной шейки, а коленчатый вал

В ВМТ скорость поршня снижается до нуля, масляная пленка выгорает, и...

Анализ основных дефектов и способов восстановления деталей...

На валу закрепляются шкивы, зубчатые колеса, маховики и т. п. Некоторые из этих

При этом уменьшается номинальный диаметр коренной шейки, а

1. Напылением — нанесение под высоким давлением воздуха расплавленного металла на поверхность вала или оси.

Моделирование рециркуляционной системы гидропривода

где — диаметр рабочего клапана;  — угол отклонения рабочего потока. Потери давления определятся по уравнению.

Q = . (2). При установившемся движении жидкости и без учета сил трения в уплотнениях поршня и штока.

Обсуждение

Социальные комментарии Cackle

Похожие статьи

Кинематическое исследование кулисного механизма для привода...

кулисный механизм, скорость, поршневой насос, холостой ход, линия направления вектора, звено ползуна, кривошипно-шатунный механизм, кривошипно-шатунный рабочий орган, холостой фазовый угол, рабочий ход поршня.

Основные эксплуатационные дефекты гильз цилиндров...

При обратном ходе поршня он вдавит гильзу цилиндра. Вращающийся коленчатый вал разобьет гильзу, поршень и шатун также будут повреждены.

Когда в конце такта сжатия в цилиндре сгорает рабочая смесь, то резко повышается давление образовавшихся горячих...

Повышение показателя производительности станции технического...

Номинальное давление рабочей жидкости в гидросети, МПа. . Расчетное значение диаметра поршня округляется до ближайшего по ГОСТ 6540–68 значения. П201М с целью использования насосной станции подъемника.

Применение кулисного механизма для привода рабочего органа...

Величину хода поршня можно изменять в зависимости от изменения длины радиуса кривошипа.

Углы и будем называть фазовыми углами соответственно прямого — рабочего и обратного — холостого ходов: (2).

Определение мощности СЭУ | Статья в журнале «Молодой ученый»

Реверсирование осуществляется осевым перемещением распределительного вала кулачковых шайб и подводом под ролик толкателя шайбы переднего или заднего хода.

Диаметр цилиндра.

Ход поршня.

О достоинствах плавающей посадки поршневого пальца

Диаметр цилиндра, мм 72. – Ход поршня, мм 85. – Степень сжатия 8,2–8,7. – Рабочий объем: 346 см3. – Максимальная мощность двигателя, л.с. 22 при 4850 об/мин. Поршневой палец служит для соединения поршня с шатуном.

Исследование гидродинамики подшипника скольжения в рабочем...

Критерий к фактически составляет 12% угла поворота коленчатого вала за рабочий цикл 9 согласно общепринятому к

При этом уменьшается номинальный диаметр коренной шейки, а коленчатый вал

В ВМТ скорость поршня снижается до нуля, масляная пленка выгорает, и...

Анализ основных дефектов и способов восстановления деталей...

На валу закрепляются шкивы, зубчатые колеса, маховики и т. п. Некоторые из этих

При этом уменьшается номинальный диаметр коренной шейки, а

1. Напылением — нанесение под высоким давлением воздуха расплавленного металла на поверхность вала или оси.

Моделирование рециркуляционной системы гидропривода

где — диаметр рабочего клапана;  — угол отклонения рабочего потока. Потери давления определятся по уравнению.

Q = . (2). При установившемся движении жидкости и без учета сил трения в уплотнениях поршня и штока.

Задать вопрос