CC BY
67
счёт влияния угловой скорости шатуна. Причём, при отрицательных передаточных отношениях (/ й < 0 - кривая 4) влияние мгновенной угловой скорости шатуна больше, чем при положительных передаточных отношениях (/ й > 0 - кривая 3) - кривая 4 выше кривой 3. Наибольшее отклонение закона движения ползуна от косинусои-дального закона наблюдается в среднем положении кривошипа, то есть при £ = О
Таким образом, влияние изменения длины шатуна / на закон движения ползуна кривошипно-ползунного механизма с эксцентриковым подшипником, заменяющим кривошип, противоположно влиянию / вкривошип-но-ползунном механизме без эксцентрикового подшипника. Причём это влияние значительнее для эксцентрикового подшипника с отрицательными передаточными отношениями, то есть для ЗЭПН.
3. Модификация закона движения ползуна по принципусложения двух гармоник
Небольшое конструктивное изменение схем ЗЭП и ЗЭПН, показанных на рис.1, рис.2, позволяет добавить в закон движения ведомого звена 5 вторую гармонику. Для этого достаточно сместить ось ведущей шестерни относительно оси ведущего вала на величину эксцентриситета . При передаточном отношении / равном целому
числу, сложение гармоникдаёт циклически повторяющийся закон движения ведомого звена, который в зависимости от значений , £? и сдвига фаз гармоник будет соответствовать движению с выстоями, ускоренному обратному ходу и иным модификациям.
Расчётная схема ЗЭП с эксцентриситетом ведущего вала, изображена на рис.4б. Для неё уравнение замкнутости векторного контура:
в +е, +1 -1 = О
в h ш ш
В проекциях на оси X и Y:
• cos <рв + eh • cos cph + /,„ • cos <рш = 0;
• sin<рв + eh • sincph + /,„ • sincpm -/ „ -S = 0.
(9)
(10)
S = ee • sin(<^e ) + eh- sin
(Pe 'С i
(12)
характерные виды модификации закона движения ведомого звена, которые могут быть получены с использованием рассматриваемых механизмов
Рис. 6а, 66, 6в - движение ведомого звена с одним выстоем, с двумя выстоями, с ускоренным холостым ходом.
Э Э Э
Зависимость, связывающая между собой углы поворота фв,(рь, (рш.
<р -о, -а-/" )-<р -с = о, (и)
те Т п V вш ' 1 ш вш
где (2 - начальное значение угла (р поворота ведущего вала при сборке подшипника, обеспечивающее требуемую модификацию закона движения ползуна.
Решение системы уравнений (10), (11) в общем случае осуществляется численными методами. В частном
случае при / —> оо , (р —> 71/1 система уравнений (9), (10) упрощается и приводится к аналитическому решению относительно £:
V в" J
В качестве примера на рис.6 показаны некоторые
Рис. 6. Варианты модификации закона движения ведомого звена
По принципу сложения двух гармоник можно получить и другие модификации закона движения ведомого звена.
Заключение
Зубчатый эксцентриковый подшипник - это достаточно простое по конструкции устройство, которое, будучи включённым в состав рычажных механизмов, позволяет решать задачи:
• преобразования вращения ведущего вала в возвратно-поступательное движение ползуна или колебательное движение коромысла с одновременным уменьшением (или увеличением) числа двойных ходов ведомого звена по сравнению с числом оборотов ведущего вала;
• преобразования вращения в возвратно-поступательное движение без шатуна;
• модификации закона движения ведомого звена по принципу сложения двух гармоник.
• ЗЭП может найти применение в насосах, компрессорах, двигателях внутреннего сгорания, виброприводах мельниц и сепараторов сыпучих продуктов, сельскохозяйственной технике и других машинах.
Список литературы
1. Полезная модель 63476РФ, МПКР16С 19/22. Эксцентриковый
подшипник качения /Волков Г.Ю., Курасов ДА.; опубл. 27.05.2007. Бюл. № 15.
2. Заявка на изобретение 2006145161. Бессепараторный роликовый
подшипник /Волков Г.Ю., Курасов Д. А.; от 18.12.2006.
3. Заявка на изобретение 2006145150. Эксцентриковый подшипник
качения /Волков Г.Ю., Курасов ДА.; от 9.07.2007.
4. Заявка на полезную модель 2007126220. Эксцентриковый подшипник
качения /Волков Г.Ю., Курасов ДА.; от 09.07.2007.
5. Шашкин А. С. Зубчато-рычажные механизмы. - М.: Машиностроение,
1971. - 200 с.
В.К. Коротовских, В.А. Вотинов Курганский государственный университет
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЛОСКОГО ДНИЩА С РЕБРАМИ ЖЕСТКОСТИ
В статье рассмотрен инженерный метод проверочного расчета на прочность днища топливозаправщика, выпускаемого ОАО «Кургандормаш», г. Курган.
Топливозаправщик предназначен для транспортировки и заправки нефтепродуктами потребителей, расположенных зачастую в отдаленных местностях, часто в условиях бездорожья. В связи с этим при расчете элементов заправщика на прочность возникает необходимость учитывать динамичность приложения действую-
щих нагрузок, что соответствует требованиям Государственного стандарта [1].
Днище топливозаправщика является наиболее напряженным элементом автоцистерны. Оно представляет собой плоскую круглую пластину диаметром 1700 мм и толщиной h = 3,8 мм, подкрепленную сеткой ребер жесткости из равнобоких уголков 50 х 50 х 5. С обечайкой цистерны днище закреплено через опорное кольцо также из уголка размерами 40 х 40 х 4 (рис.1 а). Материал днища - сталь К490В-5- III ГОСТ 16523-89 с пределом текучести ат =220 МПа.
Основная нагрузка на цистерну - гидростатическое давление нефтепродуктов. Для бензина максимальная величина гидростатического давления р в нижней части днища (рис. 1 б) будет равна
p = ph = 7500 1,7 = 0,01275 МПа.
Здесь p = 7500 Н/м3 - удельный вес бензина; h = 1700 мм - высота столба жидкости.
Опорное кольцо и сетка ребер жесткости разделяет днище на 6 зон, из которых наиболее нагруженной является первая - 1. Произведем ее расчет по схеме прямоугольной пластины со сторонами 650х800 мм с шарнирно опертыми краями [2].
Из линейных соотношений (рис. 1) можно установить величину давления на краях пластины: р1 = 0,0125 МПа и р2 = 0,006375 МПа. Числовые коэффициенты в выражениях изгибающих моментов для средней части пластины по направлению х и у, с учетом интерполирования и соотношения сторон в/а = 800/650 = 1,23, определяем по [2]. Наибольшие изгибающие моменты, приходящиеся на единицу длины, для прямоугольной части
эпюры M c давлением р2 и треугольной M - давлением р1 - р2 :
Mx = 0,0647р2а2 = 0,0647 ■0,006375-6502 = 174
2 .
,И ■ мм мм '
My = 0,0502p2a2 = 0,0502 ■ 0,006375-6502 = 135 И - мм
мм И ■ мм
мм
Mx = 0,0323(р1 - р2)а2 = 0,0323 ■ 0,006125 -6502 = 83,6 м" = 0,0251(р. -р„)а2 = 0,0251-0,006125-6502 = 65И -мм .
У 12 мм
Суммарные изгибающие моменты М и М:
мх = Mx + Mx = 174 + 83,6 = 257,6
И ■ мм
My = M" + M"y = 135 + 65 = 200 Соответствующие напряжения:
6Mx 6■ 257,6
мм
И ■ мм
мм
а
h2
3,8
2
107МПа
6Му 6■ 200 02Л/ГГТ
а =—=-=- = 83МПа
У к2 3,82
С учетом динамичности нагрузки Ка = 2 наибольшее напряжение <х
(а К = К-ах = 2107 = 214МПа.
1 х'д д х
Для обеспечения гарантированного коэффициента запаса прочности следует увеличить толщину днища, приняв Л = 6 мм. Тогда:
6Мх 6^ 257,6 ах = —=- =-= 42,9 МПа.
6
2
Таким образом
(ах )д = Кдах = 2 ■ 42,9 = 85,8МПа ,
\Р=0л01275
а) б)
Рис. 1. Общий вид днища (а) и его гидростатическое нагружение (б)
СЕРИЯ «ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ», ВЫПУСК 4
9
что позволяет получить запас прочности
П =
°т -220=2,56.
(ахк 85,8
Давление на круглую пластину днища воспринимается через опорное кольцо и ребра жесткости обечайкой цистерны. Для расчета ребер жесткости полагаем, что они берут на себя ту долю нагрузки, которая приходится на площадь днища, заключенную между ними, а давление на сегментные части воспринимается непосредственно опорным кольцом. Диапазон изменения гидростатического давления по длине ребер от рШп = 0,00112 МПа до ртах= 0,0116 МПа определяется из линейных соотношений (рис. 1).
Расчет ребер ведем по схеме балки с шарнирно опертыми концами и линейно изменяющейся нагрузкой от интенсивности дтах = 0,0116-800 = 9,3 Н/мм до дт(п = 0,00112-800=0,9 Н/мм. Расчетная схема ребер с эпюрами поперечных сил и изгибающихся моментов приведена на рис. 2. Решение позволяет получить значение максимального изгибающего момента тахМ =1270000 Н-мм = 1,72 кН-м.
WH.o. =
1^ = ^ = 6,26см3. У тах 3,5 о
Напряжения в опасном сечении сг
тахМ 1270000
'тах
W,
н.о.
6,26-103
= 203МПа.
Н.О.
■ 2-52,4 = 104,8см ;
WH.0. =
'тах
104,8
£ = 21см3-
4,92
1272200 iS
= 60,6 МПа;
Рис. 2. Расчетная схема ребер с эпюрами поперечных сил и изгибающих моментов
Поперечное сечение ребер жесткости - два уголка 50505, нейтральная ось которых проходит через центры тяжести сечений. Их геометрические характеристики: момент инерции JHO=2-11,2=22,4 см4;
момент сопротивления
21-10-
(отах)д = 2-60,6 = 121,2МПа.
Такое напряжение можно признать приемлемым. Вывод'. Для обеспечения прочности необходимо днище топливозаправщика выполнить толщиной 6 мм, а ребра жесткости установить из уголка 75 х 75 х 8.
Список литературы
1. ГОСТР50913-96. Автомобильные транспортные средства для
транспортирования и заправки нефтепродуктов. Типы, параметры и общие технические требования.
2. Прочность, устойчивость, колебания: Справочник: В 3 т. - Т. 1 / Под
общ. ред. И.А. Биргера и Я.Г. Пановко. - М.: Машиностроение, 1968. - 832 с.
В.А. Вот и но в, В.К. Коротовских Курганский государственный университет
МЕСТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ В ДНИЩЕ ЦИСТЕРНЫ ОТ ДЕЙСТВИЯ СОСРЕДОТОЧЕННЫХ НАГРУЗОК
Для осуществления расчетов на прочность цистерны необходимо определять напряжения в ее днище вблизи мест приложения локальных нагрузок, вызванных выносными элементами, навесным оборудованием или под опорами. Величина данных напряжений может оказать значительное влияние на прочность днища цистерны.
На рис. 1 показано напряженное состояние элемента плоского днища, образованного двумя парами вертикальных и горизонтальных сечений. В общем случае на торцовые поверхности этого элемента действуют нор-I аёйшаопеёёу Ц, Ы2; сдвигающие усилия Т.,, Т2; перерезывающие усилия С^, <32; изгибающие моменты М2 и крутящие моменты Н^ Н2.
01 н, 14,
, ^ Т2
Т1
С учетом динамичности приложения нагрузки напряжение достигает недопустимой величины:
(«тах )д= К д- атах =2-203 = 406МПа.
Для снижения напряжений рекомендуется применить уголок 75 х 75 х 8.
Аналогичные расчеты для этого сечения имеют следующие значения:
,4.
<
02
М2 ) _
м2
Рис. 1. Внутренние силовые факторы в элементе днища
Считая опорную площадку приложения локальной нагрузки на днище незначительных размеров, появляет-
