122524 (716909), страница 6

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 6)

б- эпюра моментов от сил в вертикальной плоскости;

в- силы, действующие на вал в горизонтальной плоскости;

г- эпюра моментов от сил в горизонтальной плоскости;

д- эпюра суммарных изгибающих моментов;

е- эпюра крутящего момента.

4.8 Расчет оси промежуточной передачи

Расчетная схема оси представлена на рисунке 4.8

Рисунок 4.8- Расчетная схема оси

а- силы, действующие на ось в вертикальной плоскости;

б- эпюра моментов от сил в вертикальной плоскости.

4.8.1 Определение реакций опор

Расчет ведём только в вертикальной плоскости, так как радиальные силы равны и направлены друг против друга.

(4.84)

4.8.2 Определение изгибающего момента в сечении 1

(4.85)

где l- длина оси, принимаем l=60 мм.

4.8.3 Определение диаметра оси

(4.86)

Принимаем d=20 мм.

4.9 Выбор подшипников для валов синхронизирующего редуктора

4.9.1 Подбор подшипников для вала-шестерни

Исходные данные:

диаметр вала в месте посадки подшипника- d=40 мм;

частота вращения вала- n=580,3 мин ^–1;

суммарные реакции на опорах: F_A=R_A=4611,1 Н, F_B=R_B=1719,6 Н (см. п. 4.7.3.5);

осевая нагрузка- F_A=499,5 Н;

долговечность подшипников- L_H=8000…12000 часов.

Схема нагружения вала представлена на рисунке 4.9.

Рисунок 4.9- Схема нагружения вала-шестерни

4.9.1.1 Подбор типоразмера подшипника

Выбор подшипников и их расчет ведём по методике изложенной в [13].

Так как осевая нагрузка значительно меньше радиальной, выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии № 408, у которых динамическая грузоподъемность- С=48500 Н, статистическая грузоподъёмность - С₀=36300 Н.

4.9.1.2 Вычисляем параметр осевого нагружения

(4.87)

По таблице 2.6 [13] находим l=0,19.

4.9.1.3 Определяем коэффициент радиальной и осевой нагрузок

Подбор ведём по более нагруженной опоре, то есть А.

(4.88)

где V- коэффициент вращения, принимаем V=1,0.

0,108 < l = 0,19, тогда по табл. 2.6 х=1,0; у=0.

4.9.1.4 Определяем эквивалентную нагрузку

(4.89)

где к_δ- коэффициент безопасности, принимаем к_δ=1,3, из таблицы 2.7 [13];

к_т- температурный коэффициент, принимаем к_т=1,0 [13].

4.9.1.5 Определяем долговечность подшипника

(4.90)

Полученная долговечность подшипника соответствует рекомендуемым значениям.

4.9.1.6 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности

(4.91)

где Р₀- эквивалентная статическая нагрузка, Н;

х_о,у_о- коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок соответственно, принимаем х_о=0,6, у_о=0,5 из табл. 2.6 [13].

С учетом двухкратной перегрузки:

Р_о < С_о=36300 Н – условие выполняется.

4.9.2 Подбор подшипников для второго вала

Исходные данные:

диаметр вала в месте посадки подшипника- d=35 мм;

частота вращения вала- n=331,6 мин ^–1;

суммарные реакции на опорах: F_A=R_A=3568,5 Н, F_B=R_B=4729,4 Н (см. п. 4.7.4.5);

осевая нагрузка- F_A=874,2 Н;

долговечность подшипников- L_H=8000…12000 часов.

Схема нагружения вала представлена на рисунке 4.10.

Рисунок 4.10- Схема нагружения вала

4.9.2.1 Подбор типоразмера подшипника

Выбор подшипников и их расчет ведём по методике изложенной в [13].

Учитывая большую осевую нагрузку, назначаем радиально-упорный шарикоподшипник средней серии № 36307, для которого динамическая грузоподъемность - С=35500 Н, статистическая грузоподъёмность - С₀=27400 Н.

4.9.2.2 Вычисляем параметр осевого нагружения

Находим отношение:

(4.92)

По таблице 2.6 [13] при F_A/C₀=0,032 интерполяцией находим l=0,226.

4.9.2.3 Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

(4.93)

(4.94)

.

4.9.2.4 Вычисляем результирующие осевые нагрузки

Принимаем схему установки подшипников ‘враспор’, получаем направление осевой составляющей правого подшипника, совпадающее с направлением внешней осевой нагрузки. Поэтому правая опора будет иметь номер 1, а левая - номер 2 (смотреть рисунок 4.11).

Тогда S₁=S_B=1068,8 H; S₂=S_A=806,5 H.

Поскольку S₁ > S₂ и F_a > 0, тогда по табл. 2.8 [13]:

(4.95)

.

Рисунок 4.11- Схема установки подшипников “враспор”

4.9.2.5 Уточнение параметров осевого нагружения

Находим отношение:

(4.96)

По таблице 2.6 [13] при F_A2/C₀=0,071 интерполяцией находим l=0,39.

4.9.2.6 Определяем коэффициент радиальной и осевой нагрузок

(4.97)

где V- коэффициент вращения, принимаем V=1,0.

0,22 < l = 0,39, тогда по таблице 2.6 х₁=1,0; у₁=0.

0,54 > l = 0,39, тогда по табл. 2.6 х₂=0,45; у₂=1,0015.

4.9.2.7 Вычисление эквивалентных нагрузок на подшипники

(4.98)

где к_δ- коэффициент безопасности, принимаем к_δ=1,3, табл. 2.7 [13];

к_т - температурный коэффициент, принимаем к_т=1,0 [13].

(4.99)

4.9.2.8 Определяем долговечность подшипника

Расчет долговечности произведём по более нагруженной опоре, то есть опоре В.

(4.100)

Полученная долговечность подшипника соответствует рекомендуемым значениям.

4.9.2.9 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности

(4.101)

где Р₀- эквивалентная статическая нагрузка, Н;

х_о, у_о- коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок соответственно, принимаем х_о=0,5, у_о=0,46 из табл. 2.6 [13].

С учетом двухкратной перегрузки:

Р_о < С_о=27400 Н – условие выполняется.

4.9.3 Выбор подшипника скольжения для промежуточной шестерни цилиндрической передачи

В качестве подшипника скольжения выбираем бронзовую втулку. Материал втулки Бр.ОФ 10-1 [18].

4.10 Расчет шлицевых соединений

4.10.1 Расчет шлицевого соединения первого вала синхронизирующего редуктора

Принимаем шлицевое соединение по ГОСТ 1139-80 [18]:

,

где Z=6 – число зубьев;

d=26,мм – внутренний диаметр вала;

D=30,мм – наружный диаметр вала;

b=6,мм – ширина зуба.

Расчет шлицевого соединения по напряжению смятия [18]:

, (4.102)

где σ_см. – расчетное напряжения смятия зубьев, МПа;

Т – крутящий момент на валу, Т=106,5 Н^.м;

[σ_см.] – допускаемое напряжение смятия зубьев, принимаем [σ_см.]=30,МПа;

h – рабочая высота прямобочных зубьев, мм.

(4.103)

где f – размер фаски, f=0,4 мм [18].

ψ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между шлицами, принимаем ψ=0,75 [18];

d_ср. – средний диаметр шлицевого соединения.

(4.104)

l – длина поверхности контактов шлицев, l=95 мм.

σ_см. < [σ_см.]=30 МПа – условие выполняется.

5 РАСЧЕТ ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ ОТ ВНЕДРЕНИЯ ЛЕСОТРАНСПОРТНОЙ МАШИНЫ

5.1 Экономическое обоснование расчёта

Опыт создания и применения модификационных колёсных тракторов показывает следующее:

• модификационные колёсные трактора могут широко использоваться в качестве базы для различных лесозаготовительных машин, большой дорожный просвет и шины низкого давления этих модификаций обеспечивают устойчивую работу на различных грунтовых покрытиях, и сохранение подроста;

• ведущие колёса большого диаметра, шарнирно-сочленёная рама, значительный дорожный просвет обеспечивают модификациям более высокую проходимость по сравнению с базовыми сельскохозяйственными тракторами;

• рациональная компоновка и лучшее использование тяговых качеств модифицированных тракторов позволяет увеличить полезную рейсовую нагрузку, а, следовательно, и сменную производительность;

• высокая степень унификации модифицированных тракторов с базовыми тракторами позволяет организовать их производство без значительных капитальных затрат.[3]

Расчет сводится к сравнению экономических показателей лесотранспортной машины на базе трактора Т-25А1 с базовым сельскохозяйственным трактором Т-25А1.

Лесотранспортная машина может использоваться для перевозки различных лесохозяйственных грузов, транспортирования осмола, технологического сырья, дров, отходов лесозаготовок и других грузов.

Расчет приведён на примере использования лесотранспортной машины для транспортировки технологической щепы. В качестве базового варианта используется трактор Т-25А1 с полуприцепом.

Исходные данные:

Место расположения………………………………Архангельск

Продолжительность рабочей смены, ч …………………… 8

Коэффициент использования рабочего времени……… 0,86

Тарифная ставка тракториста, руб. ……………………… 3,5

Премии, % ……………………………………………………… 30

Дополнительная заработная плата, % ……………………..20

Число дней в году…………………………………………… 250

Среднее расстояние вывозки, км…………………………… 5

Нагрузка на рейс, м

• базовой машины ………………………………………… 2

• внедряемой машины ……………………………………. 3

5.2 Расчет экономических показателей

Экономический эффект будет складываться из:

• экономии на заработной плате, в результате роста годовой производительности;

• экономии на затратах по содержанию машины.

5.2.1 Расчет экономии затрат по заработной плате

Определение сменной производительности [15]:

Характеристики

Список файлов реферата