Проект совершенствования организации ремонта машин в колхозе "Мир" Дебёсского района Удмуртской Республики (стр. 7 из 11)

Расчёт передаточного отношения производится, используя данные по сеялке С3-3,6.

Определение частоты вращения колеса сеялки:

n_p=60×n/p×D(5.4

где n - скорость движения сеялки, м/с

D - диаметр колеса сеялки, м (D=1,245)

n_р = 60×3,3/3,14×1,245=50,6 мин^-1

Определение передаточного отношения привода

i_о=n_ном/n_р, (5,5

где n_ном - номинальная частота вращения вала электродвигателя, мин^-1;

n_р - частота вращения колеса сеялки, мин^-1

i_о=720/50,6=14,2

Общее передаточное отношение разбивается на передаточные отношения цепной, ременной и передачи с опорного катка на колесо сеялки

Передаточное отношение опорного катка на колесо сеялки:

i_к=D/D₁, (5,6)

где D₁ - диаметр опорного катка, м.

i_к=1,245/0,3=4,15.

Передаточное отношение ременной передачи i_р=1...2.

Передаточное отношение цепной передачи:

i_ц=i₀/i_к, (5.7)

где i₀- передаточное отношение привода;

i_к - передаточное отношение опорного катка на колесо сеялки.

i_ц=14,2/4,15=3,4.

Определение общего передаточного отношения:

i_общ.=i_к×i_р×i_ц (5.8)

i_общ=4,15×2×3,4=28,2

Таким образом, наименьшая скорость на стенде получается:

n_min=n_ном×p×D/60×i_общ . (5.9)

n_min=720×3.14×1.245/60×28.2=1.7м/с (6,2 км/ч).

5.4.4 Расчёт цепной передачи

По передаточному отношению цепной передачи определяем число зубьев малой ведущей звёздочки:

Z₁=Z/i_ц, (5.10)

где Z - число зубьев ведомой звёздочки, число зубьев применяемой

звёздочки z=50;

i_ц - передаточное число цепной передачи.

Z₁=50/3.4=14.7.

За ведущую звёздочку берём звёздочку с числом зубьев z₁=15. Цепь берём с шагом i=19,05 с условием, что допускает работу звёздочки с числом зубьев не менее 15 и частотой вращения 900 мин^-1.

Проверка коэффициента запаса прочности цепи:

S=Q/к₀F_t+F_v+F_f, (5.11)

где Q - разрушающая нагрузка, Н (Q=31,8×10³);

к₀ - динамический коэффициент, к₀=1,25;

F_t - окружная сила, Н;

F_v - центробежная сила, Н;

F_f - сила от провисания цепи, Н.

F_t=P/V, H(5.12)

где Р - мощность электродвигателя, Вт;

V - скорость движения цепи, м/с.

V=Z₁×t×n₁/60×10³, м/с , (5.13)

где z₁ - число зубьев ведущей звёздочки;

t - шаг цепи, мм;

n₁ - частота вращения ведущей звёздочки, мин^-1.

V=15×19,05×720/60×10³=3,43 м/с .

F_t=5,5×10³/3,43=1604Н .

F_v=q×V², Н (5.14)

где q - масса одного метра цепи, кг/м (1,9 кг/м).

F_v=1,9×3,43²=22,4Н.

F_f=9,81×k_f×q×a, Н. (5.15)

где k_f - коэффициент, учитывающий расположение цепи, k_f=1,5;

а- межосевое расстояние звёздочек, а=0,35.

F_f=9,81×1,5×1,9×0,35=9,78Н,

S=31,8×10³/(1,25×1604+22,4+9,78)=15,6.

Допустимое значение коэффициента запаса прочности S=10,7 при n_с=750 мин^-1, следовательно подобранная цепная передача применима в данном приводе.

5.4.5 Проверка ременной передачи

Для привода вариатора используется клиноремённая передача (Г-1700Ш ГОСТ 12841-80).

Рисунок 5.3 Ремень клиновой:

Дано:

Размеры ремня:

высота h=19мм;

ширина a=32мм.

Межосевое расстояние шкивов 370мм.

Максимальный диаметр шкива 400мм.

Скорость вращения ведущего шкива 212мин^-1.

Сравнивая данные с табличными и монограммой выбора сечения клинового ремня видно, что выбранный вариатор с ремнём позволяет использовать его на стенде.

Ремень способен работать при вращении 800мин^-1, передавать мощность до 8,3кВт.

5.4.6 Расчёт валов

Проектирование валов начинается с определения реакций в точках опор. Силу, действующую на валы считают распределённой, величину силы определяют по массе сеялки.

Рисунок 5.4 Эпюры моментов:

Уравнение реакций в опорах:

åМ_А=0; R_b(a+b)-P₁a=0. (5.16)

åМ_b=0; - R_A(a+b)+P₁b=0. (5.17)

Выражаем и определяем величины реакций:

R_b=P₁×a/(a+b), (5.18)

R_a=P₁×b/(a+b), (5.19)

где P₁ - сила давления сеялки на валы катков, равная половине массы сеялки С3=3,6, равная 7,25кH.

R_b=7,25×0,225/(0,225+0,345)=2,86kH.

R_a=7,25×0,345/(0,225+0,345)=4,38kH.

Приступим к определению диаметра вала опорного катка:

(5.20)

где

- эквивалентный момент, H×м;

- предел выносливости для Ст 45, 240МПа.

, кН×м , (5.21)

где

-крутящий момент, кН×м;

- изгибающий момент, кН×м.

=10N/n, кН×м (5.22)

где N - мощность электродвигателя, кВт;

n - число оборотов двигателя, мин^-1.

=10×5,5/720=0,076 кН×м.

=R_a×a, кН×м . (5.23)

=4,38×0,225=0,986.

По данным расчётов строятся эпюры изгибающих и крутящих моментов.

По эпюрам видно, что опасное сечение находится в точке приложения силы P₁.

Определение величины эквивалентного момента в опасном сечении:

кН×м

Определение минимального диаметра вала катков:

.

Диаметр вала принимается равным 35мм.

5.4.7 Расчёт подшипников под валы

Номинальную долговечность подшипника определяем по формуле [9]:

L=(C/P)^P, (5.24)

где C - динамическая грузоподъёмность для подшипника однорядного,

средней серии с внутренним диаметром кольца под вал 35мм,

C=33,2 кН;

p - показатель степени для шарикоподшипников, p=3;

P - эквивалентная нагрузка, кН.

При отсутствии осевой нагрузки:

P=n×F_r×k_d×k_T, (5.25)

где n -коэффициент равный 1,2;

F_r - радиальная нагрузка, Н;

k_d - коэффициент, учитывающий условия работы подшипника, k_d=1,2;

k_T- температурный коэффициент, k_T=1,05.

Радиальная нагрузка на подшипник определяется весом сеялки С3-3,6 и весом катков и подшипников катков. С учётом выше перечисленных фактов F_r принимается равной F_r=4550Н.

P=1,2×4550×1,2×1,05=6879,6Н.

L=(33,2/6,9)³=111,4 млн. оборотов.

Определение номинальной долговечности:

L_n=10⁶×L/60×n, (5.26)

где n - частота вращения кольца подшипника, n=105,8 мин^-1.

L_n=10⁶×111,4/60×105,8=17548,84.

По результатам расчётов выбирается шариковый радиальный подшипник однорядный 80307 ГОСТ 7242-81, который удовлетворяет условиям работы.

5.4.8 Расчёт сварочного шва

Рассчитывается сварочный шов рамы для крепления электродвигателя. Сварка произведена ручная электродуговая, в нахлёст.

Толщина свариваемой рамы 5мм, следовательно толщина шва, т.е. его катет будет не менее 4мм.

При расчёте предлагается условие, что относительный поворот деталей свариваемых вокруг центра тяжести фигуры, образованной сечениями швов, происходит только за счёт деформации швов.

В этом случае:

t^¢_max=М_рР_max/J_р£[t'] (5.27)

где М_р - приложенный момент, н×м;

р_max - максимальное расстояние оси центра тяжести до точки максимального напряжения, создаваемое в швах, м;

J_р - полярный момент инерции;

[t] - допускаемые напряжения в сварных швах.

J_р =J_y+J_z, (5,28)

где J_y, J_z - осевые моменты инерции, м⁴.

Рисунок 5.5 Схема рамы под электродвигатель, загруженная моментом при передаче крутящего момента цепной передаче:

Рисунок 5.6 Поперечное сечение сварного шва:

J_y=0,12n(a³+12ac₂²+6hc₁²), (5.29)

где к - катет шва, м;

h - суммарная длина сварных швов, м;

а - длина перпендикулярного шва, м;

с₁,с₂ - коэффициенты.

с₁=а(а+0,7к)/2(2а+h), (5.30)

с₁=0,2(0,2+0,7×0,003)/2(2×0,2+0,4)=0,03.

с₂=h(а+0,7к)/2(2а+h), (5.31)

с₂=0,4(0,2+0,7×0,003)/2×(2×0,2+0,4)=0,05.

J_y=0,12×0,003×(0,2³+12×0,2×0,05²+6×0,4×0,003)=0,58×10^-5м⁴.

J_z=0,06×к×[6a(h+0,7к)²+h³] . (5.32)

J_z=0,06×0,003×[6×0,2(0,4+0,7×0,003)²+0,4³]=4,64×10^-5м⁴.

J_р=0,58×10^-5+4,64×10^-5=5,22×10^-5м⁴.

t'_max=561×0,05/5,22×10^-5=5,4×10³н/м².

Полученное значение t'_max£[t]=18×10³н/м², следовательно сварной шов выдержит момент, создаваемый электродвигателем.

5.4.9 Расчёт размерной цепи

Приводится расчёт допусков размерной цепи соединения гайки-толкателя с рычагом в механизме регулирования, которое осуществляется с помощью кольца. Рассматривая расстояние АD(см. рис. 5.7) видно, что оно зависит от взаимного положения центра отверстия под момент и шайбы. Шайба в свою очередь упирается в толкатель, толкатель в выступ кольца.

Составляется размерная цепь:

· свободное расстояние - шайба;

· шайба - толкатель;

· толкатель - выступ кольца;