Проект бурякозбирального комбайна з конструктивною розробкою вібраційного лемішного копача (стр. 5 из 10)

Отже,

З умови міцності [7]

(2.33)

де М = М_роз

W – осьовий момент опору, м³,

[

] – границя міцності, [ ] = 250 МПа [7].

Із формули (2.29) визначаємо:

(2.34)

підставивши отримаємо:

З іншої сторони

(2.35)

де d – зовнішній діаметр вала.

Тоді з умови

(2.36)

знаходимо діаметр вала:

(2.37)

звідси

.

Розрахунковий діаметр вала визначаємо за формулою:

d_poз = d · к, м (2.38)

де k – коефіцієнт запасу міцності:

к = 1…1,7

підставивши у формулу (2.38) отримаємо:

d_роз = 0,1 ∙ 1,7 = 0,017 м.

Для розрахунків приймаємо d = 30 мм.

Перевіряємо вал на міцність за 4 теорією міцності [7] за формулою:

(2.39)

де

– напруження згину, МПа;

– напруження кручення, МПа.

Напруження згину розраховуємо за формулою:

, МПа (2.40)

де М_зг – сумарний згинальний момент в небезпечному перерізі, Н·м;

d – діаметр вала в небезпечному перерізі, м.

Отже за формулою (2.40.)

напруження кручення за наступною формулою:

(2.41)

де М_кр – крутний момент в небезпечному січенні, М_кр = 7,74 Н·м. Підставивши отримаємо:

Тоді за формулою (2.39) одержимо:

.

Отже, умова міцності виконується.

У кріпленнях шатуна попередньо вибрані підшипники кулькові радіальні однорядні за ГОСТ 8338–75 d x D х В = 33 х 55 х 13 мм.

Придатність попередньо вибраних підшипників визначається співставленням розрахункової динамічної вантажопідйомності С_гр, Н, з базовою С_г, або базової довговічності L_10h, год із необхідною L_h, год по умовам:

С_гр < С_г або L_10h>P_h(2.42)

базова динамічна вантажопідйомність підшипника С_г представляє собою постійне радіальне навантаження, яке підшипник може сприйняти при базовій довговічності, що складає 106 обертів внутрішнього кільця С_г = 15,9 кН [12].

Необхідна довговічність підшипників L_h, передбачена ГОСТом 16162–85. L_h=(8…12)∙10³,год, розрахункова динамічна вантажопідйомність

(2.43)

де R_E– еквівалентне динамічне навантаження, Н;

– кутова швидкість обертання вала, с^-1; =1,57 с^-1;

m– показник степені: m=3 для кулькових підшипників.

Відношення для аналізу і вибору відповідної формули для визначення еквівалентного динамічного навантаження

(2.44)

де R_a – осьове навантаження підшипника, Н;

е – коефіцієнт осьового навантаження, приймаємо е = 0,244;

v – коефіцієнт обертання, приймаємо v = l – при обертанні внутрішнього кільця підшипника;

R_r – радіальне навантаження підшипника, Н, R_r = R – сумарна реакція підшипників.

Осьової сили, що діє на підшипник не буде. Це пояснюється тим, що при захопленні коренеплоду на копачі діють однакові бічні сили. Для вибору підшипника припустимо, що при встановленні валу відбудеться його деякий перекіс або в результаті удару відбулося скривлення валу. Так, як вибраний клас підшипників дозволяє вузлу функціонувати при переносі осі внутрішнього кільця до 3°, то на підшипниках можливе осьове навантаження рівне:

(2.45)

де n – кількість лемешів, n= 6;

F_в– навантаження вала у вертикальній площині, Н, F_в = 0;

F_г – навантаження вала у горизонтальній площині, Н, F_г= 93,8 H;

Н – коефіцієнт можливих осьових навантажень в роботі,

= 2.

Підставивши значення у формулу (2.45) отримаємо:

Сумарна реакція підшипників R, Н:

(2.46)

підставивши значення у формулу (2.40) одержимо:

звідси випливає, що еквівалентне динамічне навантаження розраховується за формулою:

R_Е = VR_rK₆K_T, H (2.47)

де К_б – коефіцієнт безпеки, K_б = 1,1 [12]

K_Т – температурний коефіцієнт, К_Т = 1,1 [12].

Отже R_E = 1· 419 · 1,1 · 1 = 460,9 H

підставивши значення у формулу (2.43) розрахуємо динамічну вантажопідйомність:

Базова динамічна вантажопідйомність підшипника C_r=15900 H, отже умова придатності виконується, оскільки:

С_r=15900>С_гр=958,57Н

Розрахункова базова довговічність:

, год (2.48)

отже,

год

необхідна довговічність L_h = 10 ∙ 10³ =10⁴ год.

Отже,L_h = 45643015 >10000год.

Так як умова C_rp<C_r, і L_10h> Ц, то попередньо вибрані підшипники придатні для конструювання вузла.

2.5 Визначення потужності на привід викопувального органа

Потужність, яка затрачається на привід копача розраховується заформулою:

N_заг = N_вібр + N_{тяг.опір} (2.49)

де N_вiб – потужність на вібрацію копача, Вт;

, кВт (2.50)

де N_л.п – потужність на здійснення ланцюгової передачі, Вт;

– ККД ланцюгової передачі, = 0,94;

– ККД кулькових підшипників, = 0,99;

– ККД редуктора, = 0,96;

– ККД клинопасової передачі, = 0,9;

– ККД муфти, = 0,98.

Отже

Вт

N_{тяг.oпір} – потужність, що затрачається на пересування копача в ґрунті, Вт, обчислюється за формулою:

N_{тяг.oпір} = N_тяг.зв · q. (2.51)

деN_{тяг.oпір} – потужність, що затрачається на пересування звичайного лемеша в ґрунті, N_тяг.зв = 14 кВт [10]

q – коефіцієнт зменшення тягового опору q = 0,71.

Підставивши, отримаємо

N_{тяг.oпір} = 1400 ∙ 0,71 = 9946,98 Вт

N_заг = 2053,02 + 9946,98 = 12000 Вт =12кВт.

3. Обґрунтування побудови схеми машини

3.1 Обґрунтування функціональної схеми

Водій направляє передні колеса 1 (лист 2 графічної частини), а відповідно, і лемешеві копачі 2 захвачують і видаляють корені з ґрунту. Лопатеві бітери 3 передають корені на шнековий очисник.

Шнеки 4 і вальці 5 очисника видаляють із вороху ґрунт, рослинні домішки і одночасно транспортують корені до поздовжнього елеватора 6. Елеватором корені передаються на горизонтальний стрічковий транспортер 7, розміщений на бункері. Потім корені поступають на перший вал грудкоподрібнювача 9, кулачки якого руйнують залишкові грудки ґрунту і видаляють їх з вороху. Далі корені вивантажувальним елеватором 8 подаються в кузов транспортного засобу, який рухається поряд. Коли у воросі немає міцних ґрунтових грудок, то напрямок руху стрічки транспортера 7 можна змінити на зворотній; корені при цьому відразу ж будуть направлятись на вивантажувальний елеватор, минаючи грудкоподрібнювач.