Разработка Сайта визитки от компании МИР САЙТОВ
Разработка, создание, сопровождение, продвижение недорогих, бюджетных сайтов
Натуральное горячее копчение все у нас на сайте koptim.su Изготовление Домашних колбас на заказ, копченая ветчина, вареная ветчина, домашний сервелат, колбаса краковская, колбаса советская, копченые рулеты по-домашнему рецепту, копченый окорок по тамбовский
Только домашняя колбасы разных вкусов и видов, начиная от вареной ветчины заканчивая краковской копченой колбасой
Натуральное Копчение под заказ из мяса разных пород животных, Горячее копчение под заказ из вашего или нашего сырья оптом на ольхе, буке и яблоне
Копчености своими руками – карбонат, копченая грудинка п-царский, Карбонат копченый на косточке, Копченая курица по-домашнему, Копченая свиная шея, Копченый свиной окорок на кости, Лопатка копченая на косточке, Сало копченое, шпик

Выпускные квалификационные работы готовые и на заказ
 8 (343) 382-2006 с 9:00 до 18:00  

8 (343) 382-2006 с 9:00 до 17:00

Разработка гидравлического привода и рабочего органа виброуплотняющей машины

ВВЕДЕНИЕ

Строительное, дорожное и коммунальное машиностроение является важной отраслью народного хозяйства. Продукция отрасли составляет ос-нову комплексной механизации, автоматизации и роботизации технологии гражданского, индустриального, дорожного и аэродромного строитель-ства.
В “Основных направлениях экономического и социального развития России на период до 2000 года” указано, что в строительном, дорожном и коммунальном машиностроении необходимо сосредоточить внимание в первую очередь на изготовлении машин, механизмов, инструментов и других изделий, позволяющих существенно повысить технический уровень строительного производства, резко сократить применение ручного труда.
Технология дорожного и аэродромного строительства, реконструк-ции и эксплуатации дорог и аэродромов предусматривает использование систем машин различного направления. Современное направление разви-тия дорожных машин – создание машин многоцелевого назначения, в со-став которых входит оборудование различного технологического назна-чения: режущие, смесительные, распределительные и уплотняющие рабо-чие органы.
Дорожные машины обеспечивают механизацию и автоматизацию всех технологических операций, составляющих процессы строительства покрытий, содержания и ремонта готового сооружения. Основными тех-нологическими операциями строительства автомобильной дороги являют-ся подготовка земляного полотна, добыча и приготовление необходимых строительных материалов и их транспортирование, постройка водопро-пускных сооружений, дорожной одежды, переходов и элементов благо-устройства.
Конструкция и параметры дорожных машин определяются специфи-ческими особенностями строительства и каждой операции технологии производства соответствующих видов работ: линейной протяженностью работ и их удалением от производственных баз; частой повторяемостью, цикличностью и синхронизацией операций; жесткой регламентацией ряда операций во времени; увязкой производительности машин комплекта меж-ду собой и со скоростью технологического процесса; большими объемами транспортных операций; высоким качеством уплотнения; высокой точно-стью планировки; обеспечением высокой стабильности свойств строитель-ных смесей и других строительных материалов.
Дорожная машина представляет собой агрегат или несколько агрега-тов, оборудованных одним или несколькими рабочими органами для вы-полнения одной или нескольких операций технологического процесса до-рожного или аэродромного строительства в соответствии с производ-ственными требованиями при минимальных затратах.
Для строительства дорог и покрытий аэродромов применяют глав-ным образом свежеприготовленные бетонные смеси, грунтовые цементо-и битуминазные смеси и другие материалы. Для получения наиболее плот-ной упаковки частиц материала и увеличения сцепления между ними до-рожно – строительные материалы уплотняют.Процесс уплотнения, выпол-няемого путем динамического воздействия существенно влияет на эксплуа-тационную прочность отдельных строительных элементов и сооружения в целом. При уплотнении насыпных материалов и грунтов естественного за-легания, а также щебня, уменьшаются поры, а при уплотнении влажного материала также сокращается содержание воды.
Процесс уплотнения строительных материалов является важной тех-нологической операцией строительства автомобильных дорог. Высокая плотность материала достигается правильным выбором методов уплотне-ния, параметров применяемых машин и режимов уплотнения. Давления на поверхности контакта рабочих органов машин с уплотняемой средой не должны быть выше пределов прочности среды. Они должны постепенно повышаться от прохода к проходу или от удара к удару. При высоких давлениях на поверхности контакта рабочих органов с материалом возни-кает пластическое течение материала из под рабочих органов.
Вибрационные машины применяются для уплотнения не только грунтов, но и других строительных материалов, к числу которых в первую очередь относится бетонная смесь. Однако этот способ уплотнения не является универсальным, т.е. его применение для уплотнения некоторых материалов может не дать должного эффекта. Уплотнение вибрационными машинами достигает цели лишь тогда, когда уплотняемые материалы имеют определенные свойства.
При уплотнении материала вибрированием масса вибратора приво-дится в состояние колебательных движений. Вслед за вибратором за счет его кинитической энергии вводятся в состояние колебательных движений и расположенные в зоне его действия частицы уплотняемого материала, по-этому они оказываются под воздействием инерционных сил. Величина этих сил пропорциональна массам частиц. Так как последние не одинако-вы, то за счет разности в силах инерции в местах контактов частиц возни-кают напряжения. До известных пределов эти напряжения будут уравно-вешиваться силами сцепления и внутреннего трения материала, а в грунтах – и прочностью связующих пленок.После превышения этих пределов воз-никнут взаимоперемещения частиц. Те силы, с которыми частицы отрыва-ются друг от друга, пропорциональны инерционным силам, поэтому они определяются не только разностью масс соседних частиц, но также и теми ускорениями, которые развиваются при колебательных движениях.Таким образом, относительное перемещение частиц наступит тем скорее ,чем больше будет разница в массах отдельных частиц, составляющих матери-ал, и чем слабее будут силы связей между частицами. Поэтому вибрирова-ние применимо к уплотнению материалов, состоящих из частиц разных размеров со слабыми связями между ними. К таким материалам относятся несвязные и малосвязные грунты и бетонные смеси. Последние особенно хорошо уплотняются вибрированием, так как обладают ярко выраженны-ми тиксотропными свойствами, в результате чего при встряхивании они приобретают свойства жидкости.
Связные грунты, между частицами которых имеют место значитель-ные
силы связей, могут быть уплотнены вибрированием лишь после разруше-ния этих связей, что при обычном оборудовании практически невозможно.
Итак, в процессе колебательных движений происходит отрыв от-дельных частиц грунта от общей массы колеблющегося слоя. Оторвавшие-ся частицы, находясь под воздействием сил тяжести, будут стремиться за-нять положение, соответствующее их наименьшему потенциалу, т.е. пере-мещаться вниз. Неоторвавшиеся частицы образуют общую массу, совер-шающую вынужденные колебания, но ввиду действующих сил инерции и продолжающегося отрыва отдельных частиц сплошность этой массы все более нарушается и тем самым понижается прочность связей частиц, оставшихся в сцеплении. В результате при интенсивном вибрировании оказывается, что большая часть частиц находится в состоянии относитель-ных перемещений. При этом чем крупнее частицы, тем на большие рассто-яния они перемещаются, что в результате и приводит к получению более плотной их упаковки.
На эффект уплотнения грунтов вибрированием существенно влияет их влажность. При вибрировании происходит миграци явлаги снизу вверх. Опыты позволили установить, что в среднем при вибрировании оп-тимальная влажность равна (1,11,2) Wo (Wo – оптимальная влажность, определенная методом стандартного уплотнения). В случае возможности удаления поднявшейся на поверхность воды метод также эффективен при уплотнении переувлажненных несвязных грунтов. При влажностях менее оптимальных значений эффект уплотнения сильно снижается, и тем боль-ше, чем ниже влажность грунта. Если влажность грунта менее (0,70,8) Wo, то возможность доведения грунта до плотности 0,95max становится сомнительной даже в случае продолжительного вибрирования и примене-ния тяжелых вибраторов.
Созданный на Липецком тракторном заводе универсально-пропашной принципиально новый, интегральной схемы трактор ЛТЗ-155 обеспечивает внедрение новых технологий возделывания и уборки боль-шинства сельскохозяйственных культур, что позволяет резко повысить эффективность сельскохозяйственного производства.
Компоновочные особенности и блочно-модульное построение трак-тора, а так же оснащение его комплексом узлов дополнительного обору-дования предопределяет создание на его базе семейства специализирован-ных, высокоунифицированных между собой модификаций для других от-раслей хозяйства страны: газовой, нефтяной, энергетической, коммуналь-ного и лесного хозяйства, дорожного строительства и др.
Трактор ЛТЗ-155Д, являясь мобильным, энергетическим монтажным и тяговым средством, хорошо приспособлен для размещения на нем и од-новременного привода различного технологического оборудования. В настоящее время ряд модификаций ЛТЗ-155 находится на различных эта-пах создания и внедрения. Кусторезная модификация КР-2К рекомендова-на в производство, но требуется доработка отдельных ее элементов. Фре-зерно- роторный снегоочиститель разработан, но не изготавливается и не проходит испытаний. По краново-бурильной машине СКБМ-2Т выполне-на только эскизная компановка.
Острая нужда коммунального и лесного хозяйства промышленности и дорожного строительства в универсальных тракторах с колесами одина-кового размера и реальное создание для этих целей эффективных модифи-каций на базе трактора ЛТЗ-155 подтверждают эффективность внедрения модульной интегральной энергетики для различных отраслей народного хозяйства.Одним из таких внедрений стало установка на трактор вибро-плит с гидравлическим приводом, что позволяет равномерно уплотнять грунт и другие материалы при строительстве аэродромов и дорог.

1. ОБОСНОВАНИЕ ТЕМЫ ПРОЕКТА

Формирование новых технических решений связано с разработкой рациональных конструктивных схем машин, определением их параметров и режимов движения рабочих органов, обеспечивающих повышение каче-ства работ, снижение металлоемкости, энергоемкости, трудовых затрат и соблюдение норм экологии.
Проектируемыми узлами, в дипломном проекте, являются гидравли-ческий привод и рабочий орган виброуплотнителей оснований дорог.
Гидравлический привод виброуплотнителей, как правило, имеет привод насоса от вала отбора мощности трактора, а также имеет унифи-цированные с трактором основные узлы гидропередачи ( бак, насос, гид-рораспределитель ) и специальный исполнительный узел в виде гидродви-гателей. Передаваемая этими системами управления мощность определяет-ся необходимыми затратами на перестановку рабочего органа, зависит от модели машины и размеров рабочего органа и может состовлять от 10 до 50% мощности двигателя.
Гидравлический привод вибровозбудителей колебаний, по сравне-нию с механическим приводом, является более надежным, более легким и компактным. Механический привод имеет жесткую связь с остовом, вслед-ствие чего вибрация от рабочих органов передается на остов трактора и затем на водителя, что приводит к различным профессиональным заболе-ваниям. Для борьбы с вибрацией нужно устанавливать специальные рези-новые амортизаторы, которые, в свою очередь, не слишком долговечны и требуют постоянной замены. В связи с этим, гидравлический привод име-ет ряд преимуществ. Во-первых, он не имеет жесткой механической связи с остовом трактора, а все связи идут через жидкое тело (рабочая жидкость), тем самым почти не передавая вибрацию от рабочих органов. Во-вторых, гидропривод обладает независимостью расположения узлов и связанная с этим компактность передач. В третьих, малая металлоемкость при опти-мальных параметрах (вес насосов и моторов составляет от 10 до 20% веса электроагрегатов подобного назначения и мощности) и, в связи с этим, ма-лая инерционность и относительно высокое быстродействие. В четвертых, легкость стандартизации и унификации узлов и деталей, а следовательно, возможность увеличения серийности изготовления.
Рабочим органом в данной конструкции являются три виброплиты, расположенные друг относительно друга в ряд и крепящихся к транс-портному средству с помощью навески. Привод виброуплотняющих плит осуществляется как от двигателей внутреннего сгорания, так и от электро-двигателей. В настоящее время находит применение также комбинирован-ный привод: дизель-электрический, дизель-гидравлический и электропнев-матический. Как описывалось выше, приводом данной конструкции явля-ется наиболее приемлемый – гидравлический.
Для придания рабочему органу машины колебательных движений устанавливается специальный возбудитель колебаний. Колебания от виб-ровозбудителя через рабочую плиту, валец или корпус вибровозбудителя передаются уплотняемой среде.
По принципу действия различают центробежные, инерционные и вибровозбудители ударного действия. В центробежных вибровозбудите-лях колебаний вынуждающая сила создается за счет вращения неуравно-вешенных масс. Вынуждающая сила инерционных вибровозбудителей развивается в результате возвратно – поступательного
движения масс. В вибровозбудителях ударного типа вынуждающая сила возникает при соударении подвижных масс. Из трех предложенных вари-антов наиболее приемлемым, компактным и менее металлоемким является первый, который и примем для разработки в дипломном проекте.
Все механические вибровозбудители можно разделить на регулиру-емые и нерегулируемые, одночастотные и поличастотные, направленно-го и нена-
правленного действия.
Сечение неуравновешенных частей – дебалансов – чаще всего имеет форму кольцевого сектора, круга или прямоугольника. Оптимальная форма и размеры дебалансов выбираются из условия минимума веса де-баланса и его момента инерции при заданной величине вынуждающей си-лы.
Таким образом, гидравлический привод и рабочий орган в виде цен-тробежного вибровозбудителя колебаний является наиболее приемлемым
вариантом.
2. ПАТЕНТНЫЙ ПОИСК ПО ТЕМЕ ПРОЕКТА

Патентные исследования проводятся в целях обеспечения высокого технического уровня, патентоспособности и патентной чистоты объектов техники. В результате патентных исследований обосновывается целесооб-разность использования технических решений с точки зрения оптимально-го варианта разработки и пути создания новых технических решений, ко-торые в совокупности с известными должны обеспечить технико–экономические показатели разрабатываемого объекта с учетом обеспече-ния его патентной чистоты.
Патентный поиск по данной теме бал проведен за 20 лет по классу Е 01С 19/38. Были просмотрены материалы в разделе “дорожное строитель-ство” и на основании которых можно сделать следующий вывод.
Просмотренный материал по виброуплотняющим устройствам резко отличается от предложенных конструкций, которые были разработаны отечественными конструкторами. Все изобретения объемные, металлоем-кие, с большим использованием всевозможных деталей. В основном все устройства с механическим приводом, которые приводятся в действие трактором, либо являются самоходными. Для уменьшения динамического воздействия на тягач и увеличение долговечности устройства, рама по-следнего должна быть снабжена амортизаторами. Это приводит к услож-нению конструкции и металлоемкости. Все просмотренные российские изобретения, с точки зрения пригодности, не подходят для использования в дипломном проекте и в дальнейшем своем развитии не имеют будущего. Предложенный, в данном проекте, вариант имеет сходство с образцом, из-готовленным швейцарской фирмой “БОШУНГ” и удовлетворяет практи-чески всем требованиям машиностроения.
Все просмотренные материалы по виброуплотняющим устройствам можно свести в следующие таблицы.

Таблица 1.1
Перечень просмотренных материалов

Страны Индекс
МКИ Просмотренные материалы
наименование за пери-од

1.Россия
Е 01С 19/38 Описание изобретений к авторским свидетель-ствам.
1976-1996

2.Швеция
Е 01С 19/34 Описание изобретений к авторским свидетельст-
вам.
1970-1989

3.Германия
Е 01С 19/38 Описание изобретений к авторским свидетельст-
вам.
1970-1986

4.Россия Бюллетень ”Открытия, промышленные образ-цы, товарные знаки.”
1982-1996
5.Швейцария Проспект фирмы БОШУНГ
1995-1999 Таблица 1.2
Данные авторских свидетельств и патентов
Страна Выявлен-
ные ана-
логи(Nа.c) Индекс
МКИ Дата
подачи
заявки Формула изобретения
(аннотация)
Россия 533695 Е 01С 19/38 30.10.76 Устройство для уплотнения грунта, включающее тягач с рамой,шарнирно смонтиро-ван-
ной на его ходовой тележке
посредством цапф и дисков, прижимной гидроцилиндр со штоком и виброударные ра-бочие органы, отличающее-
ся тем, что, с целью уменьше-ния динамического воздей-ствия на тягач и увеличения долговечности устройства, рама последнего снабжена амортизаторами, одни из ко-торых установлен в сочлене-нии рамы со штоком гидро-цилиндра и выполнен в виде цилиндрической пружины с серьгой и стаканом, а другие –
Продолжение табл. 1.2
Страна Выявлен-
ные ана-
логи(Nа.с) Индекс
МКИ Дата
подачи
заявки Формула изобретения
(аннотация)
установлены в местах сочле-нения цапф ходовой тележки с рамой и закреплены между ними при помощи дисков, причем шток гидроци-
линдра выполнен со сфери-чес-
кой пятой, взаимодействую-
щей в транспортном поло-же-
нии со стаканом первого амортизатора.
Россия 726250 Е 01С
19/38 31.01.78 Вибротрамбовка, содержа-щая корпус с бойками, уплотняю-
щую плиту с наковальнями и имеющими упругие элементы направляющими, привод с кулачковым механизмом, размещенным под корпусом, отличающаяся тем, что, с це-лью повышения эффектив-ности уплотнения грунтов и снижения металлоемкости, кулачок выполнен с соотно-шением фазовых углов подъ-ема и опускания в пределах от 11:1 до 17:1.
Россия 878855 Е 01С
19/38 21.02.80 Вибротрамбовка, содержа-щая имеющую наковальн уплотня-
ющую плиту, на стойках ко-торой смонтирован криво-
шипно-шатунный привод удар
ного механизма со смещенны-
ми по фазе разновеликими кривошипами, соединенными с основным и дополнитель-ным шатунами, первый из ко-торых шарнирно связан с ударником, размещенным в соединенной с дополнитель-ным шатуном направляющей, отличающая тем, что, с целью повышения
Продолжение табл. 1.2
Страна Выявлен-
ные ана-
логи(Nа.с) Индекс
МКИ Дата
Подачи
Заявки Формула изобретения
(аннотация)
эффективности работы за счет уменьшения диссипации энер-
гии и обеспечения удобства эксплуатации, уплотняющая плита снабжена дополни-тель-
ными стойками, а направ-ляю-
щая выполнена в виде под-пружиненного к плите флан-ца,шарнирно соединенно-
го с дополнительным шату-ном и имеющего отверстия для дополнительных стоек, причем жесткость пружин пропорцио-
нальна массе уплотняющей плиты.
Россия 974801 Е01С
19/38 15.05.87 Применение указанного изоб-
ретения позволяет повысить производительность вибро-
трамбовки до 15% с одно-временным увеличением глу-бины и степени уплотнения различных материалов.

Россия 1418380 Е 01С
19/38 23.08.96 Вибротрамбовка, содержа-щая имеющий возможность пере-
мещения относительно шабо-та по закрепленным на нем направляющим корпус с при-водом, маховиком и криво-
шипно-шатунным механиз-мом на свободных концах шатунов которого шарнирно закреплен имеющий сквозное отверстие ударник, отличаю-щееся тем, что, с целью по-вышения эффективности и ка-чества уплотнения грунта, она снаб-
жена расположенным в от-верстии ударника направля-
ющим цилиндром, полость
Продолжение табл. 1.2
Страна Выявлен-
ные ана-
логи(Nа.с) Индекс
МКИ Дата
подачи заявки Формула изобретения
(аннотация)
которого заполнена жидко-стью или газом и поршнем со штоком, соединенным с кор-пусом, причем высоту кор-пуса относительно шабота определяют из условия
L+В-S  h <L+B-S+r
где L – длина шатуна;
B – высота ударника;
S-расстояние между цент-
ром вращения маховика и плоскостью закрепления направляющего цилиндра с корпусом;
r- радиус кривошипа;
h- высота корпуса отно-си-
тельно шабота.
Россия 290984 Е 01С
19/38 08.01.68 Устройство для уплотнения грунта, например, в транше-ях, включающее раму, виброудар-
ную плиту, тяги и силовые цилиндры, отличающееся тем, что, с целью обеспечения возможности послойного уплотнения грунта в траншее и регулирования положения виброударной плиты относи-тельно дна траншеи, на раме шарнирно закреплены тяги, свободный конец одной из которых закреплен на вибро-ударной плите, а другая тяга, выполненная в виде трехпле-чевого рычага, шарнирно со-единена одним плечом с виброударной плитой, а другим посредством силового цилиндра с базовой машиной.

Окончание табл.1.2
Страна Выявлен-
ные ана-
логи(Nа.с) Индекс
МКИ Дата
подачи
заявки Формула изобретения
(аннотация)
Швеция 292310 Е 01С
19/34 19.07.68 Устройство для уплотнения материалов типа грунта, бе-тонной смеси и т.п., включаю
щее трамбующую плиту, ци-линдр, в котором расположен соединительный стержень с пружиной и привод, отлича-ющейся тем, что, с целью обеспечения устойчивого ре-жима работы, трамбующая плита соединена с приводом посредством рычажных ме-ханизмов, причем часть ры-чагов одного из механизмов шарнирно закреплена на сво-бодном конце соединительно-го стержня, пропущенного через парал-лельно располо-женные между собой рычаги другого механизма.
Герма-
ния 458990 Е 01С
19/38 32.09.70 Вибратор, включающий кор-пус с закрепленными в нем подшипниками качения с внутренними кольцами, деба-лансные массы и приводной вал, отличающейся тем, что, с целью уменьшения износа вращающихся масс и умень-шения влияния вибрации на привод, дебалансные массы закреплены на внутренних кольцах, размещенных в мас-ляной ванне подшипников, и соединены при помощи по-водков с приводным валом, установленным во внутрен-них полостях подшипников на расстоянии от их внутрен-них стенок.

Разработанный гидравлический привод виброуплотнителей относит-ся к объемным гидропередачам. Он включает в себя следующие основные узлы: бак, блок управления, теплообменник, насос аксиально–поршневой, распределитель, клапаны предохранительные, фильтры, гидромоторы, дроссель, манометр, трубопроводы.
Рабочий орган представляет собой вибропанель, которая состоит из
трёх плит. На каждой плите размещены вибровозбудитель и аксиально-поршневой гидромотор.
Принцип действия конструкции следующий. На валу отбора мощно-сти трактора закреплен аксиально-поршневой насос, который вращается с угловой скоростью 1000 об/мин. В свою очередь, рядом с маслянным ба-ком стоит подкачивающий насос (шестеренный), который, в случае утечки рабочей жидкости из закрытой гидросистемы, восполняет утраченный объем. При включении гидропривода, тракторист из кабины включает вал отбора мощности и рукоятку блока управления переводит из нейтрали в рабочее положение. Насос начинает подавать рабочую жидкость по тру-бопроводам на исполнительные узлы – гидромоторы, которые, в свою очередь, приводят в действие вибровозбудители. Данная гидросистема яв-ляется закрытой и рабочая жидкость циркулирует в замкнутом контуре, охлаждаясь в теплообменнике, включенном в гидропривод. С помощью гидрораспределителя может меняться направление рабочей жидкости, ко-торая подводится к реверсивным гидромоторам. При вращении вала гид-ромотора в одну сторону, дебалансы сдвинуты, а при вращении в другую, дебалансы раздвигаются на угол 120, изменяя тем самым вынуждающую силу, от которой зависит степень уплотнения грунта. Давление, развивае-мое аксиально-поршневым гидронасосом, контролируется по манометру, расположенному рядом с рукоятками управления.

3. ВЫБОР, РАСЧЕТ И ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ
РАБОЧЕГО ОРГАНА

3.1. Расчет параметров дебаланса

3.1.1. Выбор относительной вынуждающей силы

Амплитуда и характер колебаний вибрационных машин зависит от отношения вынуждающей силы Р к их силе тяжести G. Грузоподъемность передней навески составляет 25000 Н. Согласно заданию устанавливаем три виброплиты весом G = 7500 Н каждая. Отношение Р/G лучше всего выбирать в пределах 4-6 [1, с.253]. Даже при толщине слоя ( – минимальный поперечный размер поверхности контакта вибровозбудите-ля с грунтом в плане) отношение Р/G не должно быть меньше четырех в конце уплотнения грунта, т.к в противном случае потребуется иметь зна-чительные массы машин [1, с.253]. Таким образом, выбираем величину относительной вынуждающей силы Р/G = 6 или Р = 6G.
3.1.2. Определение суммарной вынуждающей
силы вибровозбудителя колебаний

В регулируемых вибровозбудителях величина центробежной силы при постоянной частоте вращения вала может регулироваться изменением эксцентриситета или массы дебаланса. Для раздвижных дебалансов (рис.1) суммарная вынуждающая сила определяется по формуле [1, с.375]:
(3.1)

где Q – вынуждающая сила одного дебаланса, Н;  - угол между осями де-ба-
лансов.
s = 52 мм Рис. 1. Виброэлемент с раздвижными дебалансами Вынуждающая сила Q одного дебаланса определяется по следующей формуле [1, с.374]:
(3.2)

где m – масса дебаланса, кг; z – эксцентриситет, т.е. радиус вращения цен-тра
тяжести массы дебаланса, м; w – угловая скорость вращения, опреде-ляю-
щаяся по формуле:
(3.3)

где f = (40…60)– частота колебаний плиты, масса которой 750кг [1, с.253],Гц.

при f = 40Гц W = 23,1440 = 251,2 рад/с
при f = 60Гц W = 23,1460 = 376,8 рад/с

Массу сдвинутых дебалансов можно определить по формуле:

(3.4)

где G – сила тяжести вибровозбудителя с плитой, Н; w – угловая ско-рость
вращения, рад/с; z – эксцентриситет дебаланса, который можно рас-
считать по следующей формуле [4, с.61]:
(3.5) где R – наружный радиус дебаланса, м; r – внутренний радиус дебаланса, м. Тогда масса сдвинутых дебалансов равна:

Таким образом, масса одного дебаланса равна m = 2,9 кг. Зная мас-су, эксцентриситет, частоту колебаний и угол между дебалансами, можно определить суммарную вынуждающую силу в начале уплотнения грунта и в кон-
це, по формуле ( 1 ):
в начале уплотнения грунта:

при f = 40Гц и  = 120
при f = 40Гц и  = 0
в конце уплотнения грунта:

при f = 60Гц и  = 120
при f = 60Гц и  = 0

3.1.3. Определение ширины дебаланса

Ширина дебаланса определяется по формуле:
(3.6)
где V – объем дебаланса, м3; F – площадь дебаланса, м2.

Объем дебаланса найдем по известной формуле:
(3.7)
где m – масса дебаланса, кг;  = 7800 - плотность стали, кг/м3 .

Площадь дебаланса определим по следующей формуле [4, с.60]:

(3.8)

где R – наружный радиус дебаланса, м; r – внутренний радиус дебаланса, м;
r1 – больший радиус ступицы дебаланса, м; r2 – меньший радиус сту-пицы
дебаланса, м;  = 105 - угол между гранями дебаланса (см. рис.1).
Таким образом, зная объем и площадь дебаланса найдем его ширину по формуле ( 6 ):

3.2. Определение контактных давлений под рабочим органом

Контактные давления, т.е. давления, развивающиеся на поверхности грунта под рабочим органом виброуплотняющей машины, изменяются во времени, в соответствии с колебаниями машины. Амплитудные значе-ния контактных давлений могут быть найдены по формуле [1, с.249]:
(3.9)

где kпр – коэффициент превышения, который берется из графика, получен-но-
го опытным путем (рис.2); F = LB = 0,650,38 = 0,25 – площадь кон-такта
виброплиты с грунтом, которая принимается из конструктивных со-обра-
жений , м2 .

Рис.2. Зависимость коэффициента превышения Kпр от относительной
вынуждающей силы
в начале уплотнения грунта:

при f = 40Гц и  = 120  = 5(10064,68 + 7500)/0,25 = 351293,6 Н/м2
при f = 40Гц и  = 0  = 4,6(20645,53 + 7500)/0,25 = 517877,7 Н/м2 в конце уплотнения грунта:

при f = 60Гц и  = 120  = 4,7(22645,53 + 7500)/0,25 = 566736 Н/м2
при f = 60Гц и  = 0  = 4(45291 + 7500)/0,25 = 844656 Н/м2
Сравним полученные значения с допускаемыми контактными давле-ниями, представленными в таблице 3 [1, с.224, с.361]. Таким образом, кон-тактные давления, развивающиеся на поверхности грунта под рабочим ор-ганом виброуплотняющей машины, не превышают допускаемых значений. Из этого следует, что верхняя часть уплотняемого слоя не будет разру-шаться. Таб-лица 3
Допускаемые значения контактных давлений в МПа,
при уплотнении слоев различных материалов.
Вид уплотняемого
материала В начале
уплотнения В конце
уплотнения
Щебеночное основание 0,6 – 0,7 3,0 – 4,5
Асфальтобетон горячий 0,4 – 0,5 3,0 – 3,5
Грунты
Малосвязные (песчаные) 0,3 – 0,4 0,6 – 0,7
Средней связности 0,7 – 0,9 1,1 – 1,2
Высокой связности 1,2 – 1,4 1,9 – 2,0

3.3. Определение толщины уплотняемого слоя

Глубина активной зоны h зависит от поперечных размеров плиты в плане, величины напряжения, скорости изменения напряженного состоя-ния, а также от вида и влажности грунта, и может быть определена по формуле [1, с.225]:
(3.10)

где  = 1,1 – коэффициент, зависящий от скорости изменения напряженно-го
состояния[1, с.225]; Вmin – минимальный поперечный размер поверхно-сти
контакта рабочего органа машины с уплотняемым грунтом, м;
W/Wo = 0,9 – отношение влажности к оптимальной влажности грун-та
[1, с.222];  = 3,65 – коэффициент для связных грунтов.
а) толщина уплотняемого слоя малосвязного грунта

в начале уплотнения:

при f = 40Гц и  = 120 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(351293,6/400000) ) = 0,61 м
при f = 40Гц и  = 0 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(517877,7/400000) ) = 0,63 м в конце уплотнения:

при f = 60Гц и  = 120 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(566736/700000) ) = 0,6 м
при f = 60Гц и  = 0 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(844656/700000) ) = 0,63 м

б) толщина уплотняемого слоя среднесвязанного грунта

в начале уплотнения: при f = 40Гц и  = 120 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(351293,6/800000) ) = 0,51 м
при f = 40Гц и  = 0 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(517877,7/800000) ) = 0,58 м

в конце уплотнения:

при f = 60Гц и  = 120 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(566736/1200000) ) = 0,53 м
при f = 60Гц и  = 0 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(844656/1200000) ) = 0,59 м

в) толщина уплотняемого слоя высоко связанного грунта

в начале уплотнения:

при f = 40Гц и  = 120 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(351293,6/1300000) ) = 0,4 м
при f = 40Гц и  = 0 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(517877,7/1300000) ) = 0,49 м в конце уплотнения:

при f = 60Гц и  = 120 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(566736/2000000) ) = 0,41 м
при f = 60Гц и  = 0 h = 1,10,650,9(1-exp-3,65(844556/2000000) ) = 0,5 м

Из приведенного выше решения видно, что спроектированная кон-струкция при уплотнении малосвязанного, среднесвязанного и высокосвя-занного грунта будет действовать эффективно. При уплотнении щебенча-того основания и асфальтобетона виброуплотнительная машина будет дей-ствовать эффективно только в начале уплотнения, а в конце уплотнения, рекомендуется использовать другие дорожные машины, которые будут соответствовать требованиям строительства.
Все рассчитанные параметры, при которых наиболее эффективно уплотняется грунт без его разрушения, можно свести в таблицу 4.

Таб-лица 4
Рекомендуемые параметры рабочего органа
при уплотнении различных грунтов
Вид уплотня-
емого грунта В начале уплотнения В конце уплотнения
 f,Гц Р,Н /[р],МПа h,м To,ч  f,Гц Р,Н /[р],МПа h,м To,ч
Малосвязный 120 40 10064,68 0,35/0,3-0,4 0,61 1500 120 60 22645,53 0,56/0,6-0,7 0,6 1500
Средней
связности
0
40
20129,4
0,52/0,7-0,9
0,58
1500
0
60
45291
0,85/1,1-1,2
0,59
2000
Высокой
связности
0
40
20129,4
0,52/1,2-1,4
0,49
1500
0
60
45291
0,85/1,9-2,0
0,5
2000

3.4. Определение продолжительности вибрирования

Чем больше масса машины, тем предельная плотность грунта, соот-ветствующая его параметрам, достигается за более короткое время. При прочих равных условиях время уплотнения будет меньше, когда парамет-ры вибровозбудителей (вынуждающая сила, масса и частота колебаний) соответствуют их оптимальным значениям. Необходимую продолжи-тельность уплотнения можно найти, пользуясь формулой [1, с.254]:
(3.11)

где f – частота колебаний, Гц; с – необходимое для доведения грунта до тре-
буемой плотности число повторностей приложения нагрузки, кото-рое
находится в пределах (1,5  5)103 [1, с.254].

при f = 40Гц t = 2103/40 = 50 c.
при f = 60Гц t = 2103/60 = 33,3 c.

3.5. Определение сопротивления перемещению

Сопротивление перемещению поверхностного вибровозбудителя может быть определено по формуле [1, с.252]:
(3.12)

где  = 0,5 – коэффициент сопротивления перемещению [1, с.252]; G – си-ла
тяжести вибровозбудителя с плитой и гидромотором, Н.

3.6. Определение производительности

Производительность одной виброуплотняющей плиты может быть определена по формуле [1, с.254]:
(3.13)
где (В – 0,2) – ширина виброуплотняющей плиты, с учетом перекрытия следа
предыдущего прохода, м; v = 500 – скорость движения машины (по реко-
мендациям ОАО “ЛТЗ”), м/ч; hср – средняя толщина уплотняемого слоя в
плотном теле, м; n – необходимое число проходов; в = 0,70,8 – ко-эффи-
циент использования машины по времени, с учетом поворотов.

Таким образом, производительность трех виброплит будет равна:

П = 345 = 135 м3/ч.

4. ВЫБОР, РАСЧЕТ И ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ
ГИДРОПРИВОДА

4.1. Определение числа оборотов гидромотора

По известной частоте вибрации (40 и 60Гц), определим числа обо-ротов гидромотора по следующей формуле:
(4.1)

где f – частота вибрации, Гц.

4.2. Определение мощности, затрачиваемой на привод
виброуплотнителей

Мощность, затрачиваемая на привод одного виброуплотнителя опре-делим по формуле [2, с.276]:
(4.2)

где nN – коэффициент, определяется экспериментально, как отношение не-обходимой для привода виброуплотнителя мощности Nв к общей вы-нуждающей силе Р (nN = 2,2  3 кВт/10кН); Р – вынуждающая си-ла, кН.

а) при f = 60Гц;  = 0; Р = 45,3 кН

б) при f = 60Гц;  = 120; Р = 22,65 кН

в) при f = 40Гц;  = 0; Р = 20,13 кН

г) при f = 40Гц;  = 120; Р = 10,065 кН

Следовательно, мощность затрачиваемая на привод трех виброплит для различных случаев будет равна:
(4.3)

а) при f = 60Гц;  = 0; Р = 45,3 кН

б) при f = 60Гц;  = 120; Р = 22,65 кН

в) при f = 40Гц;  = 0; Р = 20,13 кН

г) при f = 40Гц;  = 120; Р = 10,065 кН

Дальнейший расчет параметров гидропривода будет вестись по большей мощности т.е. = 40,8 кВт.
4.3. Определение подачи насоса

Если известна мощность, затрачиваемая на привод виброуплотните-лей и рабочее давление в гидросистеме трактора, то подачу насоса можно определить по следующей формуле [3, с.267]:
(4.4)

где – мощность, затрачиваемая на привод виброуплотнителей, Вт; - объемный кпд насоса; – кпд трубопроводов; = 12500000 – рабо-
чее давление в гидросистеме трактора ЛТЗ – 155, Па.

4.4. Определение рабочего объема насоса Рабочий объем аксиально – поршневого насоса определим по фор-муле:
(4.5)

где Qн – подача насоса, м3/с; nн – число оборотов насоса, равное числу оборотов вала отбора мощности, об/мин; он – объемный кпд насоса.

4.5. Определение расхода рабочей жидкости,
подводимой к одному гидромотору

Рассчитаем расход масла, который подводится к одному гидромото-ру по следующей формуле:
(4.6)

где Qн – подача насоса на три гидромотора, м3/с.

4.6. Определение рабочего объема гидромотора

Рабочий объем гидромотора определим по формуле:

(4.7)

где Qм – расход масла, подводимый к гидромотору, м3; ом – объемный кпд гидромотора; nм – число оборотов гидромотора, об/мин. 4.7. Выбор гидромоторов и насоса

По рассчитанным параметрам подберем марку насоса и гидромото-ров, установленных для привода виброуплотнителей, а так же уточним их технические характеристики.
Выбор марки насоса и гидромотора при расчете гидросистемы осу-ществляется по техническим характеристикам (см. приложение 1). На ос-новании этого выбираем нерегулируемый гидромотор марки 210.16 и не-регулируемый насос следующей марки 311.32. Эти насос и гидромотор являются аксиально – поршневыми и имеют ряд преимуществ: стабиль-ность параметров при длительной эксплуатации на высоких давлениях, высокие объемный и механический кпд, жесткость характеристик и устой-чивость к внешним воздействиям, малая чувствительность к высоким тем-пературам, достаточная долговечность при соблюдении требуемых усло-вий эксплуатации. К недостаткам этих насосов можно отнести высокую стоимость, необходимость весьма точной установки их на машинах, по-вышенные требования к тонкости фильтрации рабочей жидкости, худшую всасывающую способность,чем у шестеренных насосов при низких темпе-ратурах.

4.8. Выбор диаметра трубопровода

Определение диаметра трубы основывается на рекомендованных значениях [4, табл.3], в зависимости от действующего рабочего давле-ния в гидросистеме трактора ЛТЗ – 155. На основании этого выбираем диаметр трубы равный d = 12 мм и толщину стенки S = 1 мм. Мате-риал трубы –
Сталь 10.
4.9. Определение объема гидробака

Вместимость гидробаков, форма, месторасположение на машине, не-которые конструктивные особенности оказывают существенное влияние на работоспособность гидравлического привода. Опыт эксплуатации гидро-фицированных машин показал, что завышение или занижение объема бака снижает эффективность применения гидропривода. Однако до настоящего времени не разработано рекомендаций по расчету и проектированию гид-робаков.
Предварительно выбирают вместимость по следующему закону:
(4.8)

где Qн – минутная подача насоса, м3/мин

Так как гидросистема является закрытой и жидкость циркулирует по замкнутому контуру, то объем бака можно уменьшить примерно в два ра-за и принять объем равный Vб = 0,12 м3.

4.10. Выбор марки фильтров

В рабочей жидкости всегда присутствуют в определенном количестве твердые механические примеси. Попадая в зону трения, абразивные части-цы способствуют интенсивному разрушению трущихся деталей и, в конеч-ном итоге, приводят к преждевременному выходу из строя гидрооборудо-вания.
Для очистки рабочей жидкости от механических примесей в гидро-приводе машин применяют различные фильтрующие устройства (филь-тры). Основными параметрами фильтров являются условный проход Dy, номинальное давление Рном и номинальная тонкость фильтрации. По рас-считанным параметрам гидропривода, подберем нужный фильтр по (см. приложение 2).
Сравнив параметры, выберем фильтр марки 1.1.20 – 10/200.

4.11. Выбор марки дросселя

Дроссели предназначены для регулирования потока рабочей жид-кости, подаваемой к гидродвигателям. Дроссели могут быть регулируе-мые, в которых изменяется сопротивление потоку жидкости, и нерегулиру-емые, в которых сопротивление остается постоянным. В гидросистеме привода вибровозбудителей используется регулируемый дроссель, марку которого подберем по расходу жидкости в соответствии с технической ха-рактеристикой (см. приложение 3). Таким образом, выбираем дроссель марки ДР – 32.

4.12. Выбор марки гидрораспределителя

Гидрораспределители предназначены для изменения направления движения потока жидкости с целью обеспечения включения реверса и остановки гидродвигателей. По гидравлической схеме распределители яв-ляются самыми сложными гидроаппаратами, но принцип действия их весьма прост. Он основан на соединении одной полости гидродвигателя с напорной линией насоса и одновременным соединением другой полости со сливной линией и гидробаком. В гидроприводе установлен трехпозицион-ный распределитель с ручным управлением. По расходу жидкости и дав-лению в гидроприводе, определим марку распределителя в соответствии с технической характеристикой (см. приложение 4). Этим данным соответ-ствует распределитель марки Р – 25.
4.13. Выбор марки теплообменника

Теплообменники (калориферы) предназначены для охлаждения ра-бочей жидкости и стабилизации температуры в гидросистеме. Теплооб-менник можно подобрать, зная количество отводимого тепла, которое можно определить по следующей формуле:

(4.9)

где  - плотность масла марки ВМГЗ (см. приложение 5); Qн – подача насо-са, м3/с; c – теплоемкость масла (см. приложение 5), Дж/кгград; t1 – начальная температура масла, град; t2 – конечная температура масла, град.

Таким образом, зная количество отводимого тепла, можно подо-брать теплообменник по его технической характеристике (см. приложение 6). Марка теплообменника следующая: КМ6 – СК –2.01А.

4.14. Подбор рукавов высокого давления

Рукава, армированные металлической высокопрочной проволокой, изготавливают для высокого (до 16 МПа) и сверхвысокого (до 25 и 32 МПа) давления. Соединительные элементы этих рукавов с другим гидро-оборудованием унифицированы. По технической характеристике рукавов высокого давления [3, табл. 67] подберем нужный нам рукав РВД Z16 – 20. Соединение трубопровода и рукавов высокого давления осуществля-ется с помощью штуцеров. Опыт эксплуатации гидрофицированных ма-шин показывает, что нарушение трубопроводов происходит в местах их наибольшей кривизны и вблизи штуцеров.
4.15. Расчет привода насоса

4.15.1. Определение передаточного отношения

Передаточное отношение редуктора определяется по формуле [5, с. 291]:
(4.10)

где nвх = 751 – частота вращения ведущего вала, об/мин (из кинемати-чес-кой схемы трактора); nвых – частота вращения ведомого вала, об/мин.

4.15.2. Определение вращающих моментов

Зная мощность, затрачиваемую на привод виброплит Nв.о = 40,8 кВт (см. п. 4.2.), увеличим ее значение на 15 – 20% для повышения надежности гидравлического привода (т.к. в системе могут быть утечки рабочей жид-кости, что в свою очередь может привести к потере передаваемой мощно-сти) и получим мощность, по которой будем вести расчет редуктора (при-вод насоса); а так же зная угловую частоту вращения ведомого вала, мож-но найти момент на этом валу по следующей формуле [5, с. 291]:
(4.11)
где N = 47,8 – мощность, требуемая для привода насоса, кВт; вых – угло-вая частота ведомого вала, которая определяется по формуле вых = n/30 = 3,141000/30 = 104,67с-1 . Тогда момент на ведущем валу, определим с помощью передаточно-го отношения по формуле [5, с.291]:
(4.12)
где Т2 – момент на ведомом валу, кНм; i – передаточное отношение.

4.15.3. Расчет зубчатых колес редуктора
4.15.3.1. Выбор марки и термообработки стали

Для шестерни и колеса выберем легированную сталь улучшенного качества марки 20ХН3А. Термообработка шестерни и колеса - нитроце-ментация. Твердость колеса 60HRC, шестерни 63HRC.
4.15.3.2. Определение допускаемых контактных давлений

Допускаемые контактные напряжения определяются по фор-муле
[5, с. 292]:
(4.13)
где нlimв = 23HRC – предел контактной выносливости при базовом числе циклов [5, табл.3.2] для легированных сталей с твердостью по-верхностей зубьев HRC > 56 и термической обработкой нитроцемен-тация; Кнl – коэффициент долговечности; [Sн ] – коэффициент безопас-ности.

4.15.3.3. Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние определяется из условия контактной вынос-ливости активных поверхностей зубьев по формуле [5, с.293]:
(4.14)
где i – передаточное отношение; [н]к – допускаемое контактное напряже-ние на колесе, МПа; Т1 – вращающий момент на ведущем валу, Нм; Кн – коэффициент расположения колес относительно опор;ва = в/аw = 0,25 –
коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 аw = 112 мм. Нормальный модуль равен mn = 4,5 мм в соответ-ствии с ГОСТ 9563 – 60.

4.15.3.4. Определение суммарного числа зубьев

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяется по формуле [5, с.293]:
(4.15)
где аw – межосевое расстояние, мм; mn – нормальный модуль. 4.15.3.5. Определение чисел зубьев шестерни и колеса

Число зубьев колеса определим по известной формуле:
(4.16)
где Z – суммарное число зубьев; i – передаточное отношение. Число зубьев шестерни:

4.15.3.6. Определение делительных диаметров

Делительные диаметры шестерни и колеса определим по фор-муле [5, с. 293]:
(4.17)
где z – число зубьев шестерни или колеса; mn – модуль, мм.

4.15.3.7. Определение вершин зубьев

Вершины зубьев определим по формуле [6, с. 293]:

(4.18)
где d – делительный диаметр, мм; mn – модуль, мм.

4.15.3.8. Определение ширины зубчатых колес

Ширина колеса определится по формуле [5, с. 294]:

(4.19)
где ва – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию; аw – ме-жосевое расстояние, мм. Ширина шестерни: вш = 40+5 = 45 мм Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру с помощью формулы [5, с. 294]:
(4.20)

где вш – ширина шестерни, мм; dш – делительный диаметр шестерни, мм.

4.15.3.9. Определение окружной скорости колес

Окружная скорость колес определится по формуле [5, с. 294]:

(4.21)

где вх – угловая скорость колеса, с-1; dк – делительный диаметр колеса, мм.

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 9 – ю степень точности.
4.15.3.10. Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила Ft определяется по формуле [5, с.294]:

(4.22)

где Т1 – момент на входном валу, Нмм; dк – делительный диаметр колеса, мм. Осевая сила Fr определится по формуле [5, с.294]:
(4.23)

4.15.3.11. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным до-пускаемым напряжениям.
а) ведущий вал:
- диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [к] = 25 МПа по формуле [5, с.296]:
(4.24)
где Т1 – момент на ведущем валу, Нмм. Принимаем диаметр вала под подшипниками dп1 = 45 мм, а под зуб-чатым колесом dз1 = 50 мм.
б) ведомый вал:
- диаметр выходного конца вала определим по формуле (4.24):

Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2 = 40 мм, под зубча-тым колесом dз2 = 52 мм. Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений.

4.15.4. Проверка долговечности подшипников
4.15.4.1. Проверка долговечности подшипников на ведущем валу

Из предыдущих расчетов имеем Ft = 9318 H, Fr = 3391,7 Н.

Реакции опор:
- в плоскости XZ составим уравнение моментов:

(4.25)
(4.26) Рис. 4. Расчетная схема ведущего вала

Преобразуем, вышеприведенные уравнения и получим следующий ре-зультат:

- в плоскости YZ составим уравнение моментов:

(4.27)
(4.28)
Преобразуем, эти выражения и получим следующий результат: Суммарные реакции определятся следующим образом:

(4.29)

(4.30)

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2. Намечаем роликовые радиальные подшипники 42209: d = 45 мм; D = 85 мм; В = 19 мм; C = 60,5 кН и Со = 35 кН. Эквивалентная нагрузка определится по формуле [5, с. 215]:
(4.31)
где Рr2 – радиальная нагрузка, Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); K = 1,3 - коэффициент безопасности; Кт = 1 – температурный коэффициент. Расчетная долговечность L определится по формуле [5, с.305]:

(4.32)
где С – динамическая грузоподъемность, Н; Рэ – эквивалентная нагрузка, Н.

Расчетная долговечность Lh определяется по формуле [5, с.305]:
(4.33)
где n – частота вращения ведущего вала, об/мин.

4.15.4.2. Проверка долговечности подшипников на ведомом валу
Рис.5. Расчетная схема ведомого вала

Реакции опор:
- в плоскости XZ составим уравнение моментов:

(4.34) (4.35)

Преобразуем, вышеприведенные уравнения и получим следующий результат: - в плоскости YZ составим уравнение моментов:

(4.36) (4.37)

Преобразуем, вышеприведенные уравнения и получим следующий результат:

Суммарные реакции определим следующим образом:

(4.38)

(4.39)

Подбираем подшипник на 1 опору. Намечаем шариковый радиаль-ный подшипник 115: d = 75 мм; D = 115 мм; В = 20 мм; С = 39,7 кН и Со = 26 кН.
Эквивалентная нагрузка определится по формуле [5, с.215]:

(4.40)

где Рr1 – радиальная нагрузка, Н; V = 1 (вращается внутреннее коль-цо подшипника); K = 1,3 – коэффициент безопасности; Кт = 1 – темпе-ратурный коэффициент.

Расчетную долговечность L определим по формуле (4.32):

Расчетную долговечность Lh определим по формуле (4.33):

Подбираем подшипник на 2 вторую опору. Намечаем шариковый радиальный подшипник 408: d = 40 мм; D = 110 мм; В = 25 мм; С = 63,7 кН и Со = 36,5 кН.
Эквивалентную нагрузку определим по формуле (4.40):

Расчетную долговечность L определим по формуле (4.32):

Расчетную долговечность Lh определим по формуле (4.33):

4.15.5. Проверка долговечности подшипников на валу дебалансов

Определим реакции опор для четырех случаев нагружения вала:

а) при Q = 22645,5 Н; f = 60Гц;  = 0:

(4.41)

 

б) при Q = 11322,75 Н; f = 60Гц;  = 120:

Рис.6. Расчетные схемы вала вибровозбудителя

в) при Q = 10064,7 Н; f = 40Гц;  = 0:

г) при Q = 5032,35 Н; f = 40Гц;  = 120:

Предварительно намечаем роликовый конический однорядный подшипник 7611 Н:d = 55 мм; D = 120 мм; B = 43 мм; Т = 45,5 мм; С = 145,2 кН.
Определим эквивалентную динамическую нагрузку так же для че-тырех случаев нагружения по формуле (4.40):
а) при Q = 22645,5 Н; f = 60Гц;  = 0:

б) при Q = 11322,75 Н; f = 60Гц;  = 120:

в) при Q = 10064,7 Н; f = 40Гц;  = 0:

г) при Q = 5032,35 Н; f = 40Гц;  = 120:

Продолжительность работы вибровозбудителя Lh = 10000 ч. На ос-новании, этого общую продолжительность работы разделим для четырех режимов работы:
а) при Р = 45291 Н; f = 60Гц;  = 0:

б) при Р = 22645,53 Н; f = 60Гц;  = 120:

в) при Р = 20129,4 Н; f = 40Гц;  = 0:

г) при Р = 10064,68 Н; f = 40Гц;  = 120:

Определим число оборотов вала L на каждом режиме работы по формуле [6, с.82]:
(4.42)
где ni – частота вращения вала для каждого режима работы, об/мин; Lhi – про- должительность работы на каждом режиме, ч.
а) при Р = 45291 Н; f = 60Гц;  = 0:

б) при Р = 22645,53 Н; f = 60Гц;  = 120:

в) при Р = 20129,4 Н; f = 40Гц;  = 0:

г) при Р = 10064,68 Н; f = 40Гц;  = 120:

Тогда суммарная продолжительность работы подшипника в млн.об. определится следующим образом:
(4.43)

С помощью рассчитанных выше параметров определим коэффици-ент режима по формуле [6, с.82]:
(4.44)

Найдем приведенную эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник по формуле [6, с.82]:
(4.45)
где Рэ1 – эквивалентная динамическая нагрузка на 1 режиме работы, Н; Кр –коэффициент режима. По необходимой долговечности подшипника L используя [5. табл.9.25.] найдем отношение С/Р (где С – грузоподъемность подшипни-ка). Зная это отношение, определим необходимую динамическую грузо-подъемность подшипника по формуле [6, с.83]:
(4.46)

По данным каталога проверим приемлемость предварительно вы-бранного типоразмера подшипника. При этом должно соблюдаться усло-вие: расчетное значение грузоподъемности меньше или равно значению, указанному в каталоге. Таким образом, 142,35 кН  145,2 кН, а это зна-чит, что оставляем заранее намеченный конический роликовый подшипник 7611Н.

5. РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ

5.1. Расчет на прочность трубопроводов

Определим допустимое напряжение разрыва трубы по формуле:

(5.1)

где р – максимальное давление жидкости, кг/см2; d – диаметр трубопрово-да, см; S – толщина стенки, см.

Рассчитаем минимально допустимую толщину стенки по формуле:

(5.2)

где d – диаметр трубопровода, см; р – допустимое напряжение разрыва, кг/см2; р – максимальное давление жидкости, кг/см2.

5.2. Расчет на прочность зубчатых колес

Определим коэффициент нагрузки Кн по формуле [5, с.294]:

(5.3)

где Кн = 1,1 – при твердости НВ > 350 и нессиметричном расположении колес относительно опор, и при вd = 0,48 по [5, табл.3.5]; Кн = 1 – при  = 5,13 м/с и 9 –й степени точности по [5, табл.3.6]; Кн = 1 по [5, табл.3.4] Проверим величину расчетного контактного напряжения по форму-ле [5, с.294]:
(5.4)

где аw – межосевое расстояние, мм; Т1 – момент на ведущем валу, Нм; i – пе-редаточное отношение; вк – ширина колеса, мм. Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по форму-ле
[5, с.294]:
(5.5)

где КF = КFКF = 1,151,25 = 1,4375 – коэффициент нагрузки;YF – коэф-фици-
ент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа
зубьев; Ft – окружная сила, Н; Y = 1 ; КF = 4 + ( - 1)/(n – 5)/4 - для
средних значений коэффициента торцового перекрытия  = 1,5 и 9 – й
степени точности КF = 0,92.
Определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса по фор-муле [5, с.295]:
(5.6)

где Flim = 950 МПа по [5, табл.3.9.]; [SF] = [SF]’[SF]” – коэффициент без-опас-ности [SF] = 1,55.
для шестерни
для колеса
Проверим прочность зуба по формуле (5.5):

Условие прочности выполнено.

5.3. Расчет на прочность валов редуктора

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по сим-метричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульси-рующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допуска-емыми) значениями. Прочность соблюдена при s  [ s ].
Ведущий вал (см. рис. 4):

материал вала тот же, что и для зубчатых колес, т.е. сталь 20ХН3А, тер-мическая обработка – закалка. По [5, табл. 33] при диаметре заготовки до 60 мм
среднее значение в = 980 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определим по формуле [5, с.311]:
(5.7)

где в – предел прочности, МПа. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напря-жений определим по формуле [5, с.311]:
(5.8)

Сечение А – А. Диаметр вала в этом сечении равен 50мм. Концен-трация напряжений обусловлена наличием шлицев[5, табл.8.6.]: К = 1,7; К = 1,55; масштабные факторы  = 0,7;  = 0,7; коэффиценты   0,3;   0,1. Крутящий момент Т = 608 Нм.
Изгибающий момент (суммарный) определим по формуле:
(5.9)

где Мх – изгибающий момент в горизонтальной плоскости; Мy – изгибаю-щий момент в вертикальной плоскости (см. рис.4). Момент сопротивления кручению (d = 50 мм; в = 5 мм; t = 2,5 мм) определим по формуле [5, c.313]:
(5.10)
где d – диаметр вала, мм; в – ширина зуба (впадины), мм; t – глубина впа-дины, мм; n – число шлицев. Момент сопротивления изгибу определим по формуле [5, с.313]:
(5.11) Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим по формуле [5, с.314]:
(5.12)

где Т1 - момент на ведущем валу, Нмм; Wк нетто – момент сопротивления кручению, мм3.

Амплитуда нормальных напряжений определяется по следующей формуле [5, с.314]:
(5.13)

где Мизг – суммарный изгибающий момент, Нмм; Wнетто – момент сопро-тивления изгибу, мм3. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям опре-деляется по формуле [5, с.314]:
(5.14)
где -1 – предел выносливости, МПа; К = 1,7 – коэффициент; ампли-туда нормальных напряжений, МПа;  = 0,7 – масштабный фактор;  = 0,3 – коэффициент; m = 0 – среднее напряжение цикла касатель-ных напряжений, МПа. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям опре-делим по формуле [5, с.314]:
(5.15)

где -1 – предел выносливости, МПа; K = 1,55 – коэффициент;  - ампли-туда касательных напряжений, МПа;  = 0,7 – масштабный фактор;  = 0,1 – коэффициент; m – среднее напряжение цикла касательных напряжений.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А – А определим по формуле [6, с.314]:
(5.16)

где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Сечение Б – Б. Диаметр вала в этом сечении равен 36 мм. Концен-трация напряжений обусловлена наличием шлицев.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим по формуле (5.12): Момент сопротивления кручению определим (d = 36 мм; t = 2 мм; в = 6 мм) по формуле (5.10):

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (К = 2,65;  = 0,75; = 0,1) определим по формуле (5.15):

ГОСТ 16162 – 78 указывает на то, что конструкция редукторов предусматривает возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на валу должна быть при 25103  Тб  250103 Нм.
Определим изгибающий момент от консольной нагрузки по выше приведенной формуле: Момент сопротивления изгибу определим по формуле (5.11):

Амплитуда нормальных напряжений определяется по формуле (5.13):

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям опре-делим по формуле (5.14): Результирующий коэффициент запаса прочности определим по фор-муле (5.16): Проверять прочность в сечении В – В (см. рис. 4) нет необходимо-сти, т.к. там диаметр вала больше, и следовательно прочнее. Ведомый вал можно так же не проверять на прочность, т.к. он аналогичен ведущему, и вдобавок крутящий момент там меньше, а нагрузки действующие на него приблизительно одинаковы.

5.4. Расчет на прочность вала вибровозбудителя

При проектном расчете предварительно определяется диаметр вала, исходя из статической прочности, по максимальному расчетному моменту Трmax по заниженным допустимым касательным напряжениям [].
Определим крутящие Трmax и изгибающие Мизг моменты для четырех режимов работы вибровозбудителя, используя при этом расчетные схемы вала (см. рис. 6).
а) при Q = Rа= 22645,5 Н; f = 60 Гц;  = 0; (см. рис. 6,а):

б) при Q = Rа = 11322,75 Н; f = 60 Гц;  = 120; (см. рис. 6,б):

в) при Q = Rа = 10064,7 Н; f = 40 Гц;  = 0; (см. рис. 6,в):

г) при Q = Rа = 5032,35 Н; f = 40 Гц;  = 120; (см. рис. 6,г): Зная теперь максимальный расчетный момент Тр1 = 1245,5 Нм, мож-но посчитать предварительный диаметр вала по формуле [7, с.6]:
(5.17)

где dн – наружный диаметр вала, м; К1 – отношение внутреннего диаметра к наружному, для сплошного вала К1 = 0. При проверочном расчете задаемся следующими данными: dн = 0,06 м и К1 = 0,5. Моменты сопротивления сечения вала кручению Wкр и изгибу Wи найдем по следующим формулам [7, с.6]:
(5.18)
(5.19)

где dн – диаметр вала, м; К1 = 0,5 – отношение внутреннего диаметра к наружному.

Нормальные ji и касательные ji напряжения, действующие в сечении на i режиме работы можно определить по следующим формулам [7, с.7]:
(5.20)
(5.21)

где Мi и Трi – соответственно изгибающий и крутящий моменты на i ре-жиме работы, Нм. Эквивалентные нормальные э и касательные э напряжения опреде-ляются по формулам [7, с.7]:
(5.22)
(5.23)
где No = 85106 – базовое число циклов нагружения; с = 9 – показатель степени кривой усталости; Нi – время работы вала на i режиме, час; nдн – частота вращения вала двигателя на номинальном режиме, об/мин; Ui = 1 – передаточное число.
Если неравенство не соблюдается, то принимают:

Таким образом, из вышеприведенного решения видно, что условие не выполняется. Значит э = 1 = 65,9 МПа и э = 1 = 0,95 МПа [7, с.7]:
Для изготовления вала выбираем Сталь 40Х , с пределом прочности в = 930 МПа и термообработкой – закалка. Предел выносли-вости материала при симметричном соответственно кручении и изгибе найдем по формулам (5.7) и (5.8): Запас прочности по касательным S и нормальным S напряжениям определим по формулам (5.14) и (5.15): Результирующий запас прочности S определим по известной нам формуле (5.16):

5.5. Расчет на прочность шлицев

Шлицы проверяют на смятие по формуле [5, с.171]:
(5.24)

где Т – передаваемый вращающий момент, Нм; z – число шлицев; Асм – рас-счетная поверхность смятия, мм; Rср – средний радиус, мм; [см] = 100 МПа –допускаемое напряжение [5, с.175].
Ведущий вал. Определим расчетную поверхность смятия пря-мобочных шлицев посадочного конца вала по формуле [5, с.175]:
(5.25)

где L – длина ступицы, мм; f – ширина фаски, мм.

Средний радиус определяется по формуле [5, с.175]:

(5.26)

где D – наружный диаметр, мм; d – внутренний диаметр, мм.

Определим расчетную поверхность смятия эвольвентных шлицев под зубчатым колесом по формуле [5, с.175]:
(5.27)

где m – модуль, мм; l – длина ступицы, мм.

Средний радиус определим по формуле (5.26):

Ведомый вал. Определим расчетную поверхность смятия шлицев под зубчатым колесом по формуле (5.27):

Средний радиус определим по формуле (5.26):

Определим расчетную поверхность смятия шлицев на выходном конце вала по формуле (5.25):

Средний радиус определим по формуле (5.26):

 

Таким образом, условие прочности для всех шлицев выполнено.

6. РАСЧЁТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ Рассчитаем размерную цепь с помощью метода максимума – мини-мума. Этот метод обеспечивает полную взаимозаменяемость. В его основу положен принцип возможности одновременного сочетания предельных значений увеличивающих и уменьшающих размеров, приводящий к наиболее неблагоприятным условиям сборки, т.е. все увеличивающие зве-нья имеют наибольшие значения, а уменьшающие звенья – наименьшие, и наоборот. Если при этих условиях возможна сборка узла механизма, то данный метод гарантирует 100% - ную собираемость.
Метод максимума – минимума содержит два способа расчета: способ равных допусков и способ одного квалитета.
Рассчитаем размерную цепь на сборку вибровозбудителя способом одного квалитета. Рис. 7. Расчетная схема размерной цепи вибровозбудителя

Увеличивающие звенья:

А1, А3 – ширина прокладки;

А2 – длина корпуса вибровозбудителя.

Уменьшающие звенья:

А4, А11 – расстояние от стенки крышки до подшипника;

А5, А10 – ширина подшипника;

А6, А9 – ширина колец;

А7, А8 – ширина дебаланса.

Замыкающее звено:

АΔ – зазор между кольцом и дебалансом.

На замыкающее звено АΔ, исходя из условий правильного функцио-нирования вибровозбудителя, задаем допуск Т = 0,9 мм. Этот допуск обусловлен тем, что металл имеет свойство расширяться и сужаться, по-этому нужно обеспечить постоянный зазор между дебалансом и кольцом, который нужен для того, чтобы один из дебалансов мог свободно переме-щаться на величину этого зазора тогда, когда дебалансы начинают раз-двигаться.
Способ одного квалитета применяется, если размеры всех составля-ющих звеньев могут быть с допусками по одному квалитету. На первом этапе расчетов принимается, что допуски составляющих звеньев опреде-ляются по одному квалитету, который определяется по среднему числу единиц допуска [8, с.6]:
(6.1)
где Т – допуск замыкающего звена, мкм; m – количество увеличиваю-щих звеньев; n – количество уменьшающих звеньев; ji – единица до-пуска на размер [8, табл.1], мкм.

Далее по [8, табл.1] назначаем 10 квалитет всех звеньев по стандарт-ному ближайшему значению аср числа единиц допуска и стандартные ближайшие допуски составляющих звеньев.

ΔА1 = 0,04 мм; ΔА2 = 0,185 мм; ΔА3 = 0,04 мм; ΔА4 = 0,048 мм; ΔА5 = 0,1 мм;
ΔА6 = 0,058 мм; ΔА7 = 0,12 мм; ΔА8 = 0,12 мм; ΔА9 = 0,058 мм; ΔА10 = 0,1 мм;
ΔА11 = 0,048 мм.
После назначения допусков проверим, выполняется ли следующее условие [8, с.6]:
(6.2)
где Тi – стандартные допуски составляющих звеньев, мм; Т – допуск ис-ход- ного звена, мм. Условие не выполняется. Уменьшим допуск размера А9 на 0,017 мм, назначая его не стандартным, т.е. ΔА9 = 0,041 мм.
После проверки и корректировки допуска проверим размеры по ос-новному уравнению размерной цепи для средних отклонений [8, с.8]:
(6.3)
где Есiув, Есiум – средние отклонения увеличивающих и уменьшающих зве-ньев, мм; Ес – среднее отклонение замыкающего звена, мм. Таким образом, окончательные размеры составляющих звеньев бу-дут выглядеть следующим образом:

А1 = 1,5+0,04 мм; А2 = 220+0,185 мм; А3 = 1,5+0,04 мм; А4 = 5,5-0,048 мм;
А5 = 45-0,1мм; А6 = 8-0,058 мм; А7 = 52-0,12 мм; А8 = 52-0,12 мм;
А9 = 7-0,041 мм; А10 = 45-0,1 мм; А11 = 5,5-0,048 мм.

7. ОЦЕНКА НАДЕЖНОСТИ СПРОЕКТИРОВАННОЙ
КОНСТРУКЦИИ

Любая машина состоит из отдельных сборочных единиц, каждая из которых имеет определенное назначение, т.е. выполняет вполне опреде-ленные функции. В процессе эксплуатации машины надежность, заложен-ная в ней при конструировании и изготовлении, снижается вследствие воз-никновения различных неисправностей. Об исправной работе машины обычно судят по ее рабочим характеристикам: мощности, тяговом усилии, производительности, кпд, уровню шума, вибрации и т.п. Всякое отклоне-ние свидетельствует о наличии той или иной неисправности в машине.
Всякая сборочная единица состоит из отдельных сопряжений. Неис-правности сопряжения проявляются в нарушении посадки, другими сло-вами, в нарушении заданных зазоров в подвижных сопряжениях и натягов в неподвижных. Так, падение производительности масляного насоса может быть следствием увеличения зазоров между торцевыми поверхностями шестерен, крышки и корпуса. В свою очередь, всякое нарушение посадки обусловлено изменениями в размерах и форме деталей. Отсюда можно сделать вывод, что любая рассматриваемая неисправность в машине явля-ется следствием изменения, происшедшего в рабочих характеристиках де-талей. Эти изменения могут проявляться в изменениях конструктивных размеров деталей, качества их поверхностей, физико – механических свойств материала. Наиболее часто неисправности возникают вследствие изменения размеров и формы (некруглости, нецилиндричности) посадоч-ных поверхностей деталей. Так как влияние этих изменений на работу всей машины легче проследить и изучить на простейшем элементе машины, ка-ковым является сопряжение пары деталей, то в основу изучения неисправ-ностей машин положено изучение неисправностей отдельных типовых со-пряжений. Надежность всей машины не может быть выше самого малона-дежного ее звена.
7.1. Расчет надежности подшипников качения
на валу вибровозбудителя

Вероятность безотказной работы подшипников качения отождеств-ляем с вероятностью выполнения известного условия [9, с.23]:

(7.1)

где – средняя динамическая эквива-лентная нагрузка, Н; С – средняя динамическая грузоподъемность, Н; L = 1836 – заданный ресурс (см. п. 3.9), млн.об; р = 10/3 – показа-тель степени для роликоподшипников; Рэ1,Рэ2,Рэ3,Рэ4 – эквивалентная динамическая нагрузка на разных режимах работы (см. п. 3.9), Н.
Девяностопроцентную динамическую грузоподъемность, значения которой приводят в каталогах и справочниках, обозначим С90. Среднее значение динамической грузоподъемности для роликоподшипников в со-ответствии с ГОСТ 18855 – 82 принимаем равным:
(7.2) Условие выполнено.
Полагаем, что средняя динамическая эквивалентная нагрузка и ди-намическая грузоподъемность распределены по нормальному или близко-му к нормальному закону. Тогда вероятность безотказной работы опреде-ляем по квантили нормированного нормального распределения [9, с24]:
(7.3)
где коэффициент запаса по сред-ним нагрузкам; – среднее значение динамической грузоподъемно-сти, Н; Р – среднее значение динамической эквивалентной нагрузки, Н; c = 0,25 –коэффициент вариации динамической грузоподъ-емности [9, с.24]; p = 0,09 – коэффициент динамической эквивалент-ной нагрузки [9, с.24]. С помощью [9, табл.1] и рассчитанному значению квантили, подби-раем соответствующую вероятность безотказной работы Р(t) = 0,8643.

7.2. Расчет надежности вала вибровозбудителя

Валы должны удовлетворять условиям прочности и жесткости.
Из критериев прочности для большинства валов современных ма-шин решающее значение имеет сопротивление усталости. Усталостное разрушение составляет до 40…50% случаев выхода валов из строя. При работе с перегрузками может проявляться малоцикловая усталость.
Оценку вероятности неразрушения в опасной зоне вала с учетом нормальных и касательных напряжений производят по коэффициентам за-паса n и n усталостной прочности по средним нормальным  и касатель-ным  напряжениям.
Квантиль нормального распределения Uр вероятности безотказной работы может быть выражена через запас прочности n с помощью из-вестной-
формулы [9, с.27]:
(7.4)
где -1д ,а – коэффициенты вариации предела выносливости детали и нагрузки; n = 1,66 – коэффициент запаса (см. п. 4.4).
Коэффициент вариации предела выносливости детали по нормаль-ным напряжениям определяют по зависимости [9, с.28]:
(7.5)
где 1 – коэффициент вариации предела выносливости деталей из материа-ла одной плавки при отсутствии рассеяния ее размеров, обычно 1 = 0,04…0,1 [9, с.28]; 2 – коэффициент вариации, характеризующий межплавочное рассеяние пределов выносливости образцов, принима-емых в первом приближении равным коэффициенту вариации пре-делов прочности: 2  0,08 [9, с.28]; 3 – коэффициент вариации тео-ретического коэффициента концентрации напряжений, приближенно вычисляемый как з = (0,3…0,45)р, где р – коэффициент вариации радиусов галтелей: р = 0,03…0,1 [9, c.28].
Коэффициент вариации нагрузки устанавливают на основе изучения опыта эксплуатации машин и приводят в литературе по отраслям. Коэф-фициент вариации а может достигать значения 0,3 и доминировать над -1д.
Для валов характерно наличие нескольких зон концентрации напря-жений, разнесенных по длине. Обычно оценку надежности вала произво-дят по одной опасной зоне. При нескольких близких по напряженности зо-нах оценку надежности вала можно получить, определив вероятность не-разрушения в этих опасных зонах с последующим перемножением их зна-чений. Вероятность безотказной работы вала близка произведению веро-ятностей неразрушения во всех опасных зонах.
Вероятность безотказной работы определяем по квантили нормиро-ванного нормального распределения [9, табл.1], Р( t ) = 0,9938.

8. ЭКОЛОГИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА ПРОЕКТА

Так как тракторы находят широкое применение во всех отраслях народного хозяйства, при конструировании необходимо думать о сведе-нии к минимуму их вредного влияния на природу и окружающую среду, а также на организм человека.
Разрабатываемый трактор класса 2 имеет дизельный двигатель, а значит, его вредное воздействие на природу будет проявляться, в первую очередь, в выхлопных газах выделяемых при работе двигателя. Одним из направлений современной теории двигателя является снижение содержа-ния концарагенных веществ и компонентов в выхлопных газах. Выделяе-мые окислы азота, углеводороды, СО, сажа ухудшает состояние воздуха на нашей планете, пагубно влияют на озоновый слой, что в свою очередь дает предпосылки к возникновению парникового эффекта. Концентрация этих химических соединений изменяет процентное содержание газов в воз-духе, делает его непригодным для дыхания. Необходимо, чтобы дизели, устанавливаемые на трактора, соответствовали европейским стандартам.
По безопасности работ и влиянию на окружающую среду транс-портное средство для навесных виброплит должно соответствовать требо-ваниям ГОСТ 12.2.011– 75 “Машины строительные дорожные. Общие требования
безопасности”.
При разработке гидропривода, нужно стремиться к тому, чтобы все соединения, стыки, сопряжения трубопроводов с другими узлами отвечали заданным требованиям, в противном случае, невыполнение этих требова-ний может привести к утечке рабочей жидкости (масла) на почву. Все это приведет к тому, что на почве, в месте образования масляного пятна не-сколько лет не будет расти трава и другие культуры. Во избежание этого, конструкция должна быть надежной и время от времени все узлы должны проверяться и в случае выхода из строя - заменены. Трубопроводы долж-ны выдерживать рабочее давление, а места их соединения с другими узла-ми не вызывать утечку.
Разработка вибровозбудителей так же должна отвечать требованиям экологичности, так как вибрация, создаваемая вибровозбудителями, не-благоприятно воздействует на организм человека и окружающую среду. Из этого следует, что частота вибрации вибровозбудителей должна быть оптимальной и тщательно подобранной. В противном случае, это будет плохо сказываться на окружающей среде и человеке, а именно, под дей-ствием вибрации могут разрушаться близ лежащие сооружения, дать тре-щину фундаменты зданий, а так же не нужно забывать животный мир и думать, как отразится вибрация на живых организмах. Водитель, работа-ющий на виброуплотняющих машинах, так же подвергается вибрации, вследствие чего может заболеть виброболезнью. Воизбежание этого, нуж-но точно и грамотно рассчитать виброзащиту рабочего места. Так как трактор является сам источником вибрации и вдобавок к этому навесное оборудование виброуплотнителей увеличивает ее, то нужно максимально снизить вибрацию трактора следующими путями:
а) снижение вибрации в источнике возникновения посредством сниже-ния или ликвидации действующих переменных сил;
б) вибродемфирование – увеличение механического импеданса колеб-лющихся конструктивных элементов путем увеличения активных потерь (трения) при колебаниях вблизи режимов резонансов;
в) отстройка от режима резонанса, путем рационального выбора при-веденной массы (при о) или жесткости (о) системы.

9. Охрана труда и техника безопасности

9.1. Анализ условий труда при эксплуатации трактора

Техника безопасности представляет собой систему организационных мероприятий и технических средств, предотвращающих или уменьшаю-щих воздействие на работающих опасных производственных факторов. Под опасным производственным фактором понимают фактор, воздействие которого на работающего в определенных условиях приводит к травме или другому внезапному резкому ухудшению здоровья. По итогам анали-за, представляем перечень опасных и вредных факторов, которые сведены в таблицу 9.1.

Таб-лица 9.1
Опасные и вредные производственные факторы
№ Выпол-няемая работа Применяемое оборудование, материалы,
вещества Опасный или
вредный про-изводственный фактор Общие мероприятия по защите или норма-лизации
1 2 3 4 5
1 Заправ-ка трак-тора
ГСМ Дизельное топ-ливо, масло, ем-кости с ГСМ Возможность возгорания ГСМ, искры и брызги раска-ленных мате-риалов, взрыв
ГСМ Соблюдение правил противопожарной безопасности (ограж-дение места заправки и оснащение сред-ствами пожаротуше-ния, учет господству-ющего направления “розы” ветров и т.д.).
2 Запуск
двигате-ля Система пуска
двигателя Подвижные механические части, отлета-ющие куски отдельных не-исправных элементов, электроток Защитные устройства (кожухи, экраны, пе-ре-
городки), защитное заземление (отключе-ние электропускового оборудования).

Продолжение табл. 9.1

№ Выпол-няемая работа Применяемое оборудование, материалы,
вещества Опасный или
вредный про-изводственный фактор Общие мероприятия по защите или норма-лизации
1 2 3 4 5
3 Работа
двига-теля Сгорание топ-лива Выхлопные га-зы, сильно наг-
ретые части двигателя и
выхлопной сис-
темы, вибра-ция, шум Уплотнение кабины (двери, окна), огражде-
ние сильно нагретых вещей. Снижение шума
(экраны), снижение виб
рации (амортизаторы).
4 Работа
транс-
миссии Коробка ПП,
карданные ва-лы,
масло трансмис-
сионное Повышенные
фоновые зна-че-
ния шума, не-
удовлетворите-
льные значе-ния
вибрации Вибро и шумоизоля-ция
(экраны, амортизато-ры,
виброгасящие опоры,
специальные покры-тия.
5 Работа
системы
электро-
обору-
дова-ния,
зарядка
ак.бат. Электросхема, электропривод,
аккумулятор-ные
батареи, реле,
прерыватели, зарядное устройство Возможность
поражения
электротоком,
пожаробез-опас- ность Защитное заземление,
отключение
электрооборудования.
Соблюдение правил противопожарной безо-
пасности.
6 Работа
ходовой
части
тракто-ра Колеса, пружи-
ны, рессоры Повышенные
фоновые зна-че-
ния шума и вибрации при движении Шумоизоляция и виб-
роизоляция.
7 Работа
тракто-ра
на боль-
ших ско
ростях Трактор с те-леж-
ками и прицепа-
ми Возможность
опрокидыва-ния
трактора, стол-
кновения, наез-
да на людей Применение жесткого
каркаса, ремней безо-
пасности, звуковой сигнализации, фар и рабочегоосвещения.
8 Работа с
грузом и
его пе-ревозка, перевоз- ка людей Погрузчики,
подъемные ме-
ханизмы и т.д. Возможность
удара, переме-
щаемым груз-
зом, его паде-
ние. Возмож-ность падения
людей из кузо-ва. Защитные перегород-ки,
Хорошая фиксация гру-
за. Применение поруч-
ней, подножек, рабо-чих
площадок и других конструкций для иключения падения людей.
Окончание табл. 9.1

№ Выпол-няемая работа Применяемое оборудование, материалы,
вещества Опасный или
вредный про-изводственный фактор Общие мероприятия по защите или норма-лизации
1 2 3 4 5

9 Работа с
навес-ным
обору-до-
ванием Уплотняющая
вибропанель Сильная виб-рация Виброизоляция рабо-чего места оператора (амортизаторы, вибро-
гасящие опоры, специ-альные покрытия).

10 При всех
выпол-
няемых
работах Неудовлетво-
рительные ме-
теоусловия, освещенность. Повышенные значения шу-ма, загазован-ности, запы-ленности Отопление, вентиля-ция,
Кондиционирование воздуха, дополнитель-
ное освещение, шумо-
изоляция, уплотнение и т.д.

По итогам проведенного анализа делаем вывод, что основными фак-торами, влияющими на условия труда тракториста, являются вредные факторы - повышенный шум, вибрация, выхлопные газы, пыль, неудовле-творительный микроклимат, недостаточная освещенность, а также воз-можность возникновения пожара, возможность опрокидывания трактора при быстрой езде, возможность столкновения. Поэтому для всех этих фак-торов предусмотрены специальные мероприятия, указанные в таблице 9.1.

9.2 Мероприятия по нормализации условий труда

9.2.1. Опасные производственные факторы

Исходя из условий опасных производственных факторов действую-щих на водителя, разрабатываем мероприятия по уменьшению или пол-ному исключению их воздействия:
1. Для исключения случаев травмирования водителя или окружаю-щих движущимися частями различных механизмов все они защищены ко-жухами и ограничительными устройствами. Конструктивно предусмотре-на защита от случайного прикосновения к движущимся частям, доступ к которым должен быть ограничен и разрешен только при отключенных ме-ханизмах и агрегатах ГОСТ 12.2.003 - 91 [10].
2. Опасность поражения электрическим током при работе с аккуму-лятором и электропроводкой, а также при запуске двигателя. Чтобы избе-жать этого, необходимо работать с аккумулятором в резиновых перчат-ках. На тракторе предусмотрена надежная изоляция электропроводки. При запуске двигателя, в случае замыкания в электросети предусмотрено отключение электрооборудования. При зарядке аккумулятора предусмот-рено защитное заземление корпуса зарядного устройства, надежная изо-ляция токопередающих элементов, аварийное автоматическое отключение ГОСТ 12.1.019 – 79 [11].
3. Существует опасность возникновения взрыва при заправке трак-тора топливом. Запрещается хранить в кабине бензин, керосин и другие легко воспламеняющиеся вещества, курить при заправке трактора или пользоваться спичками. Чтобы исключить эту опасность, места заправки ограждены от открытого огня, заправки оборудованы огнетушителями и ящиками с песком. Пожарный инвентарь располагают на специальном щи-те ГОСТ 12.1.004 – 91 [12].
4. При работе трактора на оператора действуют выхлопные газы. Токсичные компоненты тракторного двигателя: акролеин, окислы азота, окись углерода. Они могут вызвать отравление человека. Чтобы это ис-ключить, на тракторе предусмотрены герметичность кабины, подача воз-духа в кабину через специальные фильтры, кондиционирование воздуха в кабине, избыточное (не менее 58,3 Н/м2) давления воздуха в кабине СП 4282 – 87 [13].
5. Поскольку при работе двигателя выделяется значительное количе-ство теплоты, прикосновение к нагретым частям двигателя, в частности к деталям системы выпуска, несет опасность получения термического ожога. Чтобы этого не случилось, сильно нагретые детали ограждены кожухами ГОСТ 12.0.001 – 74 [14]. Так же есть возможность получения водителем химического ожога при работе с аккумуляторными батареями. На кожу может попасть электролит. В этом случае его необходимо удалить тампо-ном, смоченном в 10% растворе нашатырного спирта и кальцинированной соды, а затем смыть все теплой водой с мылом.
6. Безопасность движения обеспечивается тормозной системой и си-стемой рулевого управления. Безопасность при движении так же зависит от наличия фар рабочего освещения и внешних приборов световой и зву-ковой сигнализации (фары, стоп - сигнал, габаритные огни, указатели по-ворота, аварийные огни, стоп, звуковой сигнал), ГОСТ 12.2.019 – 86 [15]. В кабине водителя должны обязательно присутствовать средства индиви-дуальной защиты и личной гигиены: ремни безопасности, огнетушитель, бачок для питьевой воды, спецодежда и т.д СП 4282 – 87 [13].

9.2.2. Вредные производственные факторы Исходя, из влияния вредных производственных факторов на орга-низм оператора, разрабатываем мероприятия по их исключению:
1.Увеличение или уменьшение температуры воздуха в рабочей зоне кабины ведет к нарушению комфортных условий на рабочем месте. Так уменьшение температуры воздуха может вызвать простудные заболева-ния, а ее увеличение может привести к длительным головным болям. Сан-ПиН 2.2.4.458-96 [16] регламентирует оптимальные величины микрокли-мата на рабочем месте оператора (см. табл. 9.2).

Таблица 9.2
Оптимальные величины показателей микроклимата
Период года Категория работ по уровню энергоза-трат Темпера-
тура воз-
духа,С Температу-ра поверх-ности,С Относитель-ная влаж-ность воз-
духа, % Ско-
рость движе-
ния
возду
ха, м/с
Холодный Iiб(233-290) 17-23 16-20 15-75 0,2
Теплый Iiб(233-290) <27 18-22 15-75 0,5

Оптимальная температура в кабине трактора достигается при ис-пользовании отопителя и кондиционера. Кабина теплоизолируется по ГОСТ 163750-70 путем установки регулирующего устройства для подачи воздуха на уровне сидения отопителем-вентилятором по ГОСТ 7057-81 [23].
2. Запыленность, загазованность. Фактор запыленности может иметь место при работе на песчаных почвах или почвах подверженных пылеоб-разованию в период ветров, ГОСТ 12.1.005-88.
Таб-лица 9.3
Вредный производственный фактор
Фактор Фактическое значение Нормативное значение Нормативный документ
Запыленность 3-6 мг/м³ (по данным ЛТ) 6 мг/м³ ГОСТ 12.1.005-88

Источником загазованности является двигатель. В выхлопных газах присутствуют токсичные компоненты:
а) акролеины, раздражающее вещество, действующее на поверхность ткани дыхательных путей, вызывает отравление организма;
б) окислы азота – раздражающее вещество, действующее на поверх-ность ткани верхних дыхательных путей. Действие аналогично акролеину. Окислы
азота относятся к высоко опасным веществам;
в) окись углерода – удушающее вещество, действующее на организм человека и способствующее нарушению усвоения кислорода кровью, вы-зывает отравление организма и относится к опасным веществам, СП 4282 – 87 [13].
Таб-лица 9.3
Вредные производственные факторы
Вещество Фактическая концентрация, мг/м3 (по дан-ным ЛТ) ПДК,
мг/м³ Нормативный документ
Акролеин
Окислы азота
Окись углерода 0,23
4
18 0,2
2
20
ГОСТ 12.1.005 – 88

Защита рабочего места водителя от пыли и отработавших газов предусматривает установку уплотнений на дверях, стеклах, и различных отверстиях. Воздух в кабину должен подаваться через специальные филь-тры и уловители.
3. Шум, вибрация.
Источниками шума и вибрации являются как двигатель с трансмис-сией, так и различные машины с механизмами, которые агрегатируются с трактором (навесное оборудование виброуплотнителей). Так же источни-ком шума и вибрации является ходовая часть трактора.
Шум – это один из вредных факторов, снижающих производитель-ность. Под действием шума изменяется ритм сердечной деятельности, по-вышается кровяное давление, ухудшается слух, ускоряется процесс утом-ления, замедляются физические и психологические реакции. Шум может служить косвеной причиной несчастных случаев и травм. Шум с уровнем свыше 100 Дб может вызвать мгновенное повреждение слуха. Дорожные виброуплотнительные машины содержат источники аэродина-мического и структурного шума. Наиболее значительным источником аэродинамического шума является газораспределительный механизм дви-гателя и вентилятор системы охлаждения. Структурный шум возникает в результате колебаний листовых поверхностей облицовок и кабины, пере-дающихся через металлоконструкции рамы от работающего двигателя, трансмиссии и других механизмов, являющихся источником вибрации.
Снижение шума дорожных виброуплотнительных машин можно до-биться путем выполнения мероприятий конструктивного (снижение часто-ты вибрации и величины динамической нагрузки рабочих органов), тех-нологического (точность изготовления деталей и узлов), и эксплуатацион-ного характера (поддержание в исправном состоянии защитных кожухов, уплотнений, изоляций). Шум на рабочем месте водителя не должен пре-вышать предельно допустимые уровни звукового давления по СН 2.2.4/2.1.8.562-96 – 80 ДБА.
Предельно допустимые параметры вибрации на вибрирующих по-верхностях (сидение) при непрерывном воздействии, в течение рабочего
дня по Сн 2.9.4./2.1.8.566 – 96 [17].
Таб-лица 9.4
Предельно допустимые значения вибраций
категории 1 – й тракторной
Предельно допустимые значения виброускоре-ний
м/с² Дб
Корректированные и эквивалентные кор-ректировочные зна-чения и их уровня Z XY Z XY 0,56
0,4
115
112

При работе трактора с навесным оборудованием (виброуплотнители оснований и откосов дорог) возникает дополнительная вибрация, которая так
же воспринимается человеком. Вибрацию по степени распространения ее по телу человека разделяют на общую и локальную (местную). Локальная вибрация характеризуется колебаниями отдельных частей тела при отно-сительной неподвижности тела в целом. Общая вибрация характеризует колебание всего тела как единого целого (например, вибрация, переда-ющаяся на сиде-
нье тракториста).
Действие колебаний на человека зависит от их частоты, продолжи-тельности, направления и интенсивности. Вибрации частотой до 2 Гц мо-гут вызвать, например, морскую болезнь. Наиболее опасны вибрации в диапазоне частот собственных колебаний человеческого тела 4…8 Гц. При колебаниях 6…11 Гц происходят резонансные колебания отдельных ча-стей человеческого тела. Колебания в диапазоне 11…45 Гц могут сопро-вождаться функциональными расстройствами ряда внутренних органов, ухудшить зрение т.п. Механические колебания высоких частот могут вы-звать вибрационную болезнь.
Для зашиты водителя от шума и вибрации требуется шумо- и вибро-изоляция кабины, применение специальных звукопоглощающих покрытий стенок, установка кабины на виброгасящих опорах, применение активной виброзащиты сиденья водителя, состоящей из упругих элементов и амор-тизаторов. Чтобы уменьшить шум и вибрации ходовой системы необходи-мо правильно подобрать рабочие характеристики демпфирующих устройств.
5.При работе трактора в кабине оператора должна быть обеспечена нормальная освещенность, CП 4282 – 87 [13].
Таб-лица 9.5
Вредный производственный фактор
Фактор Фактическая
величина Нормативное
значение Нормативный
документ
Освещенность,
лк
20
15
CП 4282 – 87[13]

Необходимую освещенность рабочего места и требуемую обзорность получают за счет рационального остекления кабины, позволяющего осу-ществлять боковой обзор, и применения зеркал заднего вида. Наружное рабочее освещение должно соответствовать СП 4282 – 87 [13].
6. На современном этапе развития техники большее внимание уделяет-ся психофизическим факторам, характеризующих условия труда. Распо-ложение органов управления и их эргономичность в тракторе выбраны так, что они не оказывают отрицательного воздействия на работоспособ-ность оператора, напряженность труда и т.д.
9.2.3. Пожаровзрывобезопасность

Трактор – пожаровзрывоопасный объект и несоблюдение правил техники безопасности приводит к взрыву или пожару. Наиболее опасные места: выходной коллектор двигателя, выхлопная труба, электрооборудо-вание, топливный бак, ненадежные уплотнения в масляных и топливных магистралях – все это способствует возникновению пожара.
Запрещается хранить в кабине бензин, керосин и другие легко вос-пламеняющиеся вещества. Топливо и смазочные материалы хранят с со-блюдением всех противопожарных правил в герметически закрытых емко-стях.
При заправке трактора топливом запрещается курить, пользоваться спичками, керосиновыми фонарями и другими источниками открытого ог-ня. Заправка трактора в ночное время допускается в виде исключения только при освещении, гарантирующем противопожарную безопасность. После заправки топливом следует протирать топливную горловину.
Запрещается разогревать двигатель открытым огнем в холодное время года. Для обеспечения пуска двигателя в радиатор необходимо за-ливать горячую воду, а в картер двигателя – подогретое масло.
Необходимо следить за состоянием топливной системы. Течь топлива из трубопроводов не допускается.
Перед выполнением ремонтных работ с применением высоких тем-ператур (сварка, газовая резка и т.п.) топливо из бака необходимо слить полностью, а бак тщательно продуть воздухом или, в крайнем случае, наполнить водой.
Во время работы двигателя от выхлопной трубы должны быть убраны легко воспламеняющиеся материалы. Одной из причин возникно-вения пожара может явиться загрязнение двигателя. Особенно оребрение дизеля с воздушным охлаждением, брызгами топлива и масла. Поэтому необходимо следить за чистотой двигателя. В местах хранения машины должны находиться огнетушители и ящики с песком. Песок должен быть сухим, без комьев.
Трактор оборудуется искрогасителями, специальной электроизоля-цией, табличками с предупреждением пожарной опасности, которые за-креплены на видных местах в кабине и у топливного бака. По правилам дорожного движения трактор в обязательном порядке комплектуется огне-тушителем и медицинской аптечкой. Наиболее распространенные огнету-шители ОП – 5 и ОХП – 10, а также углекислотными огнетушителями УО – 2 и УО – 5.

10. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ

10.1. Анализ исходных данных для проектирования технологического процесса сборки сборочной единицы

10.1.1. Служебное назначение и конструкция сборочной единицы

В качестве сборочной единицы рассмотрим привод гидронасоса (пе-редний редуктор ВОМ). Передний редуктор ВОМ – механизм, предназна-ченный для привода сельскохозяйственных, дорожно – строительных и других машин, навешиваемых на трактор спереди. Основные параметры и размеры переднего ВОМ, а также расположение даны в ГОСТ 3480 – 76. Передний ВОМ может иметь привод от редуктора, расположенного сбоку коробки передач или от коленчатого вала дизеля. В данном случае ВОМ является сам составной частью редуктора. Редуктор ВОМ должен обеспе-чивать частоту вращения хвостовика 540 и 1000 об/мин при номинальной частоте вращения вала двигателя.
Для гидравлического привода виброуплотняющих плит требуется частота 1000 об/мин и поэтому пара шестерен, которая обеспечивает ча-стоту 540 об/мин из конструкции редуктора убрана, а на ее место установ-лены распорные втулки, которые фиксируют от осевого смещения остав-шуюся пару шестерён.
После прочностных расчетов, которые были сделаны в конструктор-ской части дипломного проекта, рассмотрим конструкцию редуктора ВОМ с точки зрения технологии сборки и связанными с этим вопросами.
На ведущем валу редуктора установлено прямозубое зубчатое коле-со поз.18, которое закреплено от осевого смещения по шлицам вала с по-мощью распорной втулки поз.15 и роликового подшипника поз.45. На ве-домом валу поз. 12 редуктора, шестерня поз.9 также закреплена от осево-го смещения по шлицам вала с помощью распорных втулок поз.5 и поз.14. Ближе к хвостовику вала сделана проточка, в которую вставляется пласти-на поз.16 и поджимается упором поз.13 с помощью пружины поз.26. Это сделано для того, чтобы зафиксировать вал от смещения. Корпус редук-тора поз.4 изготовлен неразъемным, что позволяет уменьшить количество деталей, а также число операций механической обработки. Подробное описание служебного назначения и конструкции дано в конструкторской части дипломного проекта.

10.1.2. Анализ технологичности конструкции сборочной единицы

На основе сборочного чертежа сборочной единицы и рабочих чер-тежей деталей, входящих в сборочную единицу, проведем анализ техноло-гичности конструкции.
Уровень технологичности конструкции выявляет ее соответствие со-временному уровню техники, удобству в эксплуатации, а также возможно-сти использования наиболее производительных технологических методов ее изготовления применительно к заданному выпуску и условиям произ-водства.
При качественном анализе технологичности можно увидеть, насколько полно и конкретно в конструкции изделия отражены требования технологичности со стороны сборки этого изделия: рациональное расчле-нение конструкции изделия с учетом принципа агрегатирования на состав-ные части, сборку которых можно производить друг от друга независимо; редуктор сконструирован таким образом, что при необходимости ремонта обеспечивает удобство сборки и разборки; сборка производится с исполь-зованием специальных приспособлений, что обеспечивает большую сте-пень механизации работ.
Конструкция в целом технологична и не вызывает затруднений при разработке и осуществлении технологического процесса.
Повышение производительности процесса сборки достигается за счет технологичности конструкции изделия, механизации операций.
Количественную оценку проведем по показателям технологичности.
Коэффициент сборности конструкции определяется по формуле [19, с.29]:
(10.1)
где Е = 14 – общее количество сборочных единиц в изделии; Д = 45 – об-щее количество деталей не вошедших в сборочные единицы. Коэффициент стандартизации определяется по формуле [19, с.29]:
(10.2)
где Ест = 8 – количество стандартных сборочных единиц; Дст = 17 – коли-чество стандартных деталей не вошедших в состав сборочных еди-ниц (крепежные детали не учитываются). Коэффициент повторяемости определим по формуле [19, с.29]:

(10.3)
где Ен = 11 – количество наименований сборочных единиц; Дн = 14 – количество наименований деталей не вошедших в состав сборочных единиц. Коэффициент конструктивной преемственности определим по фор-муле [19, с.29]:
(10.4)
где Ез = 11 – количество сборочных единиц, заимствованных из предыдущих конструкций; Дз = 32 – количество деталей, не вошед-ших в со-
став сборочных единиц, заимствованных из предшествующей кон-струкции.

10.1.3. Анализ технических условий и норм точности

На основе сборочных чертежей сборочной единицы и рабочих чер-тежей деталей, входящих в сборочную единицу, проводим анализ техниче-ских условий и норм точности.
Анализ технических условий и норм точности выявляет технологиче-ские задачи, которые надо решить при разработке и осуществлении техно-логического процесса сборки.
Метод сборки закладывается в конструкцию на основе расчета раз-мерных цепей.
На все отверстия, в которые вставляются наружные кольца подшип-ников назначено поле допуска Н7, а на места запрессовки внутренних ко-лец подшипника (шейки вала) назначено поле допуска k6. Затяжка болтов осуществляется моментом 50…60 Нм. В конструкции редуктора зубчатая пара цилиндрических колес собирается по методу регулирования, под-шипниковые опоры по методу полной взаимозаменяемости и др.

10.1.4. Обзор производственных и литературных данных по техноло-гии изготовления аналогичных сборочных единиц

На основе анализа сборочных чертежей сборочной единицы выяв-ляем методы сборки сопряжений редуктора.
Для сборки сопряжений с натягом применяются следующие методы сборки:
- запрессовка и сборка разогревом или охлаждением одной из со-прягаемых деталей.
Для завёртывания болтов и гаек применяются пневматические, элек-трические гайковерты или гаечные ключи.
В проектируемом технологическом процессе сборки сборочной еди-ницы для сопряжений с натягом используем сборку запрессовкой.

10.1.5. Производственная программа и режим работы

Производственная программа выпуска тракторов установлена 150 штук в год. Режим работы цеха выбираем двухсменный.

10.2. Расчет темпа выпуска и определение типа производства

Прежде чем приступить к разработке технологического процесса сборки заданной сборочной единицы, необходимо установить тип произ-водства в зависимости от программы выпуска изделия. На основе приня-того типа производства выбираются принципиальные направления осу-ществления технологического процесса изготовления изделия, а также его организационной формы.
Величина такта выпуска рассчитывается по заданной программе по формуле [19, с.15]:
(10.5)
где Fд = 4015 – действительный годовой фонд времени работы оборудо-вания для двухсменной работы, ч; N = 150 – годовая программа вы-пуска, шт. Расчетное число рабочих мест на каждой операции определяется по формуле [19, с.15]:
(10.6)
где Тшт.i = 8,01 – штучная норма времени по каждой операции (см. п. 9.6), мин; Кз.н = 0,75…0,85 – значение нормативного коэффициента загруз-ки рабочего места. Коэффициент загрузки рабочего места для каждой операции вычис-лим по формуле [19, с.15]:
(10.7)
где Мпр.i = 1 – принятое количество рабочих мест на каждой операции, получаемое путем округления до ближайшего целого числа значения. Количество операций, выполняемых на каждом рабочем месте, определим по формуле [19, с.14]: Коэффициент закрепления операции Кз.о определяют по формуле [19, с.15]:
(10.8) В соответствии с ГОСТ 3.1108 – 74 одной из основных характери-стик производства является Кз.о, который показывает отношение всех тех-нологических операций, выполняемых или подлежащих выполнению под-разделением в течение месяца, к числу рабочих мест. Согласно ГОСТ 3.1108 – 74 полученное значение Кз.о = 107 соответствует мелкосерийному производству. 10.3. Анализ действующего на заводе – изготовителе технологического процесса сборки заданной сборочной единицы

На заводе – изготовителе ОАО “ЛТ” действует технологический про-цесс сборки переднего редуктора ВОМ. В данном технологическом про-цессе, последовательность сборки редуктора следует изменить, тем самым можно уменьшить основное время сборки, а значит повысить производи-тельность труда. Механизация и автоматизация сборочных работ не отве-чает современным требованиям, так как все операции сборки выполняются либо на устаревшем оборудовании, у которого уже давно истек срок службы, либо вручную. Все это приводит к неточности сборки, а следова-тельно к быстрому выходу из строя и как следствие, потеря конкуренто-способности на рынке. Из этого следует, что необходимо внедрять в про-изводство современное оборудование, которое будет отвечать всем совре-менным требованиям, а также по возможности внедрять роботизацию для массового производства. Технологический процесс сборки не содержит данных об усилии запрессовки той или иной детали, момента затяжки бол-тов, на некоторые операции сборки не назначен инструмент или приспо-собление. Все это является существенным недостатком и при сборке редук-тора вводит рабочих в заблуждение и как следствие из этого, увеличение времени и погрешности сборки. Все перечисленные выше недостатки сле-дует устранять.
При разработке технологического процесса, по возможности следует сокращать количество деталей в сборочной единице и тем самым умень-шать количество переходов и операций. Все это приводит к значительному технико – экономическому эффекту. Сократить количество деталей, в том числе и крепежных, а следовательно, и уменьшить трудоемкость изготов-ления изделий помогают замковые и упругие кольца, упругие пальцы, крышки, хомутики и другие упругие детали.
При сборке редуктора вместо гаечных ключей следует применять электрические или пневматические гайковерты. Запрессовку деталей про-изводить не только прессами, но и с помощью разогрева или охлаждения одной из сопрягаемых деталей. По возможности использовать эффектив-ные приспособления, которые позволяют точно собирать детали в сбороч-ные единицы за малое время.
Таким образом, технологический процесс сборки, действующий на заводе – изготовителе имеет ряд существенных недостатков, которые по возможности следует устранить во вновь разрабатываемом техпроцессе.

10.4. Разработка последовательности сборки и составление
технологической схемы сборки

Последовательность сборки сборочной единицы в основном опреде-ляется её конструктивными особенностями и заложенными в конструкцию методами получения требуемой точности замыкающих звеньев.
Общие правила по разработке последовательности сборки редукто-ра привода гидронасоса состоят в следующем:
а) по чертежам и прилагаемой к ним спецификации выявляем все со-ставные части сборочной единицы и отдельно входящие в него детали;
б) общую сборку сборочной единицы начинаем с установки корпуса на сборочном стенде;
в) смонтированные в первую очередь составные части и детали сбо-рочной единицы не должны мешать установке последующих составных частей и деталей.
Графическое отображение структуры изделия и порядок общей и уз-ловой сборки показаны на технологической схеме сборки, представленной на листе графической части проекта.

10.5. Разработка операций сборки и испытания сборочного узла

На этом этапе проектирования процесса сборки решается следующие вопросы:
а) установление содержания каждой операции путем расчленения на переходы;
б) выбор инструментов, приспособлений и оборудования, средств ме-ханизации и автоматизации сборочных работ;
в) определение норм времени на каждую операцию.
Эти вопросы решаются в соответствии с ранее составленными техно-логическими схемами сборки.
Сборочная операция должна выполняться на одном рабочем месте и представлять законченный этап сборки. Одним из признаков законченно-сти этапа является то, что выполняемая сборка не нарушается при измене-нии положения собираемого объекта или его транспортировке.
Нормирование сборочных переходов и операций производится по общемашиностроительным нормативам времени на слесарно – сборочные работы. Последовательность переходов и приемов сборки приведены в таблице 10.1.
Табли-ца 10.1
Технологический процесс сборки переднего редуктора ВОМ

Пер. Содержание перехода Оборудо-вание Инструмент
приспособ-ление То

1

2 Подсборка втулки сб.поз. 11
Установить на втулку поз.11 коль-цо
поз.40.
Напрессовать подшипник поз.46 на втулку поз.11 до установки кольца поз.40 в паз втулки.

Пресс вер-тикаль-ный
Q = 10 кН
Щипцы

Подставка
0,1

0,21 3
Подсборка крышки сб.поз.20
Смазать рабочие поверхности ман-
жет поз.43 смазкой Литол – 24 ГОСТ 21150 – 87.

Банка
Кисть КФК – 8
0,1

4 Запрессовать манжеты поз.43 в крышку поз.20. Оправка
Подставка 0,28

5

Подсборка крышки сб. поз.24
Запрессовать до упора подшипник поз.47 в крышку поз.24 Пресс вер-тикальный
Q = 10 кН
Подставка

Оправка
0,21

6

Подсборка втулки сб. поз.10
Кольца поз.41 и 42 смазать смаз-кой Литол –24 ГОСТ 21150 – 87 и установить на втулку поз.10.
Банка
Кисть КФК – 8
Подставка
0,35

7 Подсборка ВОМ сб. поз.12
Установить ВОМ поз.12 на приспо-собление.
Подставка
0,07

8 Установить шестерню поз.9 на вал, предварительно совместив пазы со шлицами.
0,14

Продолжение табл. 10.1

пер Содержание перехода Оборудо-
вание Инструмент
приспособ-
ление То

9 Надеть втулку поз.14 на вал и запрессовать до упора в отверстие ступицы шестерни. Оправка
Молоток
0,15

10 Надеть втулку поз.5 на вал поз.12 и запрессовать до упора в отвер-
стие ступицы шестерни поз.9. Оправка
Молоток
0,21
11 Запрессовать втулку сб.поз.10 на вал поз. 12. Молоток 0,15
12 Напрессовать втулку сб.поз.11 на втулку сб.поз.10 и на втулку поз.5. 0,20
13 Установить пружину поз. 26 в от-верстие втулки сб. поз. 11. 0,05

14 Смазать упор поз.13 смазкой Ли-тол – 24 ГОСТ 21150 – 87 и уста-новить в отверстие втулки сб. поз. 11. Банка
Кисть
КФК – 8
Отвертка 0,14

15 Установить пластину поз.16 в паз втулки поз.11 и отверстие 8 на упор.
0,1

16 Сборка редуктора ВОМ
Установить корпус поз.4 на уста-новочно – зажимное приспособле-ние. установоч-
но – за-жимное
0,15

17 Смазать манжеты поз.44 смазкой Литол – 24 ГОСТ 21150 – 87 и за-прессовать в корпус поз.4. Оправка
Банка
Кисть
КФК – 8
0,16
18 Установить в корпус поз. 4 ВОМ сб. поз. 12 и запрессовать. Пресс
верти-кальный
Q = 10 кН
Оправка 0,24

19 Установить прокладку поз. 21 на корпус поз. 4 и совместить четыре отверстия под болты.
0,07

20 Запрессовать крышку сб. поз. 24 на ВОМ сб. поз. 12, совместив четыре отверстия под болты. Пресс
верти-кальный
Q = 10 кН
Оправка 0,07

Продолжение табл. 10.1

пер. Содержание перехода Оборудо-вание Инструмент
приспособ-ление То

21 Ввернуть четыре болта М10 – 6g30.
58.35Х.16 ГОСТ 7796 – 70 поз. 36 с шайбами 10 65Г 029 ГОСТ 6402 – 70 поз.49 на 2…3 нитки, а затем окончательно. Электро-гайковерт ИЭ-3116
Мз=65Нм
Оправка

0,33

22 Установить в корпус шайбу упор-ную поз. 23, подшипник поз. 45 и запрессовать. Пресс вер-тикальный
Q = 10 кН
0,14

23 Установить в корпус поз.4 втулку распорную поз.15, шестерню поз.18 и вставить в шестерню по шлицам вал ведущий поз.19, сма-занный под манжету смазкой Литол – 24 ГОСТ 21150 – 87, запрессо-вать в подшип-
ник поз. 45. Пресс вер-тикальный
Q = 10 кН Оправка
Банка
Кисть
КФК – 8

0,42

24 Установить на вал ведущий поз.19 подшипник поз. 45 и запрессовать. Пресс вер-тикальный
Q = 10 кН Оправка
0,1
25 Установить крышку сб. поз.20 на корпус поз.4 и совместить четыре отверстия под болты. 0,08

26 Ввернуть четыре болта М10 – 6g30.
58.35Х.16 ГОСТ 7796 – 70 поз.36 с шайбами 10 65Г 029 ГОСТ 6402 – 70 поз.49 на 2…3 нитки, а затем окончательно. Электро-гайковерт ИЭ-3116
Мз=65Нм

0,33
27 Установить прокладку поз.22 на корпус поз.4. 0,1
28 Установить крышку поз.17 на кор-пус поз.4, совместив пять отверстий под болты.
0,04

29 Ввернуть пять болтов М10 – 6g30.
58.35Х.16 ГОСТ 7796 – 70 поз.36 с шайбами 10 65Г 029 ГОСТ 6402 – 70
поз. 49 на 2…3 нитки, а затем окончательно. Элект-
рогайко-
верт ИЭ-3116
Мз=65Нм

0,41
30 Ввернуть в крышку поз.17 пробку заливную поз.2. Ключ
гаечный 0,14

Окончание табл. 10.1

пер Содержание перехода Оборудо-
вание Инструмент
приспособ-
ление То
31 Ввернуть в корпус поз. 4 пробку поз. 27. S=2224
Мз = 20 Нм 0,1
32 Установить в корпус поз. 4 отража-тель поз. 29. 0,04
33 Установить в манжету поз.30 стек-ло поз.28 и вставить в корпус поз. 4. 0,07

34 Установить крышку поз.25 на кор-пус поз.4 и закрепить 4 – мя вин-тами ВМ6 – 6g12.58.019 ГОСТ 17473 – 80 с шайбами 6 65Г 029 ГОСТ 6402 – 70. Отвертка Мз = 20 Нм

0,73
35 Открепить, снять собранный узел с приспособления и отложить в за-дел. 0,7 Таким образом, суммарное оперативное время на сборку привода ВОМ составляет То = 7,35 мин.
10.6. Нормирование сборочных работ и определение общей
трудоёмкости сборки сборочной единицы

Нормирование проводим по общим машиностроительным нормати-вам времени на слесарно – сборочные работы для мелкосерийного произ-водства.
Сборочная операция – сборка переднего редуктора ВОМ.
Расчётная формула штучного времени на выполнение сборочной операции имеет вид [19, с.22]:
(10.9)
где (to + tв) = tоп = 7,35 – оперативное время, мин;  = 4 – процент опера-тивного времени, соответствует времени на обслуживание рабочего места, %;  = 5 – процент от оперативного времени, соответствует времени на отдых, %.

Общее время на сборку сборочной единицы равно штучному време-ни на сборочную операцию, т.е. Тсб = Тшт = 8,01 мин.
Средний коэффициент загрузки рабочего места

10.7. Обоснование организационной формы сборки

Организационная форма сборки определяется:
1) выбранным технологическим методов сборки;
2) типом производства;
3) трудоемкостью процесса;
4) размерами сборочной единицы и другими факторами.
Сборку редуктора переднего ВОМ будем осуществлять по принципу неподвижной сборки изделия с расчленением работ на одну операцию. Данный способ не требует большого количества сборочных площадей, ин-струмента и оборудования. Производство мелкосерийное, программа вы-пуска 150 штук в год. Данная форма сборки соответствует типу производ-ства, когда весь процесс сборки состоит из небольшого количества опера-ций. Сборка является стационарной и последовательной.
Средний коэффициент загрузки рабочего места Кз.i = 0,007 и поэтому слесарь-сборщик догружает себя сборкой других сборочных единиц, в том числе осуществляет сборку машины.

10.8. Проектирование специального приспособления
для сборки

Сборочными приспособлениями являются дополнительные устрой-ства к сборочному оборудованию, которые служат для правильной уста-новки и закрепления базовых деталей и для выполнения различных соеди-нений сопрягаемых деталей и сборочных единиц.
По степени специализации сборочные приспособления разделяют на универсальные и специальные; по степени автоматизации – на ручные, ме-ханизированные, полуавтоматические и автоматические; по типу привода – на механические, электромеханические, пневматические, гидравлические и пневмогидравлические; по назначению – на установочно – зажимные, для точной и быстрой фиксации сопрягаемых деталей, для предваритель-ного деформирования упругих элементов, для захвата, подъёма и переме-щения деталей и сборочных единиц.
Спроектированное в дипломном проекте специальное приспособле-ние для сборки редуктора является установочно – зажимным с пневмати-ческим приводом, расчёт которого сводится к нахождению нужного диа-метра пневмоцилиндра двустороннего действия.

Рис.8. Расчетная схема установочно – зажимного приспособления Для того, чтобы рассчитать диаметр пневмоцилиндра, необходимо знать силу Р действующую на шток. Для этого составим рассчетную схему действующих нагрузок и моментов при сборке редуктора в специальном приспособлении (см. рис. 8). Составим уравнение моментов:
(10.10)
где Р – зажимная сила, действующая на корпус, Н; N – сила реакции опо ры, Н; Мтр – момент трения, Нм; Мз = 65 Нм – момент затяжки болтов (см. табл. 12), Нм.
Из расчётной схемы видно, что N = P. Примем Мтр = 2Мз, т.к. при затяжке болтов крышек редуктора определенным моментом Мз, корпус может проворачиваться под действием этого момента, а чтобы этого избе-жать, момент трения должен быть в 1,5…2 раза больше момента затяжки. Преобразовав выше приведённое уравнение, получим:
(10.11)
Момент трения можно определить из следующей формулы:

(10.12)
где f = 0,1 – коэффициент трения; N – сила реакции опоры, Н; L = 0,05 – расстояние от центра поворота корпуса до приложения силы N, м.
Учитывая, что N = P и Мтр = 2Мз, получим следующее уравнение:

(10.13)
Выразим из этого уравнения силу Р и получим: Зная силу Р, определим диаметр пневмоцилиндра по формуле:

(10.14)
где р – давление воздуха на поршень (обычно давление в воздушной це-ховой сети составляет (0,4…0,6)106 Па);  = 0,95 – кпд, учитываю-щий потери в цилиндре. Округлим рассчитанное значение и примем диаметр пневмоцилин-дра равным D = 100 мм.
Таким образом, спроектированное приспособление позволяет каче-ственно производить сборку редуктора ВОМ.

10.9. Выводы и заключение по разделу

Основные технико – экономические показатели разрабатываемого технологического процесса снесены в таблицу 10.2.
Таблица 10.2
Технико – экономические показатели технологического процесса
№ Наименование показателя Значение
1 Годовая программа выпуска, шт 150
2 Действительный годовой фонд работы оборудования, ч 4015
3 Общая трудоёмкость сборочного процесса, мин 8,01
4 Средний коэффициент загрузки рабочих мест 0,005
5 Коэффициент закрепления операций 107
6 Режим работы цеха 2-сменный

В результате выполнения технологической части дипломного проек-та был разработан технологический процесс сборки редуктора ВОМ, а также было спроектировано сборочное установочно – зажимное приспо-собление с пневматическим приводом для закрепления корпуса редуктора в процессе сборки.

Заказать сайт визитку на saitomir.ru