Модернизация трактора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4.8- Расчетная схема оси

а- силы, действующие на ось в вертикальной плоскости;

б- эпюра моментов от сил в вертикальной плоскости.

 

4.8.1 Определение реакций опор

 

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

                                (4.84)

 

4.8.2 Определение изгибающего момента в сечении 1

 

                                             (4.85)

где l- длина оси, принимаем l=60 мм.

 

4.8.3 Определение диаметра оси

 

                                   (4.86)

Принимаем d=20 мм.

 

4.9 Выбор подшипников для валов синхронизирующего редуктора

 

4.9.1 Подбор подшипников для вала-шестерни

 

  Исходные данные:

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

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

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

осевая нагрузка-  F_A=499,5 Н;

долговечность подшипников- L_H=8000…12000 часов.

Схема нагружения вала представлена на рисунке 4.9.

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4.9- Схема нагружения вала-шестерни

 

4.9.1.1 Подбор типоразмера подшипника

 

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

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

 

4.9.1.2 Вычисляем параметр осевого нагружения

 

                                                (4.87)

По таблице 2.6 [13] находим l=0,19.

 

4.9.1.3 Определяем коэффициент радиальной и осевой нагрузок

 

Подбор ведём по более нагруженной опоре, то есть А.

                                               (4.88)

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

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

 

4.9.1.4 Определяем эквивалентную нагрузку

 

 

                                    (4.89)

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

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

 

4.9.1.5 Определяем долговечность подшипника

 

                                (4.90)

Полученная долговечность подшипника соответствует рекомендуемым значениям.

 

4.9.1.6 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности

 

                                (4.91)

где Р₀- эквивалентная статическая нагрузка, Н;

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

С учетом двухкратной перегрузки:

Р_о < С_о=36300 Н - условие выполняется.

 

4.9.2 Подбор подшипников для второго вала

 

Исходные данные:

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

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

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

осевая нагрузка-  F_A=874,2 Н;

долговечность подшипников- L_H=8000…12000 часов.

Схема нагружения вала представлена на рисунке 4.10.

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4.10- Схема нагружения вала

 

4.9.2.1 Подбор типоразмера подшипника

 

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

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

 

4.9.2.2 Вычисляем параметр осевого нагружения

 

Находим отношение:

                                             (4.92)

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

 

4.9.2.3 Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

 

 

                                       (4.93)

                                         (4.94)

.

 

4.9.2.4 Вычисляем результирующие осевые нагрузки

 

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

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

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

 

                          (4.95)

.

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4.11- Схема установки подшипников “враспор”

 

4.9.2.5 Уточнение параметров осевого нагружения

Находим отношение:

                                             (4.96)

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

 

4.9.2.6 Определяем коэффициент радиальной и осевой нагрузок

 

                                         (4.97)

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

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

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

 

4.9.2.7 Вычисление эквивалентных нагрузок на подшипники

 

                      (4.98)

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

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

                     (4.99)

4.9.2.8 Определяем долговечность подшипника

 

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

                                 (4.100)

Полученная долговечность подшипника соответствует рекомендуемым значениям.

 

4.9.2.9 Проверка подшипников по статической грузоподъёмности

 

 

                            (4.101)

где Р₀- эквивалентная статическая нагрузка, Н;

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

С учетом двухкратной перегрузки:

Р_о < С_о=27400 Н - условие выполняется.

 

4.9.3 Выбор подшипника скольжения для промежуточной шестерни цилиндрической передачи

 

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

 

4.10 Расчет шлицевых соединений

 

4.10.1 Расчет шлицевого соединения первого вала синхронизирующего редуктора

 

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

,

где Z=6 - число зубьев;

       d=26,мм - внутренний диаметр вала;

       D=30,мм - наружный диаметр вала;

       b=6,мм - ширина зуба.

 

Расчет шлицевого соединения по напряжению смятия [18]:

,                (4.102)

где σ_см. - расчетное напряжения смятия зубьев, МПа;

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

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

        h - рабочая высота прямобочных зубьев, мм.

                          (4.103)

где f - размер фаски, f=0,4 мм [18].

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

         d_ср. - средний диаметр шлицевого соединения.

                                (4.104)

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

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

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 РАСЧЕТ ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ ОТ ВНЕДРЕНИЯ ЛЕСОТРАНСПОРТНОЙ МАШИНЫ

 

 

5.1 Экономическое обоснование расчёта

 

Опыт создания и применения модификационных колёсных тракторов показывает следующее:

• модификационные колёсные трактора могут широко использоваться в качестве базы для различных лесозаготовительных машин, большой дорожный просвет и шины низкого давления этих модификаций обеспечивают устойчивую работу на различных грунтовых покрытиях, и сохранение подроста;
• ведущие колёса большого диаметра, шарнирно-сочленёная рама, значительный дорожный просвет обеспечивают модификациям более высокую проходимость по сравнению с базовыми сельскохозяйственными тракторами;
• рациональная компоновка и лучшее использование тяговых качеств модифицированных тракторов позволяет увеличить полезную рейсовую нагрузку, а, следовательно, и сменную производительность;
• высокая степень унификации модифицированных тракторов с базовыми тракторами позволяет организовать их производство без значительных капитальных затрат.[3]

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

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

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

 

Исходные данные:

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

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

Коэффициент использования рабочего времени………  0,86

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

Премии, %  ……………………………………………………… 30

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

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

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

Нагрузка на рейс, м

• базовой машины …………………………………………  2
• внедряемой машины …………………………………….  3

 

5.2 Расчет экономических показателей

 

Экономический эффект будет складываться из:

• экономии на заработной плате, в результате роста годовой производительности;
• экономии на затратах по содержанию машины.

 

5.2.1 Расчет экономии затрат по заработной плате

 

Определение сменной производительности [15]:

                          (5.1)

 

где Т- продолжительность рабочей смены, мин

                    Т=480, мин;

       Т_ОТД- время на отдых и личные надобности, Т_ОТД=14, мин;

       Т_П.З.- время на подготовительно-заключительную работу на смену, Т_П.З=36, мин;

        l₀- расстояние нулевого пробега, l₀ =1, км;

        t₀- время нулевого пробега в обоих направлениях, t₀ =9, мин;

       к- коэффициент, учитывающий влияние расстояния на среднюю скорость движения, к= 1,3;

        Т₁- время пробега 1 км в обоих направлениях, Т₁=8,3, мин;

        Т₂- время пребывания под погрузкой и разгрузкой, Т₂=12, мин;

         Q- нагрузка на рейс,

                 базовой машины  Q^БАЗ=2, м³;

                 внедряемой машины Q^ВН=3, м³.

Для базовой машины:

Для внедряемой машины:

    

 

  Определение годовой производительности:

,                                                     (5.2)

где Д _р. - число дней работы в году, Д_р. = 250, дней;

       к_см - коэффициент сменности, к_см = 1.

Для базовой машины:

Для внедряемой машины:

 

Расчет годовых расходов на оплату труда и отчислений на социальные нужды:

РОТ=ТС_ч ^. Д_р ^. к_см ^. к_пр ^. к_р.р ^. к_доп ^. к_отч ^. Т_см ,          (5.3)

где ТС_ч - тарифная часовая ставка, ТС_ч=3,5, руб.;

  Т_см - продолжительность рабочей смены, Т_см=8, часов;

  К_пр - коэффициент премий, к_пр=1,3;

  К_р.р - коэффициент районного регулирования, к_р.р=1,7;