Анализ производственной деятельности предприятия

М_{тр сум}=0,16+3,1+6,62=9,88 Нм

      Момент  трения на входном валу [25]; 

      М_{тр вх в}= М_{тр сум}/(n _*η) (3.7) 

где n – передаточное отношение редуктора (ориентировочно принимаем

       червячный редуктор марки Ч-100 М с передаточным отношением n=20

   η – КПД червячного редуктора η=0,75. 

    М_{тр вх в}=9,9/(0,75_*20)=0,66 Нм

      Момент  трения который необходимо преодолеть для поворота конструкции составляет 0,66 Нм

  Расчёт конструкции при установке двигателя на планшайбу.

    Модернизация  конструкции позволяет установку более лёгких двигателей при снятой раме рис 4.3, что повышает годовую загрузку конструкции.

    Конструкция позволяет установку двигателя  на планшайбу (рис.2 лист.), для расчёта  примем максимальную критическую нагрузку равную массе двигателя КамАЗ серии14. с массой 730 кг. Реально разбирается в таком положении только двигатель с предварительно снятыми головкой блока цилиндров и картером общей массой не более 350 кг.

      

    Рис. 3.3 Схема расположения опор и центра тяжести двигателя при установке на планшайбу.

     Рис.3.4 Схема сил.

    На  статическую прочность.

    Находим реакции опор в плоскости х,у, исходя из условия(3.1), (3.2), (3.3), (3.4) ;

    

,

    

,

    

,

    

,

    

,

    

.

     Проверка выполняется по условию.

    

,

    -Na+Nb-F=0,

    -14801.4+21955.4-7154=0

    Условие выполняется. 

    Определение момента трения.

    По  формулам (3.5), (3.6), (3.7):

     М_{тр Na}=14801,4 _*0,07 _*0,01=10,36 Нм

     М_трNb=21955 _*0,07 _*0,01=15,37 Нм

     М_{тр сум}=10,36+15,37=25,73 Нм

     М_{тр вх в}=25,73/(0,75 _*20)=1,72 Нм

   Вывод рабочему необходимо преодолеть наибольший момент трения при установке двигателя  на планшайбу

Выбор редуктора

      Для передачи крутящего момента конструкции  выбираем червячный редуктор (с самоторможением) Ч-100 М

Редуктор Ч-100 М со следующими параметрами.

    Параметры червячного редуктора  марки Ч-100 М производитель  завод “Редуктор” Санкт-Петербург.

    Мощность  на вх. валу при 1500 об/мин, кВт 3.5

    Ном. крутящий момент на вых. валу при ПВ=100%, Н*м 389

    Ном. крутящий момент на вых. валу при ПВ=60%, Н*м 427.9

    Ном. крутящий момент на вых. валу при ПВ=40%, Н*м 447.4

    Ном. крутящий момент на вых. валу при ПВ=25%, Н*м 466.8

    Ном. рад. нагрузка на вх. валу при ПВ=100%, Н 920

    Ном. рад. нагрузка на вых. валу при ПВ=100%, Н 7280

    КПД, % 0,75

    Межосевое расстояние, мм 100

    Масса, кг 57

    Параметры быстроходного конического вала (1:10) (DxL) 32х58

    Параметры  тихоходного  конического вала (1:10) (DxL) 45х82

    Передаточное  отношение n 20

Расчёт  момента на входном  валу редуктора.

          Для передачи крутящего  момента  рабочему необходимо преодолеть момент трения, поэтому возникает  необходимость в расчёте момента  создаваемого рабочим на входном  валу редуктора.

    Данные  для расчёта: Усилие рабочего на ручку  привода составляет Р=12 кг в течение 10 мин, усилие во время пуска Р_мах= 30-50 кг, длинна ручки 250 мм данные по [20].

    Наиболее  длительно действующий момент [25]; 

          М₁=Рgl,  (3.8) 

    где  g-ускорение свободного падения 9,8 м/с²

    l-длинна ручки в м.

    М₁=12^.9,8^.0,25=29,4 Нм.

    Максимальный  момент во время пуска [20]; 

          M_max=P_maxgl, (3.9) 

    М_мах=50^.9,8^.0,25=122,5 Нм.

    Расчёт  момента на входном валу редуктора [30]; 

          М_вых=М₁^.n^.η_ред^.η_подш, (3.10) 

    где  η_ред ,η_подш-КПД соответственно редуктора и подшипников η_ред=0,75 η_подш=0,99.Подшипников на валу два изходя из этого ^.η_подш=0,99²=0,9801 [30].

    М_вых=29,4 ^.20 ^.0,75 ^.0,9801=441Нм.

      Момент  создаваемый рабочим на входном  валу достаточен для преодоления  момента трения и соответственно передачи крутящего момента конструкции.0

     Рис. 3.5 Эпюра крутящего момента. 

    Расчёт  усилия от рейки на шестерню.

    Исходные  данные: усилие на ручку прикладываемое рабочим составляет ^.m =10 кг,[20]

    Длинна  ручки l =150 мм, максимальный радиус кулачка = 40 мм.

    Момент  создаваемый рабочим на ручке [25];

          М_р=g^.m^.l,  (3.11)

    М_р=9,8^.10 0,150=147Нм.

    Усилие  на вал от кулачка [4];

          F= , (3.12)

    

.

    Находим реакции опор в плоскости х,z, изходя из условия;

    

    Рис. 3.6 Схема сил действующих на вал.

    Из  схемы видно, что реакции опор равны [25];

          Na=Nb= , (3.13)

    Na=Nb=

.

      Проверка.

Na+Nb-D=0

1837,5*2-3675=0

      Условие выполняется.

3.4 Проверка на прочность

    Находим изгибающие моменты.

    В плоскости х,у;

    Мb=F^.b=7154

,

    Ma=F^.(b+a)-Nb^.a=6367-6367=0.

    В плоскости х,z;

    Мd_мах=Nb^.a/2=1837,5Нм.

    Эпюры изгибающих моментов.

     Рис. 3.7 В плоскости х,у. 

     Рис. 3.8 В плоскости х,z

    Из  эпюр видно что наибольший изгибающий момент М_из=4292,4 Нм

    Суммарный изгибающий момент [6]; 

          М_сум= , (3.14) 

    М_сум=

=4315Нм.

    Максимальный  изгибающий момент с учетом коэффициента перегрузки[20]; 

          М_из= М_сум , (3.15)

    Коэффициент перегрузки [20]; 

           , (3.16) 

    

=29,4/122,5=4,15. 

    М_из=4315 ^.4,15=17907,25 Нм.

    Суммарное напряжение в опасном сечение вала [30]; 

          σ= + , (3.17) 

    где  F_мах- осевая нагрузка на опору вала Н отсутствует.

    σ=

Н/мм².

    Предельно допускаемые напряжения для вала выполненного из стали марки 40Х с  допустимым напряжением σ_т=750 Н/мм² [30]; 

          [σ_т]=0.8 σ_т, (3.18) 

    [σ_т]=0,8^.750=600.

    Проверка  статической прочности [30];

          σ_э= ≤[σ_т], (3.19)

    где τ-касательные напряжения в опасном  сечение вала τ=0

    σ_э=349,75≤600.

    Условие выполняется для вала изготовленного из стали 40Х напряжение допустимы.

  Расчёт основных параметров шестерни.

    Исходные  данные: делительный диаметр шестерни 230 мм.

          Выбираем количество зубьев зубчатого колеса из расчёта, что поворот должен осуществляться на 10 градусов

    Делительный диаметр зубчатого колеса [30];

          Z=d_i/т,^. (3.20)

    d_i =240/36=6,666.

          Выбираем стандартный  модуль т=6. Тогда делительный диаметр будет равен [30]:

    D_i =6^.36=216 мм.

    Наружный  диаметр зубчатого колеса [30]:

          D= d_i^.+2m (3.21)

    d=216+2*6=228 мм

    Внутренний  диаметр зубчатого колеса [30]:

          D= d_i–^.2m (3.22)

    d=216-2*6=204 мм.

    Термообработка  поверхностная закалка 40-56 HRC

  Масса конструкции.

Масса станины.

Станина сварная для производства, которой использованы швеллера № 16 №19а, №20. расчёт массы швеллеров производится по формуле:

      M=l_*m (3.23)

где l_*m–длинна швеллера в м и масса погонного метра кг/м.

Масса швеллера № 16:

M=3,760_*8,59=32,3 кг

Масса швеллера № 19а:

M=1,600_*15,23=24,4 кг

Масса швеллера № 20:

M=6,520_*18,4=119,968 кг

Масса передней бабки M=62 кг.

Масса задней опоры  в сборе M=20,5

Масса поддона  M=3,5 кг

Массы других комплектующих приведены на стр20, стр25.

      Масса конструкции составила M=492,2 кг

3.5 Принцип действия стенда разборки-сборки двигателей 

    

    Рис 3.9 

    Установка двигателя производится при помощи тали грузоподъёмностью 2тс, установку  производят двое рабочих.

    Последовательность  установки.

    Рама  двигателя переводится в горизонтальное положение при помощи рукоятки 1, и фиксируется рукояткой 2.

    Пиноли  необходимо перевести в положение  максимально-возможного удаления от центра рамы.