Повышение производительности ТЭСА 51-114

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

 

3.1. Расчет параметров  гидроцилиндра

подачи пилы

 

Расчет подраздела 3.1. выполнен по методикам [3] c использованием ПЭВМ (Mathcad 6 PLUS).

Данные для расчета:

F = 0,03 - сила действующая на шток гидроцилиндра при прямом

ходе (МН);

Fo = 0,01 - сила действующая на шток при обратном ходе (МН);

d1= 140 - допускаемое напряжение растяжение для материала

гидроцилиндра (МПа).

d2 = 140 - допускаемое напряжение сжатие для материала штока  (МПа);

Е = 2,1х105- модуль упругости для материала штока (МПа);

d=0,08- внутренний диаметр гидроцилиндра, выбираемый из конструктивных соображений (м), и с учетом ГОСТ 6540-68 (Рекомендуемый по ГОСТ величины - основной ряд: 0,025; 0,032; 0,04; 0,05; 0,06; 0,08; 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,32; 0,4 - дополнительный ряд:0,028; 0,036; 0,045; 0,055:0,07; 0,09; 0,11; 0,14; 0,18; 0,22; 0,28; 0,36 м).

f = 0,3- коэффициент прочности для гидроцилиндра;

l1 = 0,11 - расстояние от головки штока цилиндра до точки расположения           поршня в крайнем выдвинутом положении(м);

b2 = 0,01 - ширина манжетного уплотнения поршня (м);

b1= 0,004 - ширина манжетного уплотнения штока(м);

pu1 = 0,08 - удельное давление колец поршня на стенку цилиндра (МПа);

рu2 = 0,08 - удельное давление манжетных уплотнений на шток (МПа);

рp = 0,05 - давление подпора (МПа);

m= 0,1 - коэффициент трения резины по стали.

Расчет:

 

 

3.1.1. Определение наружного диаметра и толщины стенки

 

Давление рабочей жидкости:

 

Рекомендуемые давления по ГОСТ 6540 - 68 6,3; 10; 16; 25 МПа

 

Скорректированное значение давления:

 

 

Толщина стенки цилиндра:

 

 

Скорректированное значение толщины стенки цилиндра:

Наружный диаметр цилиндра:

 

 

 

3.1.2. Расчет штока гидроцилиндра

 

а. Расчет на сжатие:

 

Сила действующая на шток гидроцилиндра:

 

Необходимая площадь штока:

 

Необходимый диаметр штока:

 

Скорректированное значение диаметра штока:

 

б. Расчет на устойчивость

 

Момент инерции сечения штока:

 

 

Значение критической силы для рассматриваемого случая Мн:

 

 

Следует сравнить значение критической силы Ркр = 0,336 Мн со значением силы действующей на шток  F = 0,03 Мн ( должно быть Ркр>Р).

 

 

3.1.3. Определение движущего усилия на штоке

 

Усилие трения в манжетных уплотнениях штока при прямом ходе штока:

 

Усилие трения в манжетных уплотнениях штока при обратном ходе штока:

 

 

Сопротивление от вытекание рабочей жидкости в поршневой области;

Сопротивление от вытекания рабочей жидкости в штоковой области:

Усилие трения в манжетах поршня:

 

 

Движущее усилие при прямом ходе штока:

 

 

Движещее усилие при обратном ходе штока:

 

Следует сравнить движущее усилия на штоке с требуемым значениями (должно быть Fdp >F и Fdo>Fo ).

 

 

Результаты расчета:

 

Внутренний диаметр гидроцилиндра:

d= 0,08 м;

Наружный диаметр цилиндра:

D= 0,09 м;

Диаметр штока:

dsc = 0,02 м;

Давление рабочей жидкости:

р = 6 МПа;

Движущее усилие при прямом ходе штока:

Fdp = 0,031 Мн;

Движущее усилие при обратном ходе штока:

Fdo = 0,029 Мн.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.2. Расчет привода дисковой пилы

 

Статистический момент на пильном диске от усилий реза:

 

Мст.д = Т · r = 3000 · 0,35 = 1050 Н·м;

 

Момент холостого хода пильного диска определяется как:

 

Мх.х = 0,1 · Мст. д = 0,1 · 1050 = 105 Н·м;

 

Тогда средний момент за время цикла резки:

 

Мср =

Мср = Н·м;

где    tp – время резания, с;

tx.x – время от окончания реза до начала следующего, с;

tц – время цикла от реза до реза, с.

 

Средняя мощность электродвигателя:

 

Nср = = 45 кВт.

Выбираем двигатель: 4АН180S2Y3 N=37 кВт, n=3000 об/мин.

 

Составляем уравнение работ:

 

Амех > Арез.

где    Амех – работа механизма, Дж;

Арез – работа реза, Дж;

 

Арез = Ррез · Vрез · tр = 3000 · 110 · 0,5 = 165000 Дж;

Амех = Адв + DЕк

где    Адв – работа двигателя, Дж;

Адв = N · t =37000· 0.5 = 18500 Дж.

Из расчета видно, что только за счет двигателя рез не произойдет, поэтому Амех следует увеличить за счет Ек маховика.

 

DЕк = = 229161 Дж.

Где I – момент инерции, кг·м2;

w - угловая скорость, рад/с;

 

Амех > Арез – условие выполняется

 

Геометрические размеры маховика:

D = 330 мм, m = 97 кг

Данные высчитаны из момента инерции I = GD2, который был получен с помощью подбора.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.3. Расчет маятникого  редуктора

 

 За основу расчета маятникого редуктора взята методика цилиндрического редуктора. Редуктор предполагается одноступенчатый, косозубый. Основная его задача передать момент вращения от двигателя к пиле для обеспечения реза. Схема расположения редуктора представлена на рис. 3.1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 3.1

Исходные данные:

• Частота вращения n=3000 мин-1
• Передаточное число одной пары зубчатых колес u=1.8 

Редуктор предназначен для длительной эксплуатации, работа непрерывная, валы установлены на подшипниках качения.

 

 

 

 

 

3.3.1. Расчет зубчатых колес редуктора 

 

По табл. 3.3. [5] выбираем материалы зубчатых колес:

• для шестерни

    сталь 40Х = 880-930 МПа

              = 690 МПа

                                  НВ = 270 

• для колес

    сталь 40Х    = 830 МПа

              = 540 МПа                              

                  НВ = 245. 

 

Допускаемые контактные напряжения:

 

[sн] = sн limb·KHL/[SH], МПа,

 

где sн limb – предел контактной выносливости;

sн limb = 2·НВ+70 (табл. 3.2. [5]);

sн lim1 = 2·270+70 = 610;

sн lim2 = 2·245+70 = 560;

КHL – коэффициент долговечности, при числе циклов больше базового цикла нагружения, что имеет место при длительной эксплуатации КHL = 1;

  [SHL] – коэффициент безопасности, ([SHL] = 1.10).

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения

 

• для шестерни

[sн1] = 610·1/1.1 = 563,6 МПа;

• для колеса

[sн2] = 560·1/1.1 = 509 МПа.

 

Требуемое условие:

[sн]£1.23[sн min],

где [sн min] = [sн2]     

условие выполняется 563.6 МПа < 626 МПа.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем,

 

= в/аw = 0,5 (стр. 36 [2])

 

Предварительное межосевое расстояние по формуле 4.38. [6]

 

а`=(u+1)

 

Расчетный момент

 

Т`р= Т·КН

 

Коэффициент нагрузки

 

К`Н= К`Нa К`Нb К`Нn

 

 

Предварительное значение окружной скорости по формуле 4.36.[6]

 

n`=n1/(103·Cn)

 

Коэффициент ширины выбираем по табл. 3.3. [6] Y`а= 0.5

Коэффициент Сn=19.5 по табл. 4.9 [6], следовательно

n`=3000/(103·19.5)

= 10.76

Коэффициент распределения нагрузки по рис. 4.7 [6] К`Нa=1.022

Отношение ширины колеса к диаметру шестерни

b/d1= Y`а·(u+1)/2 = 0.5·2.8/2 = 0.7

 

Коэффициент концентрации по формуле 4.34 [6]

КНb=К0Нb

Начальный коэффициент концентрации по табл. 4.7 [6] К0Нb=1.1

Коэффициент динамичности по табл. 4.11 [6] К`Нn= 1,07

К`Н= 1.022·1.1·1.07=1.2

Тогда

Тр= 5.54·105·1.2=6.65·105 Н·мм

а`= (1.8+1) =127.5 мм

Принимаем в соответствии с единым рядом, а так же исходя из конструкторских соображений стандартное значение а`= 200 мм

 

Ширина колеса и шестерни:

в= а· =200·0.5=100 мм

 

Действительная скорость по формуле 4.42 [6]  

n= м/с

 

Уточняем К`Н= К`Нa К`Нb К`Нn

Окончательное значение коэффициента распределение нагрузки К`Нa=1.05

Окончательное значение коэффициента концентрации К`Нb=1.1

Окончательное значение коэффициента динамичности К`Нn=1.14

Окончательное значение коэффициента нагрузки К`Н=1.316  

 

Фактическое контактное напряжение:

 

sН=270

Разница между фактическим и допускаемым напряжением

Результат следует считать хорошим

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующим рекомендациям

mn= (0.01 – 0.02)·аw, мм

mn= (0.01 – 0.02)·200 = 2 - 4, мм

Исходя их того, что имеется большой запас прочности и в соответствии с единым рядом принимаем модуль равный mn= 5

Коэффициент нагрузки по формуле 4.26 [6]

КF= KFa KFb KFn 

Коэффициент распределения нагрузки (см. с. 92 [6]) KFa= 0.72

Коэффициент концентрации по табл. 4.8 [6] KFb= 1.08

Коэффициент динамичности по табл. 4.11 [6] KFn= 1.6

КF= 0.72·1.08·1.6= 1.25

Допускаемое напряжение на изгиб (см. табл. 4.6 [6])

Мпа

где [SF] – коэффициент безопасности

sF limb = 1.8·HB, HB = 180 – 350.

Окружная сила по формуле 4.44 [6]

Н

Угол подъема линии зуба по формуле 4.48 [6]

b`=arcsin 3.5·mn/b= arcsin 3.5·5/100= 10.078

Суммарное число зубьев по формуле 4.49 [6]

Z`=Z2+Z1=

Принимаем Z= 79

 

Окончательный угол подъема линии зуба

b= arccos Z·mn/2a= arccos 79·5/400= 901`

 

Число зубьев шестерни по формуле 4.51 [6]

Z1=Z/(u+1)= 79/2.8=  28.21

Принимаем Z1= 28

 

Число зубьев колеса по формуле 4.52 [6]

Z2= Z – Z1= 79 – 28= 51

Фактическое передаточное число uф= Z2/Z1= 51/28= 1.821

Отклонение фактического передаточного числа от заданного

Определим размеры диаметров зубчатых колес маятникого редуктора:

Делительные диаметры по формуле:

D1= mn·Z1/cos b = 5·28/0.987 = 141.75

D2 = mn·Z2/cos b = 5·51/0.987 = 258.25 мм

Проверяем расчеты:

(d1+ D2)/2 = aw; (141.75+258.25)/2 = 200

Диаметры вершин зубьев по формуле 4.63 [6]

Da1= D1+2·mn= 141.75+2·5= 151.75 мм

Da2= D2+2·mn= 258.25+2·5= 268.25 мм

Диаметры впадин зубьев по формуле 4.64 [6]

Df1= D1 – 2·mn= 141.75 – 2·5= 131.75 мм

Df2= D2 – 2·mn= 258.25 – 2·5= 248.25 мм

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни по формуле 4.54 [6]

Приведенное число зубьев по формуле 4.55 [6]

Zn1=

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [6] YF1= 3.83

Коэффициент наклона зуба по формуле 4.55 [6]

Yb= 1-b/140= 1- 9.1/140= 0,935

 

Таким образом,

36,5 Мпа

Значение коэффициента YF1>YF2, следовательно сравнение допустимых значений будет идти по sF1.

[sF]= 277.7> sF1=36.5 МПа.

Условие выполнено.

 

На основе выполненных расчетов мы видим, что зубчатое зацепление проходит. Силы действующие в зацепление показаны на

 рис. 3.2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 3.2

Осевая сила:

Fa= Ft·tg b = 6550·tg 9 1=1049 H

Радиальная сила по формуле 4.70 [6]

Fr= Ft·(tg a/cos b)= 6550·0.364/0.987 = 2415 H

Нормальная сила по формуле 4.71 [6]

Fn= Ft/(cos a·cos b)= 6550/(0.939·0.987)= 7067 H

Следовательно, зубчатые передачи проходят и по напряжениям на  выносливость, на контактную прочность и по напряжениям изгиба.

Основные параметры цилиндрической зубчатой передачи представлены в табл. 3.1

Таблица 3.1

Параметры	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, мм	141.75	258,25
Диаметр окружности вершин, мм	151,75	268.25
Межосевое расстояние, мм	200
Толщина, мм	100	100
Диаметр окружности впадин, мм	131,75	248.25