Техническое обеспечение заготовки кормов с модернизацией вала отбора мощности ВОМ трактора МТЗ - 320

Дипломный проект

Пояснительная записка состоит из страниц, в том числе таблиц, рисунков, листов графической части формата А1.
Ключевые слова: вал отбора мощности, трактор «Беларус-320», редуктор, приводной вал, шестерня.
В дипломном проекте рассмотрена модернизация вала отбора мощности трактора «Беларус-320».
Произведена замена шестерен замена зависимого ВОМ на незави-симый, увеличение толщины зубьев шестерен зубчатой передачи для повышения надёжности и долговечности работы ВОМ..
Рассчитаны технико-экономические показатели, а также произведен расчет привода вола отбора мощности и патентный поиск.
В соответствии с заданием были рассмотрены вопросы окружаю-щей среды и безопасности жизнедеятельности.


СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ......
1. ХАРАКТЕРИСТИКА ХОЗЯЙСТВА И ПЕРСПЕКТИВНЫЙ ПЛАН РАЗВИТИЯ
1.1 Общие сведения о предприятии...
1.2 Характеристика предприятия...
1.3 Характеристика животноводства...
1.4 Наличие и использование техники в хозяйстве...
1.5 Характеристика фермы...
1.6. Перспективный план развития хозяйства...
2. ОБОСНОВАНИЕ ТЕМЫ ПРОЕКТА
2.1 Сравнительный анализ механизмов отбора мощности
тракторов...
2.2 Актуальность темы...
2.3 Выбор направления совершенствования...
3. ПАТЕНТНЫЙ ПОИСК
3.1 Результаты патентного поиска......
3.2 Выводы и рекомендации......
4. РАСЧЕТЫ ПРИВОДА ВАЛА ОТБОРА МОЩНОСТИ
4.1 Нагрузочные режимы для расчета деталей вала отбора мощности......
4.2 Нагрузочные режимы независимого ВОМ...
4.3 Нагрузочные режимы синхронного ВОМ......
4.4 Исходные данные.......
4.5 Расчет шестерен............ 
4.6 Расчет зубчатой передачи......
4.7 Расчет вала.........
5. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ СХЕМА РАБОТЫ МАШИНЫ
6. БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИ
6.1 Анализ состояния охраны труда на СПУ «Заречный» Кличевского района...
6.2 Разработка мер безопасности при эксплуатации трактора «Беларус-320»...
6.3 Обеспечению пожарной безопасности в СПУ «Заречный»......
7. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДИПЛОМНОГО ПРОЕКТА.
7.1 Расчет производительности машинно-тракторного агрегата и годового объема работ......
7.2 Расчет трудозатрат и роста производительности
7.3 Удельная материалоемкость процесса (работы)...
7.4 Удельная энергоемкость процесса (работы)...
7.5 Расход топлива...
7.6 Капиталоемкость процесса (работы)...
7.7 Расчет эксплуатационных затрат и их экономии......
7.8 Расчет эффективности капитальных вложений (инвестиций) в приобретение сельскохозяйственной техники........
ЗАКЛЮЧЕНИЕ...
ИСПОЛЬЗУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА...
ПРИЛОЖЕНИЯ


2.3 Выбор направления совершенствования

Направлением совершенствования выбираем замену зависимого ВОМ на независимый,частота вращения которого не зависит от того, на какой передаче движется трактор. В связи с этим режимы работы ВОМ, включая пуск и остановку, не зависят от режима работы трансмиссии. При наличии такого ВОМ можно последовательно осуществить разгон рабочих органов сельскохозяйственных машин и агрегата, а также изменить скорость агрегата или полностью его остановить без изменения режима работы ВОМ. Благодаря этому можно регулировать, например, подачу перерабатываемой массы на рабочие органы уборочных машин при неравномерном стеблестое по длине гона и исключать забивание рабочих органов. Одновременно мы увеличиваем толщину зубьев шестерен зубчатой передачи, что хотя и увеличивает материалоёмкость но и одновременно повышает надёжность и долговечность работы ВОМ.
Изменяя и оптимизируя ВОМ трактора Беларус-320 позволит нам агрегатировать трактор с более производительными с/х орудиями.









4. РАСЧЕТЫ ПРИВОДА ВАЛА ОТБОРА МОЩНОСТИ

4.1 Нагрузочные режимы для расчета деталей вала отбора мощности

В качестве исходной нагрузки принимался крутящий момент Тхв на хвостовике ВОМ. Значения Тхв определялись для каждой из агрегатируемых через ВОМ машины.

4.2 Нагрузочные режимы независимого ВОМ

В таблицах 4.1 и 4.2 приведены нагрузочные режимы для расчета независимого ВОМ при оборотах n = 540 об/мин и n = 1000 об/мин.
При снятии характеристики двигателя на тракторе силовая передача ВОМ может нагружаться номинальной мощностью N = 180 л.с. в течение 25 часов .Максимальный момент на входном валу привода ВОМ может достигать значений:

(4.1)



Таблица 4.1- Нагрузочные режимы независимого ВОМ
Мощность Ni , кВт
 50,0 60,0 70,0 80,0 

Время работы на i-ой мощности, час 825 450 150 75 1500
Доля времени работы на i-ой мощности 0,55 0,3 0,1 0,05 1,0
Крутящий момент на хвостовике, Н-м 608,0 729,6 851,0 972,0 705,6
Окончание таблицы табл. 4.1
Мощность Ni , кВт 80,0 100,0 120,0 150,0 180,0 

Время работы на i-ой мощности, час 350 500 750 875 25 2500
Доля времени работы .на i-ой мощности 0,14 0,2 0,3 0,35 0,01 1,0
Крутящий момент на хвостовике. Н-м 520,9 651,1 781,0 977,0 1172,0 828,9


4.3 Нагрузочные режимы синхронного ВОМ

Синхронный привод ВОМ на тракторе Беларус-320 может использо-ваться на уборочных работах ( ) и на внесении удобрений ( ). При номинальной частоте вращения вала двигателя пд = 2100 об/мин синхронная частота ведущего вала редуктора ВОМ составит:
(4.2)


(4.3)
где - частота вращения ведущего вала при синхронном приводе;
- скорость движения на i-ой передаче;
- передаточное число трансмиссии на i-ой передаче;


- передаточное число от вторичного вала коробки передач к ведущему валу редуктора ВОМ.
На высшей (15-ой передаче) при внесении удобрений






В таблице приведены возможные режимы работы синхронного ВОМ при внесении удобрений и уборочных работах. Как видно из таблицы 4.3, на синхронном режиме работы и на высоких скоростях движения трактора частота вращения элементов редуктора (ведущего вала, сателлита, хвостовика) увеличивается до 2,8 раза. Загрузка синхронного ВОМ по мощности не превышает 60 л.с. и перекрывается нагрузочными режимами независимого ВОМ.
Нагрузочные режимы синхронного ВОМ приведены в таблице 4.3.
Таблица 4.2- Нагрузочные режимы синхронного ВОМ
Виды работ, рабочие скорости трактора, мощность на ВОМ Синхронная ча-стота вращения хвостовика, об/м
 Частоты вращения элементов редуктора, об/мин
  ведущий вал сателлит хвосто-вик
Внесение удобрений, ,
N=27-60 л.с. 7,14
3,825 950,2-2831,4 950,2-2831,4 712,7-2123,5 712,7-2123,5 950,2-2831,4 950,2-1137,6
Уборочные работы,
N = 36-56 л.с. 7,14
3,825 206,9-1304,7 206,9-1304,7 155,2-978,5 155,2-978,5 206,9-1304,7 110,8-698,9




4.4 Исходные данные

Задний вал отбора мощности имеет независимый привод с двумя режимами скоростей (540 об/мин и 1000 об/мин). Независимый привод осуществляется от двигателя с помощью пары цилиндрических шестерен с числом зубьев 22/42 и расположенных в корпусе муфты сцепления; соединительного вала коробки передач; муфты переключения привода и редуктора.
Редуктор двухскоростного ВОМ установлен в корпусе заднего моста состоит из ведомой и ведущей шестерен, соединенных между собой посредством трех равнорасположенных промежуточных шестерен, смонтированных на осях, запрессованных в корпусе редуктора. Ведущая и ведомая шестерни имеют шлицевые отверстия, посредством которых соединяются со сменными хвостовиками в зависимости от требуемого режима работы.
Включение и выключение ВОМ осуществляется многодисковой фрикционной муфтой.
Нагрузочные режимы для ВОМ приведены в таблицах 4.1. (при n = 540 об/мин) и 4.2. (при n = 1000 об/мин).
Нагрузочные режимы независимого ВОМ при n = 540 об/мин приведены в таблице 4.4.
Таблица 4.3- Нагрузочные режимы независимого ВОМ
Ni, кВт 50 60 70 80 

Lh, час 825 450 150 75 1500

0,55 0,3 0,1 0,05 1,0
nХВ, об/мин 589
ТХВ Н м 608 729,6 851 972 705,6
nZ=22 ,об/мин 2100


Окончание таблицы4.3
TZ=22, Н м
181 217 253,6 289,9 210,1
na1,об/мин 1100
Tа1, Н м 338,6 406 474,5 542,4 393,1
Ta1-g2, Н м 129,8 155,6 181,9 207,9 150,7
ng1,об/мин 825
Tg1, Н м 169,9 203,8 237,8 271,6 197,2

Ni- мощность на хвостовике. Исходными данными для расчета крутящих моментов и чисел оборотов является крутящий момент на хвостовике ТХВ и число оборотов хвостовика nХВ.
Zal = 15 - число зубьев ведущей шестерни редуктора ВОМ ;
Za2 = 21 число зубьев ведомой шестерни редуктора ВОМ ;
Zg1 = 15 и Zg2 = 20 - числа зубьев сателлитов .
Момент на ведущей шестерне привода ВОМ Z = 22:


(4.4)
где - КПД цилиндрической передачи.
Момент на ведущей шестерне редуктора BOM Za1 = 15:
(4.5)


- передаточное отношение.
Число оборотов ведущей шестерни редуктора BOM Zа1 = 15 :

(4.6)

Момент на сателлите Zg1 = 15 рассчитывается по формуле:

(4.7)


где Kн = 1,15 - коэффициент неравномерности;
ng = 3 - число сателлитов.
Число оборотов сателлита Zg1 = 15 :

(4.8)


Нагрузочные режимы независимого ВОМ при n = 1000 об/мин приведены в таблице 4.4.
Таблица 4.4- Нагрузочные режимы независимого ВОМ
Ni, кВт 80 100 120 150 180 

Lh, час 350 500 750 875 25 2500

0,14 0,2 0,3 0,35 0,01 1,0
ТХВ Н м 520,9 651,1 781 977 1172 828,9
nХВ, об/мин 1100
TZ=22, Н м 278,4 348 417,6 522 626,4 443
nZ=22 ,об/мин 2100
Момент на ведущей шестерне привода BOM Z = 22 :

(4.9)


4.5 Расчет шестерен

Расчет шестерен на изгибную и контактную прочность выполнен по программе ZUB.EXE «Пакет прикладных программ по расчету зубчатых передач».
Результаты - в таблице 4.5
Таблица 4.5- Расчет шестерен на изгибную и контактную прочность


m, мм A, мм b w, мм Материал, обработка 0
QFlim
МПа QF
МПа QFР
МПа 0
QНlim
МПа QН
МПа QНР
МПа
22 42 0,36 0,168 4,5 146,25 26 25ХГМ(нц) 1000 526,8 528,37 625,81 1403 1207,17 1158,5
15 20 0,48 0,44 4,0 73,2 24 25ХГМ(нц) 1000 328,07 324,17 632,26 1426 1284,98 1128,92
15 21 0,28 0,038 4,0 73,2 30 25ХГМ(нц) 20ХНЗА(нц) 1000 750 372,71 393,07 632,26 474,19 1426 1368,36 1266,39

Расчетные контактные напряжения в зубьях шестерен вала отбора мощности выше допускаемых.

4.6 Расчет зубчатой передачи

Для изготовления шестерни и колеса применяется сталь 20ХН3А со следующими механическими характеристиками: σВ = 930 Н/мм2, σТ = 735 Н/мм2, твердость при цементации 32...65 HRC. Расчет производится при твердости 55 HRC. Межосевое расстояние количество зубьев шестерни и колеса , ; передаточное отношение ; модуль ; диаметр делительной окружности , ; вращающий момент на колесе .
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем по формуле:
  (4.10)
где - предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев, МПа;
- коэффициент долговечности; - коэффициент безопасности;
- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;
- коэффициент, учитывающий окружную скорость;
- коэффициент, учитывающий влияние смазывания;
- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. ГОСТ рекомендует для колёс с d<1000 мм принимать

Определяем базовый предел контактной выносливости поверхностных
слоев зубьев для шестерени и колеса:
  (4.11)

Тогда


Допускаемые напряжения при расчете на усталость зубьев при изгибе:
(4.12)
где - предел выносливости зубьев при изгибе;
- коэффициент безопасности;
- коэффициент долговечности;
- коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
Тогда

Проверочный расчет на контактную прочность зубьев:
(4.13)
где КН — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки и между зубьями и по ширине венца;
КН = КНКНКН , (4.14)
КН — коэффициент учитывающий неравномерность распределения
нагрузки между зубьями, для прямозубых колёс КН=1 табл. 9.12 стр178 [27].
КН — коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КН = 1,05 стр. 176 табл. 9.11 [27].
КН — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении при расчёте на контактную прочность поверхности зубьев. КН = 1 стр.164 [27].
Таким образом:
КН = 1∙1,05∙1 = 1,05;
ZМ — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс, ZМ = 275 (Н/мм2)1/2 стр. 163 [27].
ZН — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, ZН = 1,77 стр.163 [27].
Zε =1 - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
Тогда контактные напряжения:

Условие прочности выполняется.
Проверочный расчет зубьев на усталость при изгибе:
(4.15)
где YF — коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев;
у шестерни    (4.16)

у колеса   

По эквивалентному числу зубьев YF1 = 3,38 и YF2 = 3,39 стр. 175 табл.9.10 [27].
Так как


Расчёт проводим по колесу.
Yβ =1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба;
Yε — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;
(4.17)
(4.18)


КF — коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на усталость при изгибе;
КF = КFαKF KFv,  (4.19)
где KFα — коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, KFα =1 стр. 164 /1/.
KF — коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, KF = αКНβ = 1,15·1,05 = 1,21 стр. 176 табл. 9.11 [27].
KFv — коэффициент учитывающий динамическую нагрузку,
возникающую в зацеплении, KFv = 1,2 стр. 178 табл. 9.13 [27].
Тогда:
КF = 1∙1,21∙1,2 = 1,45.

Проверяем прочность зубьев колеса по формуле:

Условие прочности выполняется.

4.7 Расчет вала

Дано: 12063Н, 4389,8. Материал вала сталь 25ХГМ,
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:




Производим проверку правильности определения численных значений реакций :


Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости




Производим проверку правильности определения численных значений реакций:


Определяем и строим эпюру изгибающих моментов (рис 5.1):
В вертикальной плоскости:


Максимальный изгибающий момент
В горизонтальной плоскости:


Максимальный изгибающий момент



Рис. 4.1 Расчет вала
Определяем суммарный изгибающий момент:
(4.20)
Опасным сечением является сечение под шестерней.
Определим пределы выносливости стали 25ХГМ:
 при изгибе:
(4.21)
при кручении:
(4.22)
Нормальные напряжения под подшипником:
(4.23)

Определим момент сопротивления:
(4.24)

Касательные напряжения:
(4.25)

Определим момент сопротивления при кручении:
(4.26)

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Масштабные факторы
Для среднеуглеродистых сталей
Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
(4.27)
где =0;

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
(4.28)

Общий коэффициент запаса прочности:
(4.29)

Прочность и жёсткость обеспечены.