Конструкторская разработка. Передвижной съемник гидравлический.

Одна из главных задач производственной деятельности инженера-механика сельского хозяйства – всесторонняя механизация и автоматизация трудоемких производственных процессов с целью улучшения условий труда, повышения качества продукции труда, повышение уровня безопасности работы.

При ремонте зерноуборочных комбайнов перед демонтажем основных агрегатов требуется снимать с некоторых валов и звездочки, которые находятся на значительной высоте от уровня ремонтной площадки. Эта операция из-за высокого расположения шкивов является весьма трудоемкой и дискомфортной. При ее выполнении ручным съемником часто происходит разрушение шкивов, травмирования рабочих.

Для механизации этой трудоемкой ремонтной операции, передо мной была поставлена задача в настоящем разделе выполнить разработку конструкции соответствующего механизма.

Проведенный обзор и анализ технической литературы, патентной информации и периодически издаваемой научно-технической информации, а также рекламных материалов показал, что машиностроительной промышленностью Украины подобные механизмы или машины серийно не производятся.

При разработке установки в ее конструкции учитывались следующие требования: установка должна обладать определенной универсальностью, быть надежной, безопасной и удобной в эксплуатации. Иметь малую энергоемкость и материалоемкость.

Устройство и работа передвижного съемника

Общий вид этой установки представлен на листе 5 графической части. Основой конструкции является каркасная тележка, выполненная из стандартного металлопроката электросварочным способом. Тележка установлена на четырех катках. Два задних катка имеют рычажное крепление, что позволяет легко маневрировать движением установки. Передвигается установка вручную, при среднем вылете стрелы съемника.

К верхней плоскости каркаса тележки шарнирно прикреплена стрела, которая вместе с верхней платформой образует пантограф. Стрела шарнирно опирается на шток гидроцилиндра, выдвижение которого обеспечивает изменение вылета стрелы. На платформе шарнирно установлен съемник, состоящий из гидроцилиндра и захвата.

Захват состоит из трех скоб и через крестовину крепится к концу штока гидроцилиндра. Шарнирное крепление гидроцилиндра обеспечивает изменение положения оси съемника в вертикальной плоскости.

Конструкция съемника, путем изменения радиуса крепления скоб, позволит изменять размер захвата и таким образом работать со шкивами различных размеров.

Рабочую энергию установке сообщает напорная гидростанция, в которой источником механической энергии является асинхронный трехфазный электродвигатель (380В) А02-11- 4, мощностью 1,1 кВт, частота вращения вала 1500 об/мин.

В гидросистеме для создания давления используется насос шестеренчатый НШ-32. Насос закреплен на кронштейне в цилиндрическом гнезде. Его вал с валом электродвигателя соединен втулочной муфтой.

Исполнительными узлами гидросистемы служат гидроцилиндры. Для изменения вылета стрелы гидроцилиндр ГЦ – 100 – 500. Он шарнирно крепится в двух точках - цилиндром к металлоконструкции тележки, штоком к стреле.

Для создания рабочего усилия съемника гидроцилиндр применен специально спроектированный гидроцилиндр.

Гидроцилиндры соединены с гидростанцией гибкими прорезиненными рукавами.

Управление гидрораспределителями и соответственно исполнительными гидроцилиндрами производится с помощью выведенных рычагов: левый для управления стрелой, правый для управления съемником.

Общая гидравлическая схема установки приведена на листе 6. На ней указаны все гидравлические узлы и приборы.

Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции

Определение рабочих нагрузок

Основная рабочая нагрузка, действующая на установку – гидросъемник возникает при снятии шкива с вала, т. е. сопротивление снятия шкива с вала.

Шкивы механизмов комбайна монтируются на вал по посадке с натягом, обычно в этом случае усилие снятия шкива с вала (демонтаж) рассчитывается так:

Рсн.=p·d·l·f·pmax;

где d·- номинальный размер сопряжения “вал-шкив”, в нашем случае берем наибольший из всех имеющихся сопряжений, 80мм;

·l·= 100 мм – длина сопряжения;

f - = 0,15 – коэффициент трения сопрягаемых поверхностей;

Давление на контактирующих поверхностях определяемое величиной натяга посадки.

Предварительно, для расчета pmax определяем максимальный натяг в сопряжение Æ(20…70); Nmax=50 мкм.

где ЕD=Ed=2,1·1011 Па – модуль упругости для стали;

Коэффициент жесткости вала:

Сd=1-Сd=1-m1=1-0,3=0,7;=1-0,3=0,7;

Коэффициент жесткости ступицы:

СD=1+m2=1+0,3=1,3;

где m1=m2=0,3 – коэффициент Пуассона для стали;

RZd=10 мкм; RZD=10 мкм – высота микро неровностей сопрягаемых поверхностей вала и отверстия.

Тогда усилие снятия шкива равно:

РСН=3,14·0,08·0,1·0,15·34,1·105=12,8 кН.

Составляющее усилие от РСН действующее на верхний шарнир стрелы:

Р1=РСН·cosg=12,8·cos60o=6,4 кН.

g=(180-b-a)=(180-63-57)=60о;

Приближенно значение реакции действующей на шток гидроцилиндра изменения вылета стрелы:

Рис 3.1 – Общая схема нагружения

Нmax - максимальная высота применения съемника;

Значение углов a=57о; b=63о – при максимальном вылете стрелы.

Расчет элементов гидропривода

Для достижения компактности в конструкции тележки в гидравлической станции, в качестве нагнетающего прибора использую шестеренчатый насос НШ-10.

Его технические характеристики:

- Рабочий объем 10 см3/об;

- Номинальное давление 10 МПа;

- Номинальная частота вращения 27 об/сек.

Гидравлические цилиндры должны обеспечить рабочее усилие РСН, а также усилие, удерживающее стрелу в рабочем положении, Рстр..

Исходя из значений этих усилий определяю размеры поршней гидроцилиндров. При этом также учитываю необходимую подачу рабочей жидкости в цилиндр, обеспечивающую требуемые технологические скорости.

Оптимальная технологическая скорость снятия шкива Vш равна 0,3…1,0 см/сек.

Предполагая, что частота вращения приводного электродвигателя будет 1500 об/мин (25 об/сек) определяю подачу насоса НШ-10:

QH=q·n=10·25=250 см3/сек;

Тогда диаметр поршня гидроцилиндра съемника должен быть равным:

Значение диаметра поршня исходя из величины рабочего усилия РСН=12,8 кН, рабочая жидкость подается в предпоршневую полость:

где d=30 мм – диаметр штока гидроцилиндра, принятый из условия обеспечения жесткости съемника.

Ориентируясь на расчетные значения диаметра поршня гидроцилиндра съемника, а также учитывая конструктивные особенности крепления гидроцилиндра принимаю диаметр поршня Dп=120 мм и соответственно ему разрабатываю конструкцию гидроцилиндра.

Тогда подача рабочей жидкости в гидроцилиндр должна быть:

Q1=Vш·(0,785Dп-0,785d)·hV=0,5·(0,785·120-0,785·20)·0,85=25 см3/сек.

Такую величину подачи обеспечиваю изменением сечения прохода дросселя.

Диаметр поршня гидроцилиндра стрелы, из условия, что стрела удерживается в рабочем положении за счет давления в гидросистеме, а не за счет перекрытия канала отвода рабочей жидкости.

Ориентируясь на расчетное значение, принимаю стандартный гидроцилиндр с шарнирным креплением и диаметром поршня 100 мм:

ГЦ I-100-500 МН2255.

Расчет мощности приводного электродвигателя для гидронапорной станции:

Nнас=Q·p=0,00003·10·106;

Nнас=Q1·p/z=0,025·10/0,85=0,29 кВт;

Q1=25 см3/сек=0,025 л/сек.

Для обеспечения запаса мощности в гидроприводе принимаю электродвигатель асинхронный трехфазный (380В) А02-11-4 с мощностью 1,1 кВт, частотой вращения вала 1500 об/мин.

Прочностные расчеты

Расчет прочности цапф шарниров гидроцилиндра съемника.

Цапфы воспринимают рабочую нагрузку при демонтаже шкивов. Схема их нагружения приведена на рисунке 3.2.

Рисунок 3.2 – Схема нагружения цапф шарниров гидроцилиндра

Так как цапфы в гнезда опор помещены без зазора условие их прочности: tср£[t]ср.

где [t]ср – допустимое напряжение на срез;

[t]ср=0,2sт=0,2·210=42 МПа;

sт=210 МПа – предел текучести материала цапф (сталь ст. 3), [ ] .

Действительное напряжение среза:

где і=2 – число плоскостей среза;

dц=20 мм – конструктивный размер;

Условие прочности выполняется

20,4 МПа = tср£[t]ср = 42 МПа.

Расчет прочности резьбового крепления шарнирной опоры.

Схема нагружения опоры представлена на рисунке 3.3. Направление приложения силы Рсн/2 взято с учетом допустимого смещения гидроцилиндра.

Рис 3.3 – Схема нагружения шарнирной опоры

Резьба болта М16.

Горизонтальная и вертикальная составляющие основного усилия:

Рг=РСН/2·cos a=12,8/2·cos10o=6,3 кН;

Рв=РСН/2·sin a=12,8/2·sin 10o=1,1 кН;

Так как соединяющие болты поставлены с зазором, сила затяжки болтов из условия отсутствия сдвига стыка:

где z=2 – число болтов;

f=0,17 – коэффициент трения в стыке;

к=1,2 – коэффициент запаса по сдвигу.

По найденной силе затяжки Рзат, рассчитывают болт на совместное действие растяжение и кручение. В этом случае условие прочности:

Допускаемое напряжение:

где sт=210 МПа – предел текучести материала болта (сталь ст. 3);

[n] =1,2 – запас прочности для стали Ст.3.

Площадь поперечного сечения болта по внутреннему диаметру резьб:

Условие прочности болта М16 выполняется.

.

Расчет прочности скобы съемника.

Анализ конструкции скобы съемника и характера ее нагружения показывает, что работоспособность скобы будет определяться прочностью ее захватывающего крюка. Расчетная схема этого элемента представлена на рисунке 3.4.

Рис 3.4 – Схема нагружения скобы

Из схемы видно, что разрушающим будет напряжение изгиба в сечении А-А. Условие прочности скобы:

sи £ [s]и.

где [s]и – допускаемое напряжение изгиба для стали, sи – действительное напряжение изгиба в опасном сечении А-А от усилия Рсн/3.

Допускаемое напряжение, [ ]:

[s]и =0,56 sт=0,5·310=155 МПа;

sт=310 МПа – предел текучести для стали У8.

Действительное напряжение изгиба:

где Ми – изгибающий момент в сечение А-А;

Wи – момент сопротивления изгибу;

Ми=Рсн/3·r=12,8·103/3·35=149333 Н·мм;

Wи=b·a2/6= 20·302/6=3000 мм3.

Сравнивая допустимое и действительное напряжение изгиба в сечение А-А видно, что условие прочности выполняется, т. е.

50 МПа = sи £ [s]и = 155 МПа.

Расчет штока гидроцилиндра стрелы на прочностную устойчивость. Специфическая особенность конструкции привода изменения вылета стрелы (двух опорное шарнирное крепление, увеличенный вылет штока) создает предпосылки потери устойчивости штока в процессе демонтажа шкива на максимальной рабочей высоте. Для предотвращения названного явления выполняем расчет на критическую силу, при которой шток теряет устойчивость и прогибается. Расчетная схема представлена на рисунке 3.5.

Расчет выполняется по формуле Эйлера, которая определяет критическую силу воздействия:

где Е=0,21·106 МПа – модуль упругости стали из которой выполнен шток;

І=0,049·d4 – момент инерции сечения, м;

Lпр= l - приведенная длина стержня, м.

Рисунок 3.5

Максимально допустимое рабочее усилие на штоке гидроцилиндра:

F = Fкр / n=932 / 3,5=266 кН.

где n=3,5 запас прочности.

Так как при демонтаже шкива при максимальных параметрах имеет место неравенство:

266 кН=F>>Rц=30 кН,

считаем, что устойчивость штока вполне достаточна.

Выводы.

Выполненные силовые гидравлические и прочностные расчеты подтверждают работоспособность конструкции передвижного гидросъемника.