Проект установки для стряхивания шишек хвойных пород деревьев

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 20 Апреля 2013 в 03:14, дипломная работа

Краткое описание

В дипломном проекте поставлена цель – разработать оборудование и технологический процесс стряхивания шишек хвойных пород деревьев.
Для достижения поставленной цели в проекте решены следующие задачи:
– проведён анализ существующего оборудования и на основе этого разработана кинематическая схема стряхивателя
– проведены силовые и прочностные расчёты, на основе которых разработаны чертежи стряхивателя и технологический процесс стряхивания шишек хвойных пород деревьев

Содержание работы

Реферат 3
Введение 6
1 Аналитическая часть 8
1.1 Краткие сведения сбора, обработки, хранения и транспортировки шишек 8
1.2 Предварительное обследование лесосеменных объектов перед
заготовкой семян 9
1.3 Сбор шишек, плодов и семян 10
1.4 Переработка шишек хвойных пород 13
1.5 Хранение семян 15
1.6 Резервный фонд семян 16
1.7 Особенности сбора, обработки и хранения шишек, плодов и семян
хвойных пород деревьев 18
1.8 Средства для сбора семян 21
2. Конструкторская часть 23
2.1 Гидрооборудование экскаватора ЭО-2621 с вибрационной установкой 23
2.2 Проектирование гидропривода захвата и улавливателя 25
2.2.1 Выбор гидрораспределителя 25
2.2.2 Расчёт потерь напора в системе гидропривода 25
2.2.3 Определение КПД гидропривода 27
2.2.4 Определение усилия развиваемого гидроцилиндром 30
2.2.5 Определение скорости выдвижения штока захвата 30
2.3 Расчет на прочность пальца крепления гидроцилиндра к кронштейну
рамы 31
2.3.1 Расчет по условию прочности на срез 31
2.3.2 Расчет пальца на смятие 33
2.3.3 Проверка прочности кронштейна на разрыв 33
2.4 Определение усилия развиваемого вибратором 34
2.5 Расчёт закрытой цилиндрической прямозубой передачи 36
2.5.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений 36
2.5.2 Определение сил в зацеплении 36
2.5.3 Проверочный расчет передачи 37
2.6 Расчет вала вибратора на кручение 39
2.7 Расчет шлицов вала вибратора 40
2.8 Проверочный расчет долговечности подшипников 41
3. Технологическая часть 44
3.1 Описание работы и техническая характеристика вибрационной
установкой 44
4. Технико-экономическое обоснование проекта 46
4.1 Маркетинговые исследования 46
4.2 Расчёт экономической эффективности 47
4.2.1 Расчёт капитальных вложений 47
4.3 Определение показателей производительности труда 52
4.4 Расчёт текущих затрат на сбор семян 53
4.4.1 Затраты на изготовление вибрационной установки 53
4.4.2 Расчёт заработной платы рабочих за время сбора семян 54
4.4.3 Расходы на содержание и эксплуатацию оборудования 55
4.5 Экономическая оценка проекта 57
5 Безопасность и экологичность проекта 60
5.1 Анализ условий труда 60
5.2 Безопасность производственной деятельности 61
5.2.1 Кабина 62
5.2.2 Шум 64
5.2.3 Виброзащищенность 64
5.2.4 Обзорность 64
5.2.5 Освещение 65
5.2.6 Требования к безопасности конструкции 66
5.2.7 Требования безопасности к материалам 67
5.2.8 Требования эргономики и технической эстетики 67
5.2.9 Правила безопасной работы 68
5.2.10 Безопасность при хранении 69
5.2.11 Требования к профессиональному отбору 69
5.3 Производственная санитария и гигиена труда 70
5.4 Противопожарные мероприятия 71
5.5 Экологичность проекта 72
5.6 Разработка системы мероприятий по обеспечению безопасности труда 74
5.7 Безопасность в чрезвычайных ситуациях 74
Заключение 78
Список использованных источников 79
Приложение А Патентные исследования 82

Содержимое работы - 72 файла

ВВЕДЕНИЕ.docx

— 22.98 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

1 Аналитическая часть.docx

— 46.17 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

2.1 Конструкторская часть.docx

— 220.61 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

2.2.гидравлика +.docx

— 644.33 Кб (Скачать файл)

 

Сила, с которой непосредственно  воздействует вибратор на дерево, есть не что иное, как центробежная сила пропорциональная квадрату угловой  скорости гидромотора. В результате того что в вибраторе возникают  антифазные колебания сила передаваемая дереву будет изменяться по закону синуса и определяется по формуле [9]:

 

,                                      (2.4.1)

 

где    – масса дисбалансов, кг;

  – расстояние от оси вращения до центра масс дисбаланса, м;

 – угловая скорость вращения выходного вала гидромотора, рад/с;

 –угол поворота центра масс дисбаланса, º.

 


 

Рисунок 2.4 – Зависимость силы P от угла поворота

 

,                                           (2.4.2)

 

где    – частота вращения вала гидромотора, с-1.

 

 рад/с

 

 кН 

В результате расчетов сила передаваемая дереву вибратором при  максимальных оборотах гидромотора  и угле α=90º составляет 41,7 кН.

 

2.5  Расчёт закрытой  цилиндрической прямозубой передачи

2.5.1  Выбор материала  и определение допускаемых напряжений

 

Для изготовления зубчатых колёс выбираем материал – Сталь 45, термообработка – улучшение. Твёрдость  поверхности зубьев шестерни 260 НВ, колеса – 240 НВ [10].

Определяем допускаемые  контактные напряжения :

 

                               (2.5.1)

 

                              (2.5.2)

 

где     - коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса;

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

Принимаем .

=1,8·260+67=535

=1·535=535

=1,8·240+67=499

=1·499= 499

Принимаем .

Определяем допускаемые  напряжения на изгиб  , :

                            (2.5.3)

 

где     - коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса;

Принимаем

=1,03·260·1= 267,8

=1,03·240·1= 247,2

 

2.5.2  Определение сил в зацеплении

 

Определение окружной силы в зацеплении , Н:

                   (2.5.4)

 

где     - делительный диаметр шестерни, =255 мм;

- вращающийся момент, =41,7 Н м.

 

 

Радиальная сила в зацеплении:

 

;                                   (2.5.5)

 

 

 

Рис.2.5.1 – Схема сил в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи.

 

2.5.3  Проверочный расчет передачи

 

Проверяем контактные напряжения , [10]:

 

;    (2.5.6)

 

где    КНα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по графику в зависимости от окружной силы и степени точности передачи;

 

V = ω · d1 / (2 · 103)                                              (2.5.7)

 

V = 175,8 · 255 / (2 · 103) = 22,4 м/с

 

КНV – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

Принимаем: =1, =1,1.

 

 

не превышает в допустимых пределах, т.е. недогрузка составляет не более чем 10%.

 

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса ,:

 

    (2.5.8)

 

где   - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям зависит от числа зубьев;

- коэффициент, учитывающий наклон  зуба;

- коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки между зубьями;

- коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба;

- коэффициент динамической нагрузки;

Принимаем: =3,60, =1, =1.23, =1,2, =3,88, =1

Находим отношение  :

Для шестерни:

Для колеса:

 

Дальнейший расчет ведем  для зубьев шестерни, для которой  найденное отношение меньше:

 

 

Полученное значение показывает, что условие прочности < выполняется.

 

2.6  Расчет вала  вибратора на кручение

Расчет  вала на кручение определяем по формуле [10]:

 

≤  [τкр] ,                  (2.6.1)

 

где    t - нормальное напряжение на кручение, ;

Мк – крутящий момент, Н м;

W – момент сопротивления сечения при кручении, мм3;

кр] – допускаемое напряжение на кручение, МПа, для стали 40х по ГОСТ 380-71  [τкр] = 250 .

 

Момент сопротивления  сечения при кручении, мм3, определяется по формуле

                                        W =

  ,                                            (2.6.2)

  где  d – диаметр вала, мм.

           W =

= 4,207
103 мм3

 

Подставляя рассчитанные значения, получим

 

τкр =

= 9,91
< 250

Вал  соответствует условию  прочности  на кручение  по допускаемому напряжению, условие прочности на кручение выполнилось.

 

2.7 Расчет шлицов  вала вибратора

 

Боковые поверхности  зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их на изгиб  и срез. Для применяемых соотношений элементов шлицевых соединений решающее значение имеет расчёт на смятие [10].

Проверка соединения на смятие производится по формуле

 

                          ,      (2.7.1)

 

где    Мкр. – крутящий момент, передаваемый соединением, Н мм;

ψ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения  нагрузки по зубьям, ψ = 0,75;

F – площадь  всех боковых поверхностей зубьев  с одной стороны на 1 мм длины, мм2;

l – рабочая длина зуба, мм;

rср – средний радиус закругления, мм;

см] – допускаемое напряжение на смятие, МПа, для стали 40х по ГОСТ 380-71  [σсм ] = 500 .

 

Принимаем  для  вала шлицы размером 20 х 25 х 6 средней серии длиной 30 мм.

Площадь всех боковых  поверхностей зубьев с одной стороны  на 1 мм длины для прямобочных зубьев шлицов определяется по формуле

 

,                                          (2.7.2)

 

где     z – число зубьев;

Dв – наружный диаметр зубьев вала, мм;

dа – диаметр отверстия шлицевой втулки, мм;

f – радиус  фаски, мм;

r – радиус  закругления, мм.

 

                                  

                     

Средний радиус закругления для прямоугольных  зубьев определяется по формуле

,                                                  (2.7.3)

 

  мм

 

Расчет шлицевого  соединения на смятие

 

σсм =

= 15,25
< 500

 

Шлицевое соединение  соответствует условию  прочности  на смятие  по допускаемому напряжению.

 

2.8 Проверочный расчет долговечности подшипников

 

Для установки вала вибратора подшипники выбираются конструктивно и подвергаются проверочному расчёту на долговечность. Радиальная сила, действующая на подшипники, направлена радиусу к центру подшипника.

По ГОСТ 18855-73 динамической грузоподъемностью радиальных и  радиально-упорных подшипников называют величину постоянной радиальной нагрузки, которую группа идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом может выдержать в течение 1млн. оборотов внутреннего кольца. Для упорных подшипников динамическая грузоподъёмность - это постоянная центральная осевая нагрузка, которую любой из группы идентичных подшипников сможет выдерживать в течение 1 млн. оборотов одного из колец подшипника. Под номинальной долговечностью понимают срок службы подшипников, в течение которого не менее 90% из данной группы при одинаковых условиях должны проработать без появления признаков усталости металла.

Определение номинальной  долговечности L, млн. оборотов работы подшипников производится на основании следующих исходных данных:

1. Номер шарикового однорядного подшипника средней серии, выбранного конструктивно из условия восприятия осевых нагрузок – № 60207;

2. Суммарная радиальная  нагрузка Fr =10,4 кН;

3. Коэффициент осевого  нагружения е = 0,296;

4. Динамическая грузоподъемность С = 28100 Н;

5. Коэффициент радиальной нагрузки Х = 0,4;

6. Коэффициент вращения V = 1;

7. Коэффициент безопасности Кб = 1,1;

8. Температурный коэффициент Кт = 1.

9. Частота вращения вала n = 28 с-1

 

Долговечность подшипника в  млн. оборотов определяем  по выражению  [10]

 

                ,          (2.8.1)

 

где   Р – эквивалентная  нагрузка, Н.

 

Эквивалентная динамическая нагрузка Р определяется по выражению

 

                            P = X V Fr Kб Кт ,                                      (2.8.2)

 

Р = 0,4

1
10400
1,1
1= 4576 Н

 

Номинальная долговечность  подшипников в миллионах оборотов определяется по выражению

 

                                    ,                                           (2.8.3)

 

где  С – табличное  значение динамической грузоподъёмности, Н.

 

L =

=232 млн. об.

 

Расчётная долговечность  подшипника в часах определяется по выражению

 

                                        Lh = ,         (2.8.4)

 

где    n – частота вращения вала, с-1.

 

 

Подставив численные  значения, получим 

 

Lh =

час.

 

Шариковый однорядный подшипник средней серии № 60207 обеспечивает работоспособность привода в течение всего срока службы оборудования без разборки.


2.2.гидравлика.docx

— 87.90 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

2.3 Расчет на прочность пальцев гидроцилиндров.docx

— 315.71 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

2.5 Расчёт закрытой цилиндрической прямозубой передачи.docx

— 221.14 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

2.6 Расчет вала вибратора на кручение.docx

— 23.27 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

2.7 Расчет шлицов вала вибратора.docx

— 28.50 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

2.8 Проверочный расчет долговечности подшипников.docx

— 34.81 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

Заключение.doc

— 34.50 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

3 Технологическая часть.docx

— 20.36 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

4.Технико-экономическое обоснование проекта.docx

— 119.54 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

5 Безопасность и экологичность проекта.docx

— 93.06 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

Обложка.docx

— 15.97 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

Реферат.docx

— 14.59 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

Содержание.docx

— 26.14 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

Список использованных источников.docx

— 24.21 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

Титульный РФ.docx

— 17.84 Кб (Открыть файл, Скачать файл)

Вибратор с захватами - А1.bak

— 263.41 Кб (Скачать файл)

Вибратор с захватами - А1.cdw

— 263.55 Кб (Скачать файл)

Вал - А3.bak

— 64.78 Кб (Скачать файл)

Вал - А3.cdw

— 65.04 Кб (Скачать файл)

Упор - А2.bak

— 83.80 Кб (Скачать файл)

Упор - А2.cdw

— 83.94 Кб (Скачать файл)

Фланец - А3.bak

— 52.10 Кб (Скачать файл)

Фланец - А3.cdw

— 52.20 Кб (Скачать файл)

Вал ведомый - А4.bak

— 59.80 Кб (Скачать файл)

Вал ведомый - А4.cdw

— 60.62 Кб (Скачать файл)

Дебаланс 1 - А4.bak

— 51.07 Кб (Скачать файл)

Дебаланс 1 - А4.cdw

— 50.94 Кб (Скачать файл)

Дебаланс 2 - А4.bak

— 60.38 Кб (Скачать файл)

Дебаланс 2 - А4.cdw

— 60.51 Кб (Скачать файл)

Колесо зубчатое - А3.bak

— 76.09 Кб (Скачать файл)

Колесо зубчатое - А3.cdw

— 76.22 Кб (Скачать файл)

Корпус подшипника - А4.bak

— 49.51 Кб (Скачать файл)

Корпус подшипника - А4.cdw

— 50.04 Кб (Скачать файл)

Крышка подшипника - А4.bak

— 46.38 Кб (Скачать файл)

Крышка подшипника - А4.cdw

— 46.77 Кб (Скачать файл)

Палец - А4.bak

— 59.53 Кб (Скачать файл)

Палец - А4.cdw

— 59.39 Кб (Скачать файл)

ГидраСхема - А3.bak

— 102.87 Кб (Скачать файл)

ВО 2.cdw

— 88.15 Кб (Скачать файл)

ГидраСхема - А3.cdw

— 102.97 Кб (Скачать файл)

К-ка КОВША - А3.bak

— 58.15 Кб (Скачать файл)

К-ка КОВША - А3.cdw

— 58.15 Кб (Скачать файл)

Обзорная информация - А2.bak

— 134.60 Кб (Скачать файл)

Обзорная информация - А2.cdw

— 134.60 Кб (Скачать файл)

Усилие развиваемое вибратором - А2.bak

— 69.78 Кб (Скачать файл)

Усилие развиваемое вибратором - А2.cdw

— 69.78 Кб (Скачать файл)

Плита - А3.bak

— 33.65 Кб (Скачать файл)

Плита - А3.cdw

— 36.65 Кб (Скачать файл)

Захваты - А1.bak

— 356.93 Кб (Скачать файл)

Захваты - А1.cdw

— 356.93 Кб (Скачать файл)

Общий вид - А1.bak

— 119.13 Кб (Скачать файл)

Общий вид - А1.cdw

— 119.13 Кб (Скачать файл)

Вибратор с захватами.bak

— 58.01 Кб (Скачать файл)

Вибратор с захватами.spw

— 58.01 Кб (Скачать файл)

ВО.bak

— 88.14 Кб (Скачать файл)

ВО.cdw

— 88.14 Кб (Скачать файл)

Захваты.bak

— 39.79 Кб (Скачать файл)

Захваты.spw

— 39.79 Кб (Скачать файл)

Общий вид.bak

— 45.99 Кб (Скачать файл)

Общий вид.spw

— 46.09 Кб (Скачать файл)

Улавливатель.bak

— 60.32 Кб (Скачать файл)

Улавливатель.spw

— 60.32 Кб (Скачать файл)

Упор.bak

— 47.96 Кб (Скачать файл)

Упор.spw

— 47.96 Кб (Скачать файл)

Улавливатель - А1.bak

— 132.94 Кб (Скачать файл)

Улавливатель - А1.cdw

— 132.94 Кб (Скачать файл)

Экономика А1.bak

— 60.90 Кб (Скачать файл)

Экономика А1.cdw

— 60.63 Кб (Скачать файл)

Информация о работе Проект установки для стряхивания шишек хвойных пород деревьев