Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Конструирование ходового механизма экскаватора

Конструирование ходового механизма экскаватора

Размещено на /

Произвести анализ горно-транспортной машины по заданной кинематической схеме (рис. 1). В задаче следует:

1. Определить диаметры зубчатых колес: делительный, вершин и впадин. Определить межосевые и конусные расстояния. Колеса рассматривать как нулевые, т.е. нарезанные без смещения инструмента.

2. Изобразить в масштабе кинематическую схему зубчатого механизма (на миллиметровой бумаге).

3. Показать на кинематической схеме направление передачи мощности.

4. Определить передаточные числа ступеней, знак и величину передаточного отношения всего механизма.

5. Определить частоту вращения всех валов механизма (валы обозначить римскими цифрами).

6. Определить общий КПД механизма.

7. Определить мощности на всех валах механизма.

8. Определить крутящие моменты на всех валах механизма.

9. Построить диаграммы частот вращения, мощностей и крутящих моментов валов передачи.

10. Расчет прочности зубьев для одной ступени по контактным (σH) напряжениям.

11. Расчет прочности зубьев для одной ступени по изгибным (σF) напряжениям.

12. Выбор материала для изготовления зубчатых колес, разработка конструкции вала и его проектный расчет. Выбор шпонки.

Исходные данные приведены в табл. 1.

Конструирование ходового механизма экскаватора

Рис. 1 Кинематическая схема ходового механизма экскаватора


Таблица 1

Пара-метр Z1, Z2 m1-2, мм Z3, Z4 m3-4, мм Z5, Z6 m5,6, мм Z7, Z8 m7,8, мм Pдв, кВт n, мин-1
0 15;85 7 11;59 10 16;66 20 12;32 26 54 1280

Решение


Обозначим все колеса арабскими цифрами, а валы – римскими.

1. Определим геометрические размеры зубчатых колес, полагая их нулевыми, т.е. нарезанными без смещения инструмента.

Для цилиндрических колес.

Диаметры начальных (делительных) окружностей:


Конструирование ходового механизма экскаватора (2.1)


где β – угол наклона зуба. Для косозубых колес β = 8...20°, для шевронных – β = 25...40°.

Диаметры окружностей вершин:


Конструирование ходового механизма экскаватора (2.2)


Диаметры окружностей впадин:


Конструирование ходового механизма экскаватора (2.3)


Межосевое расстояние:


Конструирование ходового механизма экскаватора (2.4)


где Zк – количество зубьев колеса;

Zш – количество зубьев шестерни.

Все рассчитанные размеры для рассматриваемой передачи сведены в табл. 2. Все колеса считаем прямозубыми.


Таблица 2

Z m, мм β° d, мм da, мм df, мм i
1 15 7 0 105 119 87,5 5,67
2 85 7 0 595 609 577,5
3 11 10 0 110 130 85 5,36
4 59 10 0 590 610 565
5 16 20 0 320 360 270 4,125
6 66 20 0 1320 1360 1270
7 12 26 0 312 364 247 2,67
8 32 26 0 832 884 767

2. Определим кинематические параметры колес.

Передаточные отношения по абсолютной величине последовательно зацепляющихся колес:


Конструирование ходового механизма экскаватора Конструирование ходового механизма экскаватора Конструирование ходового механизма экскаватора Конструирование ходового механизма экскаватора


Общее передаточное отношение многоступенчатой зубчатой передачи:


Конструирование ходового механизма экскаватора


где k - число цилиндрических пар с внешним зацеплением.

Частота вращения валов передачи.

Частота вращения nI I вала равна частоте вращения вала двигателя


nI = nII = nдв = 1280 об/мин;

Конструирование ходового механизма экскаватора об/мин;

Конструирование ходового механизма экскаватора об/мин;

Конструирование ходового механизма экскаватора об/мин;

Конструирование ходового механизма экскаватора об/мин;


3. Определяем мощность на всех валах механизма.

Принимаем КПД пары цилиндрических колес η = 0,98 (ηп – пары подшипников и ηМ - муфты пренебрегаем).

Тогда


PI = PII = PДВ = 54 кВт;

PIII=PII ∙ η = 54 ∙ 0,98 = 52,92 кВт;

PIV=PIII ∙ η = 52,92 ∙ 0,98 = 51,86 кВт;

PV=PIV ∙ η = 51,86 ∙ 0,98 = 50,82 кВт.


Поток мощности на V валу разветвляется на два:


PV=PVI+PVI’


Мощности на рабочих органах распределяются равномерно:


PVI=PVI’=25,41 кВт.

PVII=PVI ∙ η = 25,41 ∙ 0,98 = 24,9 кВт.


Находим общий КПД передачи


ηпер = PVII / PI = 24,9/54 = 0,46

4. Определяем крутящие моменты на валах передачи.


Конструирование ходового механизма экскаватора,

Конструирование ходового механизма экскаватора,

Конструирование ходового механизма экскаватора

Конструирование ходового механизма экскаватора

Конструирование ходового механизма экскаватора

Конструирование ходового механизма экскаватора


5. Полученные значения частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах сводим в таблицу 3.


Таблица 3

№ вала I II III IV V VI VII
n, мин-1 1280 1280 225,7 42,1 10,2 10,2 3,8
Р, кВт 54 54 52,92 51,86 50,82 25,41 24,9
T, Н·м 403 403 2239,3 11762,6 47550,3 23780,7 62224,6

По полученным данным строим диаграммы частот вращения, мощности и крутящих моментов, показанные на рис. 2.

6. Проверочный расчет активных поверхностей зубьев на контактную выносливость.

Расчет проводим для пары 5 – 6 зацепляющихся колес. Рассматриваемая пара прямозубая. Величина действующих контактных напряжений для цилиндрических зубчатых колес определяется по формуле


Конструирование ходового механизма экскаватора (2.5)

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

ZH = 1,77cosβ, для прямозубых колес ZH = 1,77.

Коэффициент, который учитывает механические свойства материала зубчатых колес:

ZM = 275 МПа.

Коэффициент, который учитывает суммарную длину контактных линий


Конструирование ходового механизма экскаватора,


где Конструирование ходового механизма экскаватора коэффициент торцевого перекрытия


Конструирование ходового механизма экскаватора


Конструирование ходового механизма экскаватора коэффициент, учитывающий колебание суммарной длины контактной линии, для прямозубых передач Конструирование ходового механизма экскаватора.


Конструирование ходового механизма экскаватора

Конструирование ходового механизма экскаватора

Конструирование ходового механизма экскаватора

Рис. 2 Диаграммы частот вращения, мощности и крутящих моментов


Расчетная величина удельной окружной нагрузки


Конструирование ходового механизма экскаватора,


где Т1 – крутящий момент на ведущем валу рассчитываемой пары,


Т1 = ТIV = 11762,6 Н·м;


bw – рабочая ширина зубчатых колес, которая определяется по формуле

Конструирование ходового механизма экскаватора


где аw – межосевое расстояние, аw = 820 мм;

ψba – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, назначают в зависимости от твердости поверхностей и расположения колес относительно опор.

Принимаем ψba = 0,315, тогда bw = 0,315∙820 = 258 мм

КНβ – коэффициент концентрации нагрузки определяется в зависимости от отношения bw/d5 = 258/320 = 0,81 и твердости рабочих поверхностей зубьев; при НВ < 350 принимаем КНβ = 1,07.

Конструирование ходового механизма экскаватора – коэффициент динамической нагрузки, определяется в зависимости от окружной скорости, твердости поверхностей зубьев и степени точности. Выбираем степень точности 7, что соответствует передачам общего машиностроения. Окружная скорость


Конструирование ходового механизма экскаватора.


В соответствии с этим для НВ < 350 находим Конструирование ходового механизма экскаватора = 1,05. В соответствии с этим будем иметь


Конструирование ходового механизма экскаватора.


Определяем действительное контактное напряжение по формуле (2.5)


Конструирование ходового механизма экскаватора

Допускаемая величина контактных напряжений для сталей при НВ ≤ 350 (подвергаемых нормализации или улучшению):


Конструирование ходового механизма экскаватора (2.6)


где SH = 1,1...1,2 – коэффициент безопасности.

С формулы (2.6) определим необходимую твердость поверхности зубьев, полагая Конструирование ходового механизма экскаватора, получим


Конструирование ходового механизма экскаватора.


Примем для колеса НВк = 220, а для шестерни


НВш = 220 + (10…15) = 230.


Выбираем материал сталь 45, улучшение.

7. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Для цилиндрических колес:


Конструирование ходового механизма экскаватора (2.7)


где YF – коэффициент, зависящий от формы зуба, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев


Конструирование ходового механизма экскаватора

где β – угол наклона зубьев, для прямозубых колес Zv = Z.

Для шестерни 5 Z5 = 16, YF1 = 4,25; для колеса Z6 = 66, YF2 = 3,18.

Коэффициент учитывающий перекрытие зуба Конструирование ходового механизма экскаватора, для прямозубых колес Конструирование ходового механизма экскаватора.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба Конструирование ходового механизма экскаватора.

Модуль зубьев m = m5,6 = 20 мм.

Расчетная окружная нагрузка


Конструирование ходового механизма экскаватора

Конструирование ходового механизма экскаватора = 1,12;


для колеса 5 – ψbd = bw/d5 = 258/320 = 0,81, Конструирование ходового механизма экскаватора = 1,07;

для колеса 6 – ψbd = bw/d6 = 258/1320 = 0,2, Конструирование ходового механизма экскаватора = 1,02.

Тогда окружная нагрузка на колесе 5 будет равна


Конструирование ходового механизма экскаватора


Окружная нагрузка на колесе 6


Конструирование ходового механизма экскаватора.


Определяем напряжение изгиба на колесе 5


Конструирование ходового механизма экскаватора,

Напряжение изгиба на колесе 6


Конструирование ходового механизма экскаватора,


где Конструирование ходового механизма экскаватора допускаемые значения напряжений изгиба:


Конструирование ходового механизма экскаватора,


где SF = 1,75 – коэффициент запаса прочности для марки стали 45.

Так как Конструирование ходового механизма экскаватора, следовательно передача удовлетворяет условиям выносливости по изгибу.

8. Проектный расчет вала.

Проектный расчет вала делаем для промежуточного вала IV (рис. 1).

Выполним эскиз промежуточного вала (рис. 3).

Ориентировочный диаметр конца промежуточного вала, диаметр вала под подшипник:


Конструирование ходового механизма экскаватора


где [τ]к – допускаемое напряжение при кручении, для промежуточного вала принимаем [τ]к = 25 МПа.

Конструирование ходового механизма экскаватора

Рис. 3 Эскиз промежуточного вала редуктора


Учитывая, что на конец промежуточного вала устанавливается подшипник принимаем диаметр вала кратный 5: dп = 130 мм.

В качестве опор промежуточного вала принимаем шарикоподшипник радиальный 326 ГОСТ 8338-75. Основные размеры подшипника для промежуточного вала редуктора сведены в табл. 4 (рис. 4).


Конструирование ходового механизма экскаватора

Рис. 4 Шарикоподшипник радиальный однорядный типа 0000

Таблица 4. Габаритные и установочные размеры подшипника, мм

Условное

обозначение

d D B r

d2 мин

D2 макс Шарики







z
326 130 280 58 5 145 265 47,99 12

Диаметр вала под колесо:


dк = dп + 5 = 130 + 5 = 135 мм.


Диаметр вала под буртик подшипника:


dбп = dк + 3f = 135 + 3·3 = 144 мм,


где f – фаска ступицы конического колеса, принимаем f = 3 мм.

Конструктивно принимаем dбп = 145 мм.

Расстояние от середины шестерни до левой опоры вала:


Конструирование ходового механизма экскаватора


где bw5 – ширина шестерни,

а – расстояние между шестерней и подшипником, конструктивно принимаем, а = 10 мм.

Расстояние между опорами подшипников:


Конструирование ходового механизма экскаватора,


где lст – длина ступицы, lст = 170 мм.

Расстояние между колесом и правой опорой вала:

Конструирование ходового механизма экскаватора.


9. Расчет шпоночного соединения.

Для вала диаметром dk = 135 мм принимаем шпонку, которая соединяет промежуточный вал с колесом: Конструирование ходового механизма экскаватора 32Ч18 мм.

Рабочая длина шпонки


Конструирование ходового механизма экскаватора,


где [σсм] - допускаемое напряжение смятия, для стальных колес [σсм] =100 МПа.

Расчетная длина шпонки


l = lр + b = 116 + 32 = 148 мм.


Принимаем стандартную длину шпонки l = 160 мм.

Тогда длина ступицы колеса равна:


lст = l + 10…15 = 160 + 10…15 = (170…175) мм.


Конструктивно принимаем lст = 170 мм.

10. Проверочный расчет подшипников промежуточного вала.

Покажем на схеме направление сил действующих на колесо и шестерню зубчатой цилиндрической передачи, и направление реакций в опорах промежуточного вала от действия этих сил (рис. 5).

Определим силы действующие в зацеплении колес 3 – 4 и 5 – 6.

Силы действующие в зацеплении цилиндрической передачи:

окружная сила


Конструирование ходового механизма экскаватора;


радиальная сила


Конструирование ходового механизма экскаватора;


окружная сила


Конструирование ходового механизма экскаватора;


радиальная сила


Конструирование ходового механизма экскаватора.


Для определения вертикальной реакции в подшипнике составим уравнение равновесия:


Конструирование ходового механизма экскаватора


Откуда находим:


Конструирование ходового механизма экскаватора.

Для определения вертикальной реакции в подшипнике составим уравнение равновесия:


Конструирование ходового механизма экскаватора


Откуда находим:


Конструирование ходового механизма экскаватора


Проверка:


Конструирование ходового механизма экскаватора Конструирование ходового механизма экскаватора


Проверка выполняется.

Для определения горизонтальной реакции в подшипнике составим уравнение равновесия:


Конструирование ходового механизма экскаватора


Откуда находим:


Конструирование ходового механизма экскаватора


Для определения горизонтальной реакции в подшипнике составим уравнение равновесия:


Конструирование ходового механизма экскаватора

Конструирование ходового механизма экскаватора

Рис. 5 Реакции опор промежуточного вала IV

экскаватор вал ходовой механизм

Откуда находим:


Конструирование ходового механизма экскаватора


Проверка:


Конструирование ходового механизма экскаватора Конструирование ходового механизма экскаватора


Проверка выполняется.

Суммарные реакции опор

Конструирование ходового механизма экскаватора;

Конструирование ходового механизма экскаватора


Грузоподъемность подшипника 326: C = 229000 Н, C0 = 193000 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки Х = 0,58. Коэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца V = 1.

Коэффициент безопасности, при нагрузке без рывков Кσ = 1,3.

Температурный коэффициент, Кt = 1. Требуемая долговечность подшипника, для зубчатых колес: Lh = 10000 ч.

Fa = 0 – осевая нагрузка отсутствует.

Эквивалентная нагрузка для более нагруженной правой опоры:


Конструирование ходового механизма экскаватора


Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов:


Конструирование ходового механизма экскаватора


Номинальная долговечность подшипника:


Конструирование ходового механизма экскаватора


Что приемлемо для заданной долговечности подшипников.

Error: Reference source not foundError: Reference source not found103,445103,445

Литература


Методические указания к заданиям.

Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для студ. техн. спец. Вузов /П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – 8-е изд., перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. – 496 с.

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов. – М.: Высш. Шк.., 1991.– 432 с.: ил.

Расчет и проектирование деталей машин, ч. 1. Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А.— 2-е изд., перераб. и доп.— X.: Вища шк. Изд-во при Харьк. ун-те, 1987.—136 с.

Размещено на

19


Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: