Курсовой проект - Разработка цепного траншейного экскаватора с баровым рабочим органом - файл n8.docx

приобрести
Курсовой проект - Разработка цепного траншейного экскаватора с баровым рабочим органом
скачать (3513 kb.)
Доступные файлы (12):
n1.dwg
n2.dwg
n3.dwg
n4.ipt
n5.dwg
n6.ipt
n7.dwg
n8.docx1554kb.21.07.2010 09:01скачать
n9.dwg
n10.dwg
n11.ipt
n12.docx17kb.26.04.2010 20:29скачать
Победи орков

Доступно в Google Play

n8.docx

1   2   3   4   5   6   7

5 РАСЧЕТ ПРИВОДА РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ

5.1 Кинематический расчет


Баровая цепь приводится от вала отбора мощности базового трактора на первой из двух передач. При этом частота вращения nI = 570 об./мин. Далее мощность передается через предохранительную муфту на ведущий вал одноступенчатого конического редуктора. Ведущая звездочка баровой цепи установлена на ведомом валу редуктора. Схема привода бара представлена на рисунке 10.

Как было определено по выражению (3.3), мощность, затрачиваемая на привод рабочего органа, составляет Nп.р.о = 38,38 кВт. Тогда мощность на ВОМ:

кВт.

(5.1)




Рисунок 10 – Схема привода баровой цепи
Определим мощности на валах редуктора.

Мощность на ведущем валу редуктора (вал II)

,

(5.2)

где ?м – КПД кулачковой предохранительной муфты; ?м = 0,98 [8, табл. 1.1];

?п.к – КПД пары подшипников качения; ?оп = 0,99 [8, табл. 1.1].

кВт.

Мощность на ведомом валу редуктора (вал III) и на звездочке цепи

,

(5.3)

где ?з – КПД зубчатой передачи; ?з = 0,95 [8, табл. 1.1].

кВт.

Частота вращения ведущего вала редуктора равна частоте вращения вала отбора мощности, т.е.

об./мин.

Частота вращения выходного вала редуктора (звездочки цепи)

,

(5.4)

где vр – скорость резания (цепи), м/с; vр = 3 м/с;

Dзв – делительный диаметр звездочки бара, мм. Принимаем его значение как у аналога Dзв = 300 мм.

об./мин.

Необходимое передаточное число редуктора

.

(5.5)

Крутящий момент на валу определяется по формуле:

.

(5.6)

Тогда для валов привода:

Н∙м;

Н∙м;

Н∙м.

Ориентировочный диаметр вала, мм, определяется по формуле:

,

(5.7)

где [?] – допускаемое напряжение кручения, МПа; [?] = 12 МПа [8, с. 193].

Тогда для валов привода:

мм, принимаем мм;

мм, принимаем мм;

мм, принимаем мм.


5.2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений


Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колеса и шестерни сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. Назначаем [6, табл. 4.4] для колеса термообработку: улучшение 230…260 HB, ?в = 850 МПа, ?т = 550 МПа, для шестерни – улучшение 260…280 HB, ?в = 950 МПа, ?т = 700 МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев.

Определим допускаемые контактные напряжения.

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

,

(5.8)

где ?H0 – предел контактной выносливости, МПа. Для колеса [6, табл. 4.4]

МПа;

(5.9)

для шестерни

МПа;

SH – коэффициент безопасности; SH = 1,1 [6, табл. 4.4];

KHL – коэффициент долговечности.

Расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки для колеса:

,

(5.10)

где n – частота вращения колеса об/мин; n = nIII = 191 об/мин;

t? – суммарный срок службы, ч. Принимаем как наработку до капитального ремонта для врубовой машины t? = 8000 ч [14, с. 73];

с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, с = 1.

.

Эквивалентное число циклов до разрушения

,

(5.11)

где KHE – коэффициент режима нагрузки. При режиме нагружения II KHE = 0,25 [6, табл. 4.3].

.

Число циклов, при которых наступает усталость [6, рис. 4.6, б] при твердости зубьев колеса 240 HB NH0 = 1,5  107.

Для колеса NHE > NH0. Так как шестерня вращаются быстрее, то для нее также NHE > NH0. В этом случае кривая усталости в длительно работающих передачах приближенно параллельна оси абсцисс. Это значит, что на этом участке предел выносливости не изменяется, а коэффициент долговечности всех колес KHL = 1.

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость определяем по материалу колеса, как более слабому:

МПа.
Определим допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:

,

(5.12)

где ?F0 – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа. Для колеса [6, табл. 4.5]

МПа;

(5.13)

для шестерни

МПа;

SF – коэффициент безопасности, SF = 1,75 [6, табл. 4.5];

KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. Т.к. нагрузка односторонняя, то KFC = 1;

KFL – коэффициент долговечности. Определяется аналогично KHL, но базовое число циклов рекомендуется принимать .

Эквивалентное число циклов до разрушения

,

(5.14)

где KFE – коэффициент режима нагрузки. При режиме нагружения II KFE = 0,14.

.

Т.к. NFE = 12,9  106 > NF0 = 4  106, то принимаем KFL = 1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба:

для колеса

МПа;

для шестерни

МПа.
Определим допускаеме напряжения при кратковременной перегрузке

Предельные контактные напряжения [6, табл. 4.5]:

для колеса

МПа;

(5.15)

для шестерни

МПа.

Предельные напряжения изгиба:

для колеса

МПа;

(5.16)

для шестерни

МПа.


1   2   3   4   5   6   7


5 РАСЧЕТ ПРИВОДА РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ
Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации