ПЗ (1225407), страница 8

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 8)

3.2 Определение мощности двигателя привода вибровозбудителя

В качестве приводного двигателя применяем гидромотор, подключенный к гидравлической системе бульдозера.

Мощность привода вибровозбудителя определяется

(3.6)

где − мощность, необходимая для поддержания возмущающей силы, Вт.

Мощность, необходимая для поддержания возмущающей силы

(3.7)

где n − количество дебалансов;

Тогда требуемая мощность вибровозбудителя

т

3.3 Расчет и выбор гидромотора

В бульдозере Caterpillar D6R XL используется гидравлический аксиально-поршневой насос Caterpillar 3G2722. Техническую характеристику насоса Caterpillar 3G2722 сведем в таблицу 3.3.

Таблица 3.3 – Техническая характеристика насоса Caterpillar 3G2722.

Параметры	Значения
Рабочий объем, см3/об	100
Давление на входе, МПа номинальное максимальное	14(16) 17,5(20)
Давление на входе в насос, МПа минимальное максимальное	0,08 0,12
Частота вращения вала, об/мин минимальное номинальное максимальное	- 2125 -
Номинальная объемная подача, дм3/мин	217
Номинальная потребляемая мощность, кВт	37,5(42,8)
К.П.Д. насоса (не менее)	0,85
Объемный К.П.Д. (не менее)	0,94
Масса, кг	-

Определение параметров гидромотора

Рисунок 3.2 – Расчетная схема гидромотора

Для гидромотора полезная мощность определяется по формуле:

, (3.8)

где М_кр − крутящий момент на валу гидромотора.

Отсюда

Рабочий объем гидромотора определим по формуле:

(3.9)

где М_м – крутящий момент на валу гидромотора, Н·м; р_н – рабочее давление гидромотора, Па; _гм – гидромеханический к.п.д. гидромотора, гм= 0,93

м³/с=53,7 см³/об

Принимаем аксиально-поршневой гидромотор 210.20. Его техническая характеристика представлена в таблице 3.4.

Таблице 3.4 – технические характеристики гидромотора 210.12

3.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рас­считывают на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_ном при уста­новившемся режиме.

3.5 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес и червяков. Одним из важнейших условий является повышение контактной прочности активных (рабочих) поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубча­той передачи, а это повышает ее технический уровень.

Допускаемое напряжение из условий контактной прочности [сг]_н (которая обычно ограничивает несущую способность стальных зуб­чатых колес и червяков) пропорциональна твердости Н активных поверхностей зубьев. В термически же необработанном состоя­нии механические свойства всех сталей близки. Поэтому приме­нение сталей без термообработки, обеспечивающей упрочнение зубчатых колес, недопустимо. При этом марки сталей выбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра D_пред для вала-шестерни или червяка и толщины сечения S_пред для колеса с припуском на механическую обработку после термообработки.

Способы упрочнения:

• Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность [σ]_н, но при этом зубья колес хорошо и быстро прира­батываются, и сохраняют точность, полученную при механичес­кой обработке.

Таблица 3.5 – Определение силовых и кинематических параметров привод

окончание таблицы 3.5

• Улучшение. Обеспечивает свойства, аналогичные, полученным при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости.

• Закалка токами высокой частоты (ТВЧ). Дает среднюю на­грузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются. Размеры зубчатых колес практически неограничены. Необходимо учитывать, что при модулях, меньших 3...5 мм, зуб прокаливается насквозь.

Сочетание шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и улучшен­ного колеса дает большую нагрузочную способность, чем улучшен­ная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прираба­тывается; ее применение предпочтительно, если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса.

Сталь в настоящее время — основной материал для изготовления зуб­чатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного про­изводства, предусмотренного техническими заданиями на дипломное проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н<350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработ­ки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ, назначается больше твердости колеса.

Материал зубчатой передачи представлен в таблице 3.6.

Таблица 3.6 – Механические характеристики материала зубчатой передачи

Определим межосевое расстояние из соображения свободного вращения дебалансов без заедания, заклинивания (определяется графически)

Рисунок 3.3 − Схема для определения межосевого расстояния.

Принимаем межосевое расстояние .

Определим модуль зацепления

(3.10)

где − вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач ; − делительный диаметр колеса, мм; − ширина венца колеса, мм; − коэффициент ширины венца колеса ; − допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, 213,21Н/мм² [3].

Тогда

=1,3014

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного из ряда (таблица 3.7).

Таблица 3.7 − Стандартные значения модулей

Принимаем m = 1,375, предварительные расчеты показали, что при модулях 1,375, 1,5 и 2 количество зубьев очень велико, а их размер мелкий, поэтому окончательно принимаем модуль m=2,5.

Характеристики

Список файлов ВКР