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

Текст из файла (страница 2)

Діаметр цапфи заднього колеса d₂ мм 200

Максимальний тиск на передні колеса F₁ кН 1300

Максимальний тиск на задні ходові колеса F₂ кН 250

(див. малюнок 1)

Вага візка G_в кН. 250

Режим експлуатації важкий ПВ = 40

Розрахунок і вибір електродвигуна.

Необхідна потужність електродвигуна визначається по формулі:

де: W – опір пересування візка.

де: μ = 0,015 - коефіцієнт тертя в підшипниках

f₁ = 1,2 мм - коефіцієнт тертя кочення передніх ходових колес

f₂ = 1 мм - коефіцієнт тертя кочення задніх ходових колес

k = 1,5 - коефіцієнт опору від сил тертя при вводі мульди в піч

переднє колесо

F₁ заднє колесо

F₂

Мал.. 1 Схема тисків на ходові колеса візка.

По каталогу вибираємо двигун типа ДП-72; потужністю Р = 75 кВт;

n = 470 об/хв.; ПВ = 25%. GD²_дв = 28 Ом×м²; М = 60 Н×м

2.1. Вибір редуктора

Редуктор вибираємо по передаточному числу потужності і конструкції

де: ω_дв – кутова швидкість двигуна

ω_к.к – кутова швидкість переднього колеса

Враховуючи конструктивні особливості компоновки привода механізму пересування візка приймаємо до установки трьохступінчатий конічно - циліндричний редуктор спеціальної конструкції з передаточним відношенням 19.7 і розбиваємо передаточне число по степеням:

u_р = u₁ ×u₂ × u₃ = 3 × 4,5 × 1,46 = 19,7

При цьому крутні моменти на валах редуктора в період роботи слідуючи

2.2. Вибір гальма

Гальмовий момент механізму пересування візка визначаємо при забезпеченні необхідного зчеплення ходового колеса з рельсом, яке б виключало юза при гальмуванні візка, що рухається з номінальною швидкістю без вантажу.

М_Т = Т^Т_ін – М^Т_со - гальмовий момент (див.[1] стор. 300 )

де: W^Т_тр.о – опір пересуванню без вантажу ( без мульди ) візка з шихтовим матеріалом.

Інерційний момент при гальмуванні мас, що обертаються і поступово переміщуються.

тут: t_Т – час гальмування ( стор. 299)

а^Т_мах – максимально допустиме сповільнення.

тут: φ = 0.2 - коефіцієнт зчеплення ходового колеса з рельсом ([Р] стор. 297)

Час гальмування:

М_Т = 1592 – 18,6 = 1573 Н

По каталогу вибираю гальмо ТКП-500 Н×м з гальмовим моментом при

ПВ = 25% та Д_г.шк. = 500 мм

2.3. Вибір муфт

Муфти вибирають по розрахунковому моменту конструкції з урахуванням діаметра валів, які з’єднуються.

М_р = К₁ × К₂ × М_кр

Тут: К₁ = 1,3 - коефіцієнт відповідальності

К₂ = 1,4 - коефіцієнт режиму роботи

Для моторної муфти ( муфти, що з’єднує вал електродвигуна з валом редуктора)

По ГОСТ 500 – 83 вибираємо муфту з гальмовим шківом типа МЗ №2, з крутним моментом, що може передати ця муфта 1.4 кН×м

Для передачи крутного моменту на вал передніх ходових колес візка, тихохідне колесо редуктора напресоване на вал передніх ходових коліс.

На підставі розрахунку і вибраних вузлів складаю кінематичну схему механізму пересування візка наземно – завалочної машини Q = 15 т (див. мал.. 1)

2.4. Розрахунок конічної пари редуктора

Редуктор реверсивний, передаточне відношення конічної пари u = 3, моменти на ведучому і відомому валах відповідно рівні:

М₁ = 1,5 кН×м

М₂ = 4,6 кН×м

Приймаємо матеріали: для шестерні – сталь 40Х покращену з твердістю НВ270 і для колеса – сталь 40Х покращену з твердістю НВ245.

Допускаєме контактне напруження:

При тривалій експлуатації коефіцієнт довговічності К_HL = 1. Коефіцієнт безпеки приймаємо [S_H] = 1,15.

По табл.. 3.2 межа контрольної виносливості при базовому числі циклів σ_lімb=2НВ+70

Тоді допускаєме контактне напруження для шестерні:

для колеса:

для колес з круговим зубом розрахункове допустиме контактне напруження:

Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині венця, при консольному розташуванні одного з колес приймаємо табл. 3.1; К_Нβ = 1,35

Коефіцієнт ширини венця по відношенню до зовнішньої конусної відстані

(приймаємо рекомендоване значення):

Тоді зовнішній ділильний діаметр колеса визначаємо по формулі:

тут: К_d =86 - для колес з круговим зубом

Приймаємо: число зубів шестерні z₁ = 21.

число зубів колеса z₂ = z₁;

u = 21 × 3 = 63

Зовнішній окружний модуль

В конічних колесах не обов’язково мати стандартне значення m_te. Це пов’язане з технологією нарізання зубів конічних колес.

Залишаємо значення m_te = 10,2 мм

Кути ділильних конусів:

сtg δ₁ = u = 3; δ₁ = 18º24'

δ₂ = 90º - δ₁ = 90º - 18º24' = 71º36'

Зовнішня конусна відстань R_e і ширина венця b:

Зовнішній ділильний діаметр шестерні

Середній ділильний діаметр шестерні:

Середній окружний і середній нормальний модуль зуб’єв

тут: β_n = 35º - прийнятий середній кут нахилу зуба

Коефіцієнт ширини зуба по середньому діаметру

Середня окружна швидкість і степінь точності передачи

Приймаємо 7- му степінь точності. Коефіцієнт навантаження для перевірки контактних напружень

К_Н = К_Нβ × К_Нα × К_{Нδ ;}

По таблиці 3.5 К_Нβ = 1,2

По таблиці 3.4 К_Нα = 1,04

По таблиці 3.6 К_Нδ = 1,00

Таким чином К_Н = 1.23 × 1,04 × 1,00 = 1,28.

Перевірка контактних напружень (див. ф-лу 3.27)

Окружна сила:

Радіальна сила для шестерні дорівнює осьовій для колеса:

Осьова для шестерні дорівнює радіальній для колеса:

Перевірка зуб’єв на виносливість по напруженням вигину

Коефіцієнт навантаження К_F = F_Fβ × К_Fδ = 1,375.

по табл.. 3.7 F_Fβ = 1,375

по табл.. 3.8 К_Fδ = 1,0

коефіцієнт Y_F - (форма зуба) вибирають так:

для шестерні:

для колеса:

При цьому Y_F1 = 3,7

Y_F2 = 3,6

Коефіцієнт K_Fα враховує розподілення навантаження між зубами.

Приймаємо :

тут: n = 7 - степінь точності передачи ε_α = 1,3

Допускаєме напруження

По табл.. 3.9 для сталі 40Х покращеній при твердості НВ<350 межа виносливості при нульовому циклі вигину σ^о_Flimb = 1,8 НВ;

для шестерні σ^о_Flimb1 = 1,8 × 270 = 490 мПа

для колеса σ^о_Flimb2 = 1,8 × 245 = 440 мПа

Коефіцієнт безпеки [S_F] = [S_F]^' × [S_F]^'' = 1,75

Допускаєме напруження і відношення

Для шестерні:

Для колеса

Подальший розрахунок ведемо для зубів колеса, так як <

Перевіряємо зуб колеса:

Умова виконана.

2.5. Розрахунок вала шестерні

Діаметр вихідного кінця при допускаємо му напруженні [τ_к] = 25мПа

Щоб ведучий вал редуктора можна було з’єднати за допомогою муфти з валом електродвигуна приймаємо: d₁ = 70 мм, діаметр підшипника d_п1 = 75 мм, діаметр під шестерню d_к = 65 мм.

2.6. Перевірочний розрахунок підшипника

Ведучий вал (див. мал.).

Сили діючи в зачепленні:

F_t = 16,4 кН

F_r1 = F_а2 = 5,7 кН

F_а1 = F_r2 = 1,9 кН

Реакції опор в плоскості XZ:

R_xz × С₁ = F_t × f₁

Перевірка:

Реакції опор в плоскості YZ:

Перевірка:

Сумарні реакції:

Осьові складові радіальних реакцій конічних підшипників по формулі:

тут для підшипників № 7215 параметр осьового навантаження е = 0,39

Осьові навантаження підшипників.

В нашому випадку:

S₁ > S₂; F_а > 0; тоді Р_а1 = S₁ = 7,89 кН;

Р_а2 = S₁ + F_а = 7,89 + 1,9 = 9,79 кН

Розглянемо новий підшипник

Відношення ,

тому слід враховувати осьове навантаження.

Еквіваленти навантаження по формулі:

для заданих умов V = К_б = К_Т = 1; для конічних підшипників , коефіцієнт Х = 0.4 і коефіцієнт Y = 1.55.

Еквіваленти навантаження:

Розрахункова довговічність, млн.. об.

Розрахункова довговічність, години

тут n = 470 об/хв. – частота обертання ведучого валу.

Строк служби підшипника при заданому режимі роботи складає 5 років.

Характеристики

Список файлов курсовой работы