Проект разработки цепного траншейного экскаватора с баровым рабочим оборудование

(4.12)

Таким образом, при торможении на уклоне во время спуска с него передним ходом предельный угол уклона составляет меньшее из значений и , т.е. .

При движении машины на подъем возможно ее опрокидывание относительно задних колес (точка B) или сползание юзом назад (рисунок 8). Помимо указанного следует учитывать, что угол подъема ограничивается запасом мощности силовой установки. Предельный угол подъема по условию опрокидывания машины при ее движении передним ходом вычисляется соотношением

.

(4.13)

Рисунок 8 – Схема к определению предельного продольного угла уклона при подъеме

 

Подъемы, преодолеваемые машиной  по условию сцепления движителя, определяется видом ходового устройства. Для пневмоколесного ходового оборудования со всеми ведущими колесами

.

(4.14)

Таким образом, при подъеме на уклон передним ходом предельный угол уклона составляет меньшее из значений и , т.е. .

Предельный угол подъема, преодолеваемого машиной при 100%-ном  использовании мощности двигателя находится из выражения:

,

(4.15)

где G – сила тяжести машины с рабочим оборудованием, кН; G = 57,879 кН;

v_I – скорость движения машины на низшей (первой) передаче коробки передач, м/с; v_I = 1,89 км/ч = 0,525 м/с.

Предельный угол уклона равен

.

Поскольку получилось значение больше 1, то при 100%-ном использовании  мощности двигателя машина поднимется на любой уклон. Значит допустимый угол уклона при подъеме ограничен  только условием сцепления ходового оборудования с дорогой.

 

4.2 Поперечная устойчивость в транспортном режиме

Поперечная устойчивость машины оценивается по условиям опрокидывания  на наклонной поверхности, а также  исходя из потери сцепления ходового оборудования с дорогой (рисунок 9).

Допустимый угол поперечного  уклона по условию опрокидывания  определяется из выражения:

.

(4.16)

Отсюда

.

Допустимый угол поперечного  уклона по условию сцепления ходового оборудования

.

(4.17)

 

Рисунок 9 – Схема к определению предельного поперечного угла уклона

 

Таким образом, при движении по уклону в поперечном направлении  предельный угол уклона составляет меньшее из значений и , т.е. .

 

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 n_I = 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 N_п.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 η_м – КПД кулачковой предохранительной муфты; η_м = 0,98 [8, табл. 1.1];

η_п.к – КПД пары подшипников качения; η_оп = 0,99 [8, табл. 1.1].

кВт.

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

,

(5.3)

где η_з – КПД зубчатой передачи; η_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 v_р – скорость резания (цепи), м/с; v_р = 3 м/с;

D_зв – делительный диаметр звездочки бара, мм. Принимаем его значение как у аналога D_зв = 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 [τ] – допускаемое напряжение кручения, МПа; [τ] = 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, σ_в = 850 МПа, σ_т = 550 МПа, для шестерни – улучшение 260…280 HB, σ_в = 950 МПа, σ_т = 700 МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев.

Определим допускаемые контактные напряжения.

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

,

(5.8)

где σ_H0 – предел контактной выносливости, МПа. Для колеса [6, табл. 4.4]

МПа;

(5.9)

для шестерни

МПа;

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

K_HL – коэффициент долговечности.

Расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки для колеса:

,

(5.10)

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

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

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

.

Эквивалентное число циклов до разрушения

,

(5.11)

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

.

Число циклов, при которых  наступает усталость [6, рис. 4.6, б] при твердости зубьев колеса 240 HB N_H0 = 1,5 × 10⁷.

Для колеса N_HE > N_H0. Так как шестерня вращаются быстрее, то для нее также N_HE > N_H0. 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 K_HL = 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 σ_F0 – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа. Для колеса [6, табл. 4.5]

МПа;

(5.13)

для шестерни

МПа;

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

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

K_FL – коэффициент долговечности. Определяется аналогично K_HL, но базовое число циклов рекомендуется принимать .

Эквивалентное число циклов до разрушения

,

(5.14)

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

.

Т.к. N_FE = 12,9 × 10⁶ > N_F0 = 4 × 10⁶, то принимаем K_FL = 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.

 

5.3 Расчет зубчатых колес

Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм

,

(5.17)

где T₁ – крутящий момент на шестерне, Н×м; T₁ = 530,4 Н×м.

При твердости зубьев шестерни и колеса < 350 HB коэффициент K = 30.

Для прямозубых колес коэффициент  .

Тогда

мм.

Окружная скорость на среднем  делительном диаметре (при K_be = 0,285):

м/с.

(5.18)

По найденному значению окружной назначаем 7-ю степень точности по ГОСТ 1643-81 [8, табл. 2.5].

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней  делительной окружности шестерни, мм:

,

(5.19)

где K_Hυ – коэффициент внутренней динамической нагрузки. Условно принимая точность на степень выше (т.е. 8-ю), при окружной скорости υ ≈ 5 м/с и твердости зубьев < 350 HB K_Hυ = 1,24 [8, табл. 2.6].

K_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Для колес с прямыми зубьями

,

(5.20)

где – коэффициент, выбираемый [8, табл. 2.7] для цилиндрических зубчатых передач в зависимости от отношения . Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни еще не определены, значение этого коэффициента вычисляем ориентировочно:

,

(5.21)

При найденном значении ψ_bd и твердости < 350 HB .

Тогда по формуле (5.19)

мм.

Угол делительного конуса шестерни

.

(5.22)

Внешнее конусное расстояние

мм.

(5.23)

Ширина зубчатого венца

мм.

(5.24)

Внешний торцовый модуль передачи

,

(5.25)

где K_Fυ – коэффициент внутренней динамической нагрузки. Для прямозубых конических колес 8-й степени точности при твердости < 350 HB и окружной скорости υ ≈ 5 м/с K_Fυ = 1,48 [8, табл. 2.9];