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.
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:
(2.1)
где β – угол наклона зуба. Для косозубых колес β = 8...20°, для шевронных – β = 25...40°.
Диаметры окружностей вершин:
(2.2)
Диаметры окружностей впадин:
(2.3)
Межосевое расстояние:
(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:
Общее передаточное отношение многоступенчатой зубчатой передачи:
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;
об/мин;
об/мин;
об/мин;
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. ............
