Проект модернизации одноковшового экскаватора

    r₅ r₄                                                                                                 S_п

                                                                                                         

 g_р g_k+г

                   g_п                 G_пi g_c

 с

 C_т2

 

                                                       

Рисунок 8 – Схема для  определения устойчивости экскаватора  с оборудованием лопаты при нормальной работе

 

 

 

Из чертежа общего вида:

r₁ =6,2 м

r₂ = 5,8м

r₃ = 4,6м

r₄ = 2,2 м

r₆ =3,1 м

r₇ =5 м риоьиоь ььбюю.ю.

 

                                         М_уд = g_пр ×r₇ +G_пл ×r₆                                                                    (22)

 

М_уд =30×5+248×3,1 = 919 кНм

 

                             М_оп = g_с ×r₄ +g_р ×r₃ +( g_кс + g_r)× r₂ + r₁×Р_а2                       (23)

 

 

М_оп =13,5×2,2+4,5×4,6+(13+17)×5,8 +3,2×6,2=244 кНм

 

К =  = 3,7

 

Большие значения К указывают на излишний вес экскаватора для данных значений усилия подъема и радиуса действия.

При передвижении, с точки  зрения устойчивости, опасно преодоление  максимального подъема, определяемого  тяговыми расчетами.

Проверяются два случая:

1. при движении на подъем ковшом вперед, когда стрела находится под минимальным рабочим углом, а рукоять выдвинута полностью вперед с ковшом у земли (рис.9, а)
2. при движении под уклон ковшом вперед, угол подъема стрелы максимальный, рукоять висит вертикально (рис.9, б)

          а)                                                                           б)

  r₄

r₅ r₁                                 r₃

    М_уд М_уд 

  r₄ 

    r₃ Р_в r₂                                      M_оп

 r₁  

r₂ Р_в

 M_oп max

 _min g_пр G_пл 

 g_пр G_м B   _max

            L_{1                  В        max}

      C_пл

Рисунок 9 Схемы для определения  устойчивости: а) при преоделении подъема; б)при спуске

 

В обоих случаях учитывается действие ветра с давлением р =250 н/м²

Запас устойчивости должен быть не менее 1,2.

Определим удерживающий и  опрокидывающийся моменты относительно точки В (рис 9, а).

С помощью замеров на чертеже общего вида найдем приблизительно площадь воздействия ветровой нагрузки, F=14; l₁ = 2,4м.

тогда

                                                       Р_в =pF                                                  (24)

 

Р_в =250×14 =3500 Н = 3,5 кН

Из чертежа общего вида r₁ =1,0 м,

 

                                     М_оп =g_пр×cos_max×r₁+Р_в×l₁                                   (25)

 

М_оп = 30×cos20°×1+3,5×2,4=36,5 кН

 

Здесь _max = 20° - максимальный угол подъема при передвижении экскаватора.

Из чертежа общего вида:

r₂ =0,9 м

r₃ = 6,2 м

r₄ = 7,2м

r₅ = 7,8 м

                                     М_уд=G_пл×r₂×cos_max+g_c×r₃+g_р×r₄+g_кс×r₅                                 (26)

М_уд=284×0,9×cos20°+13,5×6,2+4,5×7,2+13×7,8 =188 кН

 

К = =5,1

 

Определим удерживающий и  опрокидывающий моменты относительно точки В (рис.9,б)

r₁ =5,1 м

r₂ = 3,1 м

r₃ = 1,4 м

r₄ = 2,2 м

r₆ =2,7 м

 

                               М_уд=g_пр×r₁×cos_max+G_пл cos_max ×r₂+Р_в×l₁                           (27)

 

М_уд=30cos20°×5,1+248×3,1+3,5×2,4=874 кНм

 

                                           М_оп =g_с×r₃ +g_р ×r₄ + g_кс × r₅                                                (28)

 

М_оп =13,5×1,4+4,5×2,2+13×2,7=55 кНм

 

К= =15,8

 

Определим для рыхлого  грунта давление и сравним с допускаемым [с.63,5]

                                                 Р_max =                                                     (29)

где в – ширина гусеницы, в=0,6м

      l –база, l=4 м

      е – эксперимент,  определяемый по формуле

 

                                              е = –                                                  (30)

 

а)                                   е = – = 1,65 м

 

Р_max= =1419 кн/м²

 

б)                                  е = – = 0,09 м

 

Р_max= =267 кн/м²

Так как Р_{max [}Рmax], то требуется настил.

 

 

 

 

 

 

 

 

5РАСЧЕТ ПРИВОДА  МЕХАНИЗМА НАПОРА

 

Из кинематической схемы экскаватора выделяем фрагмент, относящийся к механизму напора (рис.10)

Открытая цилиндрическая передача барабан

 

 Цепная передача  двигатель

 

Рисунок 10

 

Исходные данные для расчета:

• скорость напора V=0,3 м/с
• скорость напора Sн = 45 кН

Определим диаметр и тип  каната [6]

 

                                                    Рк Кк×Sн                                                    (31)

где Кк – коэффициент запаса прочности каната в зависимости от типа грузоподъемной машины, характера и режима эксплуатации, Кк =5,5 [6, табл.15]

Рк – разрывное усилие каната

Рк=5,5×5,4 =297 кН

 

Выберем по таблице канат  стальной диаметром d = 20 мм, АК –Р6×19 =114 (ГОСТ2688-69)

Диаметр барабана определим  по следующей  формуле [6]:

 

                                                      D dк(e-1)                                                    (32)

 

Где е- коэффициент, зависящий  от типа грузоподъемной машины и режима ее эксплуатации, е=25 [6, табл. 16]

 

D =20×25 =500 мм

 

Вращающий момент на валу барабана

 

                                                          Т3=Sн                                                   (33)

Т3= =13 500 ×10³ Нмм

 

Частота вращения барабана и его угловая скорость

n3 = =

W3 = = =3 рад/с

 

Частоту вращения двигателя  примем равной частоте вращения двигателя  экскаватора –аналога Э-258, т.е. n1=850об/мин

Тогда передаточное число  привода

 

= = = 22,4

 

Разбиваем передаточное число  по ступеням:

Открытая цилиндрическая передача: ₁ = 6

Цепная передача:₂ = =22,4/6 =3,7.

Частота вращения и угловые скорости на валах привода, n=850 об/мин;

W₁ = =89 рад/с

n₂ =n₁/₁ =850/6 =142 об/мин

W₂ = = 15 рад/с

n₃ =38 об/мин

W₃ = = 4 рад/с

Вращающие моменты на валах  привода:

Т₃ =13500 10³ Нмм

 

                                                        Т₂ =                                            (34)

Где *₁ – КПД открытой цепной передачи

        *₂ – КПД учитывающий потери в подшипниках качения

 

Т₂ =  = 3880×10³ Нмм           

 

                                                      Т₁=                                              (35)

 

где – КПД открытой цилиндрической передачи

Для изготовления зубчатых колес принимаем сталь 40х улучшенную с пределом прочности Gв = 830 мПа к пределам текучести, Gт = 540мПа

Принимаем для шестерни НВ260, для колес НВ230.

Допускаемые контактн6ые напряжения

                                           [Gн] =                                                   (36)

 

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов[7].

      - коэффициент долговечности, = 1,0

     -коэффициент безопасности;     =1,1

 

= 2HB+70                                           (37)

 

- для шестерни [Gн₁]

 

[Gн₁] = = 536 МПа

 

-для колеса [Gн₂]

[Gн₂] = = 482 МПа

 

Допускаемые напряжения изгиба:

 

                                           [Gр] =                                                   (38)

 

где - предел выносливости при  нулевом цикле изгиба, =1,8 НВ

     - коэффициент безопасности

 

                                       =                                            (39)

 

где - коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, =1,75

      - коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, = 1,0

- для шестерни [Gн₁]

 

[Gf₁] = = 267 МПа

 

-для колеса [Gf₂]

[Gн₂] = = 236 МПа

 

Предельные контактные напряжения

 

[Gн]max = 2,8×Ст =2,8×540 =1512 МПа

 

Предельные напряжения изгиба

 

[Gf]max = 2,74×НВ =2,74×230 =400 МПа

 

Рассчитываем открытую зубчатую цилиндрическую передачу по напряжениям  изгиба, т.к. абразивный износ в этом случае происходит быстрее, чем выкрашивание поверхностных слоев от действия переменных контактных напряжений. Расчет сводится к определению модуля

 

                                                m=                                               (40)

 

где - коэффициент концентрации нагрузок, =1,5

r – коэффициент учитывающий уменьшение момента сопротивления опасного сечения зуба в открытых передачах из-за износа, r=1,25

z₁ – число зубьев шестерни, z₁=20, тогда число зубьев колеса:

z₂ =6×20 = 120

у – коэффициент формы зуба, у=0,452 [8]

  - коэффициент ширины по модулю, = 10

 

m= =7,8 мм, принимаем m=8 мм

 

Основные размеры шестерни и колеса:

d₁ =8×20=160 мм

d₂ = 8×120=960 мм

d_a1=160+2×8 =178 мм

d_a2 =960+2×8 =978 мм

d_f1 =160-2,5×8=140 мм

d_f2 =960-2,5×8=940 мм

 

Межосевое расстояние

 

а₁ ==580 мм

 

в₂=0,125×580 =72 мм                      

      в₁ =72+5=77 мм

Рассчитываем цепную передачу

Т₁=680×10³ Нмм

 ₂ = 3,7

 :

 

Z₃=31-22 =31-2,3×3,7 =24

 

Число зубьев ведомой звездочки:

Z₄= Z₃×2 = 24×3,7 =89

 

Расчетный коэффициент нагрузки:

 

                                  Кэ =Кg×Кa×Kн×Кр×Ксм×Кг                                (41)

 

где Кg – динамический коэффициент, Кg=1,25