Розрахунок напольно-завалочної машини (стр. 2 из 3)

Не дозволяється експлуатувати машини при появі значних тріщин на поверхні хобота і отколів на замковій (хвостовій) частині хоботу; поломці запірного механізму мульди; наявності зазору ( одностороннього) між напрямною моста і упорами візка більше 25 мм; несправності централізованої системи подачі мастил до вузлів тертя машини.

Під час зупинок (простоїв) завалочної машини машиніст разом з черговим персоналом механослужби зобов’язаний проводити огляд, технічне обслуговування і мілкий (попереджувальний) ремонт, прибирання і змазування механізмів і частин, що труться, підтяжку кріпильних з’єднань.

В період проведення ревізії і ремонту колеса механізмів хода мосту і візка підлягають заміни при спрацюванні реборд по товщині не > 60% по поверхні діаметру котіння більше 10%, послаблення колес на осях і скатах; наявність на бігових доріжках колес викришування і відколів з глибиною більше 10 мм.

Після забезпечення співвісності валів, що з’єднуються в приводах механізмів машини необхідно перевірити зачеплення зубчатої пари редукторів. Пятно контактів повинно бути: по довжині – не менше 60%; по висоті – 40%.

Механізм пересування візка

2. Спеціальна частина

Розрахунок приводу механізму з вибором вузлів. Перевірочний розрахунок на міцність деталей і вузлів.

Вибір вихідних даних.

Швидкість пересування візка v м/с 1,25

Діаметр переднього колеса D₁ мм 1000

Діаметр заднього колеса D₂ мм 800

Діаметр цапфи переднього колеса d₁ мм 250

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: