Материал: Усовершенствование экскаватора-погрузчика JCB 4 CX

x1 = x2 = 0 (коэффициенты смещения режущего инструмента).

da1 = 68+2·(1+0)·1 = 70 мм;

da1 = 92+2·(1+0)·1 = 94 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев:

df1 = d1-2·(h+c*-x1)· mn; df2 = d2-2·(h+c*-x2)· mn.

* = 0,25 (коэффициент радиального зазора исходного контура).

df1 = 68-2·(1+0,25-0)·1 = 65,5 мм;

df2 = 92-2·(1+0,25-0)·1 = 89,5 мм.

Усилия действующие в зацеплении:

Осевая сила

Fa = Ft·tgb = 0, так как b = 0°.

Радиальная сила

Fr =373 Н.

1.15.5 Расчет валов

Определим средний диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

где Т - крутящий момент на валу, Н·мм;

 - для редукторных и других аналогичных валов, ;

а) средний диаметр быстроходного вала:

;

б) средний диаметр тихоходного вала:

Предварительно оценить диаметр проектируемого вала можно, также ориентируясь на диаметр того вала, с которым он соединяется (валы передают одинаковый момент Т ). Например, если вал соединяется с валом гидравлического мотора (или другой машины), то диаметр его входного конца можно принять равным или близким к диаметру выходного конца вала гидравлического мотора.

1.15.6 Геометрические размеры зубчатой передачи

Окружная сила в зубчатом зацеплении Ft1 = Ft2 = 1025 Н;

радиальная сила в зубчатом зацеплении Fr1 = Fr2 = 373 Н.

Шестерня

Крутящий момент на ведущем валу (мотора) привода T1 = 34,2 Н∙м;

номинальная частота вращения на ведущем валу привода  n1=2000об/мин;

количество зубьев z1=68;

ширина шестерни b1 = 30 мм;

диаметр вала шестерни d1в = 20 мм

наружный диаметр шлицевого соединения d1ш = 25 мм

диаметр ступицы шестерни d1ст =1,6 · d1ш =1,6 · 25 ≈ 40 мм

длина ступицы шестерни l1ст = (1,2 ÷1,5) · d1ш = (1,2 ÷1,5) · 25= 30 ÷ 37,5 = 36 мм

толщина обода шестерни δо1 = (2,5 ÷ 4)· mn =(2,5 ÷ 4)· 1=2,5 ÷ 4 =4 мм

толщина диска шестерни С1 = 0,3· b1=0,3· 30 =9 мм

Колесо

Крутящий момент на ведомом валу (дебалансов) T2 = 47,14 Н∙м

номинальная частота вращения на ведомом валу привода  n2=1482об/мин;

количество зубьев z2=92;

ширина колеса b2 = 25 мм;

делительный диаметр колеса d2 = 92 мм.

диаметр вала колеса d2в = 25 мм

наружный диаметр шлицевого соединения d2ш = 30 мм

диаметр ступицы колеса d2ст =1,6 · 30 ≈ 48 мм

длина ступицы колеса l2ст = (1,2 ÷1,5) · 30= 36 ÷ 45 = 36 мм

толщина обода колеса δо2 = (2,5 ÷ 4)· mn =(2,5 ÷ 4)· 1=2,5 ÷ 4 =4 мм

толщина диска колеса С2 = 0,3· b2=0,3· 25 ≈8 мм

Синхронизирующие зубчатые колеса

Крутящий момент на валу дебалансов T3 = T2 = 47,14 Н∙м

номинальная частота вращения на ведомом валу привода

n3= n2=1500об/мин;

количество зубьев z3=58;

ширина колес: ведущего b3 = 40 мм;

ведомого b’3 = 35 мм

делительный диаметр колес d3 = 116 мм.

диаметр вала колес d2в = 25 мм

наружный диаметр шлицевого соединения d3ш = 30 мм

диаметр ступицы колес d3ст =1,6 · 30 ≈ 48 мм

длина ступицы колес l3ст = (1,2 ÷1,5) · 30 = 36 ÷ 45 = 40 мм

толщина обода колес δо3 = (2,5 ÷ 4)· mn =(2,5 ÷ 4)· 2=5 ÷ 8 =8 мм

толщина диска колес: ведущего С3 = 0,3· b3=0,3· 40=12 мм

ведомого С’3 = 0,3· b’3=0,3· 35≈11 мм

1.15.7.Расчет пальцев и проушин крепления виброплиты.

Определим напряжения среза:

где    Р- срезающее усилие;

i- число плоскостей среза, i =2;диаметр пальца, d = 40 мм;

[τ] - допускаемые напряжения среза, [τ] =100 МПа.

 кН,

Расчет пальца на смятие проведем по формуле

где    d2- сумма толщин стенок, d2 =40 мм;

- допускаемые напряжения смятия, =160 МПа.

Таким образом, из расчета следует, что условия прочности пальца по напряжениям среза и смятия выполняются.

Расчет нижнего пальца крепления стрелы:

где Р3- срезающее усилие;число плоскостей среза, i =2;диаметр пальца, d = мм;

[τ] - допускаемые напряжения среза, [τ] =100 МПа.

, кН

, кН

, кН

Расчет пальца на смятие проведем по формуле:

где d2- сумма толщин стенок, d2 =60 мм;

- допускаемые напряжения смятия, =160 МПа.

Таким образом, из расчета следует, что условия прочности пальца по напряжениям среза и смятия выполняются.

.15.8 Расчёт подвески виброплиты

Расчёт подвески виброплиты сводится к расчёту и выбору гидроцилиндров механизма подъёма и опускания плиты.

Сила действующая на 2ва гидроцилиндра опускания плиты Fшт находится из схемы 2.16 по формуле:

гдеFпл -сила подъема-прижатия действующая на шток со стороны виброплиты, Н ;

kнеб - коэффициент учитывающий различные неблагоприятные условия, (kнеб≈1,15);

α’ - угол наклона гидроцилиндров относительно горизонтальной плоскости, град.

где mро - масса рабочего оборудования, кг [5].

где mпл - приведённая масса виброплиты (3х пластин из мартенсинистой стали), кг (≈ 30 кг);

mр - масса рамы, кг (≈ 50 кг);

mпр - масса установки привода, кг;

mвиб - масса вибровозбудителей, кг (≈ 10кг);

Где mм - масса гидравлического мотора МГ3.12/32, кг (mм =7кг);

mкр - масса крепежных приспособлений привода, кг (mкр =2 кг);

mв.ш. - масса валов, шестерней, кг (Принято mв.ш. =2.5кг).

В итоге:

Отсюда:

Тогда усилие необходимое для подъема (втягивания) виброплиты:

Усилие необходимое для прижатия плиты к грунту (выдвижения):

1.15.9 Расчет гидроцилиндра подъема-опускания виброплиты.

Усилие на штоке гидроцилиндра:

где Pном - давление рабочей жидкости в гидросистеме, Па;

ηгмц - гидромеханический КПД цилиндра, при Pном=15 МПа , ηгмц=0,94

D - диаметр поршня, м

Отсюда диаметр поршня:

Корректируем диаметр с учетом рекомендуемых значений:

Потребную мощность привода насоса вращательного движения для работы гидроцилиндра станка находим по формуле:

гдеvп - скорость перемещения поршня, м/с;

 КПД гидромеханический. насоса;

КПД находим по справочным данным выбираем .

Действительная необходимая подача находится из формулы:

.15.10 Прочностные расчеты

Проверочный расчет толщины стенки силового гидроцилиндра:

Материал корпуса гидроцилиндра сталь - 30ХГСА. Допускаемое напряжение разрыва

.

Усилие от максимального рабочего давления:

Толщина стенки гидроцилиндра

Отношение наружного диаметра ко внутреннему:

Определяем минимальную толщину тонкостенного гидроцилиндра (проверка):

Припуски на механическую обработку . Условно принимаю . Тогда:

Условие прочности выполняется, т.е. прочность обеспечена.

Расчет на продольный разрыв прямых тонкостенных стальных трубопроводов:

Материал трубопровода: ст.35 -

Принимаем диаметр условного прохода напорного трубопровода , определим толщину его стенки из условия прочности:

Для тонкостенных трубопроводов допускают, что внешний диаметр примерно равен внутреннему:

Толщина стенки напорного трубопровода:

.15.11 Подбор резинометаллических виброизоляторов

Виброизоляторы ВИ-1 и ВИ-2 изготавливаются по ТУ 38.605-101-89 «Виброизолятор резиновый ВИ» в соответствии с конструкторской документацией и представляют собой куб размером 120х60х60 мм со сквозными отверстиями диаметром 2 мм (ВИ-1 -41 отверстие, ВИ-2 - 25 отверстий). ВИ обеспечивают среднюю вертикальную собственную частоту при номинальной нагрузке - 15…25 Гц и логарифмический декремент колебаний не менее 0,4, что обеспечивается рецептурой соответствующей резиновой смеси.

Применение:

предназначены для защиты от вибрации (виброизоляции):

виброчувствительного (измерительные приборы);

виброактивного оборудования с периодически возмущающей силой (компрессоры, станки и др.);

оборудования с импульсными нагрузками (штампавтоматы);

оборудования текстильной промышленности.

Условия применения:

при температуре от -30°С до +70°С;

при наибольшей рабочей нагрузке 20 кН.

НИИРП совместно с НТЦ Вибросейсмозащита разработаны и производятся высокопрочные многослойные резиновые (тип 1) и резинометаллические (тип 2) виброизоляторы. Метод виброизоляции позволяет снизить уровень динамического воздействия на конструкцию в 15-20 раз, осуществлять монтаж и замену виброизоляторов в любой момент строительства и эксплуатации сооружения.

Виброизоляторы набираются из расчетного количества элементов заданной высоты и площади опоры в диапазоне нагрузок (от 20 до 30 кг/см) в соответствии с конкретными условиями технологии и санитарными нормами.

Перечень НТД: ТУ 2532-012-00152106-96

Применение:

предназначены для виброзащиты (виброизоляции) зданий, сооружений и оборудования от воздействия техногенной (транспортной, промышленной) и природной (землетрясения) вибрации.

Амортизаторы резинометаллические арочные типа А

Амортизаторы резинометаллические арочные предназначены под нагрузку от 2450 до 19600 Н (от 250 до 2000 кгс), для амортизации механизмов и оборудования на судах и плавсредствах всех типов, классов и назначений.

Амортизаторы типа А предназначены для работы в воздушной среде при температуре от минус 5°С до плюс 70°С в присутствии паров масла, дизельного топлива, пресной и морской воды. Допускается применение амортизаторов для работы в специальных условиях.

Арочные амортизаторы представляют собой резинометаллические изделия, состоящие из верхней Т-образной и нижней с-образной металлическими деталями, скрепленные между собой привулканизованными немаслостойким резиновым массивом, покрытым маслостойкой клеевой пленкой.

1.15.12 Расчет производительности

Произведём расчёт производительности при 6ти схемах работы одноковшового погрузчика на пневмоколёсном ходу, в комплекте с транспортными средствами.

Исходя из соображений, что фронтальный погрузчик работает в режиме машины циклического действия, то его производительность для всех схем работы будем находить по формуле

где

,

=1,3

Очевидно, что в нашем случае зависеть производительность будет исключительно от времени рабочего цикла