Модернизация кривошипного механизма шагания одноковшового экскаватора-драглайна

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

В настоящее время для добычи полезных ископаемых открытым способом и складирования отходов на предприятиях горноперерабатывающей промышленности Республики Беларусь широко используются полноповоротные одноковшовые экскаваторы и отвалообразователи на шагающих движителях. Эти машины представляют собой сложные и массивные электромеханические системы, проектирование и расчет которых в большинстве случаев базируется на исследовании и решении уравнений их движения. Это в полной мере относится не только к самим машинам, но и к их составным частям.

Горные машины данного класса вследствие своей массивности и тяжеловесности в большой степени требовательны к горно-технологическим условиям производства работ. Наиболее жёсткие требования предъявляют к таким параметрам как: состояние опорной поверхности, продольные и поперечные уклоны рабочей площадки, ветровая нагрузка на металлоконструкции стер и отвальных консолей машин. Поэтому в данном курсовом проекте рассматривается вопрос модернизации механизма передвижения горных машин на шагающем ходу. С помощью модернизированного механизма шагания у машины на шагающем ходу появляется гораздо больше возможностей самостоятельно передвигаться при значительной деформации опорной поверхности.



1. Состояние вопроса

1.1 Обзор существующих конструкций и анализ вариантов

Шагающее ходовое оборудование состоит из опорной рамы (базы) и механизма шагания. Механизм шагания в свою очередь состоит из опорных башмаков (лыж), механизма перемещения и привода.

Схемы механизмов шагания различаются по конструкции и могут быть гидравлическими и кривошипными. Они состоят из двух одинаковых синхронно работающих механизмов шагания, расположенных симметрично относительно продольной оси экскаватора.

При любом виде шагающего оборудования полный цикл передвижения экскаватора складывается из следующих элементов: подачи опорных башмаков на грунт, подъёма экскаватора, передвижения экскаватора, опускания экскаватора, подъёма опорных башмаков в исходное положение.

Независимо от вида шагающего ходового оборудования (кроме специальных серий машин) в момент непосредственного передвижения экскаватор опирается на два опорных башмака и на часть опорной базы. Поскольку при этом центр тяжести экскаватора находится впереди оси механизма шагания, передвижение машины может быть осуществлено только в направлении противовеса.



Рисунок 1 - Схемы механизмов шагания: а - кривошипно-шарнирного с треугольной рамой; б - кривошипно-ползункового; в - гидравлического; г - двухкривошипного

Гидравлический механизм шагания одноковшовых экскаваторов состоит из опорных башмаков 1, подъёмного 2 и тягового 3 гидроцилиндров, штоки которых сочленяются общим шарниром на траверсе 4, которая также шарнирно с помощью кронштейнов 5 соединена с опорным башмаком. Подъёмный и тяговый гидроцилиндры шарнирно соединены с металлоконструкциями надстройки 6 и поворотной платформой осями 7 и 8. В верхние и нижние полости гидроцилиндров по трубопроводам 9 и 10 гидравлическая рабочая жидкость подводится от насосной установки под давлением 10-20 МПа.

Во время работы экскаватора поршни всех гидроцилиндров втянуты внутрь, опорные башмаки подняты и занимают крайнее верхнее положение, а поворотная платформа при этом опирается на базу 11. При шагании под действием подъёмных и тяговых гидроцилиндров опорные башмаки выдвигаются и опускаются на почву уступа. При возрастании давления в подъёмных гидроцилиндрах один конец опорной базы экскаватора приподнимается над почвой уступа, затем экскаватор с помощью тяговых гидроцилиндров сдвигается и, опираясь башмаками, скользит опорной рамой по почве уступа, передвигаясь на величину 1 - 2,5 м, после чего база вновь опускается на почву. Затем подъёмные гидроцилиндры поднимают опорные башмаки вверх и процесс шагания повторяется.

Рисунок 2 - Гидравлический механизм шагания драглайна ЭШ-15.90

Достоинства гидравлического шагающего механизма заключаются в плавности его работы и возможности регулирования траектории движения, а недостатки - в низком КПД (около 0,6) и сложности устройства привода, требующего квалифицированного обслуживания.

Гидравлический механизм шагания с опорой на 3 точки применяется в основном на машинах, рабочая масса которых находится в диапазоне 1500 - 3000 т.

В отличие от описанной выше конструкции на таких мощных драглайнах, как например, ЭШ - 100.100, применяется гидравлическое шагающее устройство с полным отрывом опорной рамы от почвы уступа. Перемещение экскаватора осуществляется перемещением опорных скользунов (гидростатической опоры) гидроцилиндров по верхней плоскости башмака в направляющих.

Шагающее устройство с полным отрывом опорной рамы состоит из четырёх башмаков1, соединённых попарно шарниром 2, четырёх подъёмных гидроцилиндров 3, закреплённых в раме поворотной платформы 4 и опирающихся на сферу 5 гидростатической опоры скользунов, двух тяговых гидроцилиндров 6, шарнирно закреплённых в точке А на поворотной платформе и в точке Б - на башмаке и обеспечивающих перемещение гидростатической опоры по опорным плитам башмаков. Рабочие поверхности гидростатической опоры и опорных плит башмаков закрыты от попадания пыли сложной системой уплотнений и кожухами 8. Во время работы экскаватор опирается на базу 9. Данный тип механизма шагания позволяет осуществить минимальный подъём экскаватора на 700 мм при максимальной длине шага - до 3м.

Достоинства данного вида шагающего устройства: вес машины распределяется между четырьмя точками поворотной платформы вместо двух; возможность полностью оторвать базу от опорного основания, что при передвижении исключает её трение о грунт, износ и появление поперечных нагрузок на центральной цапфе; независимость величины выдвижения толкающего цилиндра от величины выдвижения домкратов, что позволяет изменять длину шага в различных условиях; наличие шаровой опоры на нижнем конце подъёмного цилиндра, в связи с чем, устраняются изгибающие нагрузки на штоке и обеспечиваются большие надёжность и долговечность соединений. Недостаток этого шагающего устройства - сложность конструкции гидростатической опоры.



Рисунок 3 - Положения шагающего ходового устройства экскаватора ЭШ-100.100 с полным отрывом базы: I - начало шагания (башмаки подняты); II - экскаватор поднят; III - перемещение экскаватора

Аналогичный гидравлический механизм шагания с полным отрывом базы, отличающийся от механизма шагания экскаватора ЭШ - 100.100 удвоенным числом тяговых цилиндров (по одному на каждой опоре), применён на драглайне 4250-W (фирма «Бюсайрус- Ири», США) с рабочей массой 13 600 тонн.

На драглайнах, масса которых не превышает 1500 т, применяется кривошипно-рычажный механизм шагания.

Кривошип 1 посажен на вал 2, получающий вращение от привода механизма шагания, расположенного на поворотной платформе. На кривошипе 1 на роликоподшипниках насажена стойка 3, соединенная снизу шаровым шарниром с башмаком 4, а вверху через тягу 5 -- с платформой 6 экскаватора, размещенной на опорной базе 7. Вращение кривошипа по часовой стрелке вызовет подъем и смещение экскаватора. После поворота на 90° будут происходить перемещение и опускание экскаватора. Перемещение экскаватора закончится, когда кривошип повернется еще на 90°. Дальнейший поворот кривошипа на 90° вызовет подъем башмака в самое верхнее и смещение его в среднее положения. Сделав поворот еще на 90° (всего 360°, т.е. полный оборот кривошипа), башмак вернется в первоначальное состояние (башмак опущен на почву). Такой механизм шагания применяется на экскаваторах ЭШ-6.45М, ЭШ-10.60, ЭШ-10.70А, ЭШ 11.75, ЭШ-20.55.

К преимуществам кривошипно-рычажных механизмов можно отнести простоту конструкции и обслуживания. Недостатком является высокая металлоёмкость, а, следовательно, и масса привода и всего механизма в целом.

Рисунок 4 - кривошипный механизм шагания драглайна ЭШ-11.75

Шагающе-рельсовое ходовое оборудование

Шагающе-рельсовое ходовое оборудование было впервые разработано на НКМЗ и применено на отвалообразователях и мощных роторных экскаваторах.

Ходовое оборудование включает в себя четыре соединённые сферическим шарниром 1 лыжи 2 (лыжа может быть неразрезная), на которых имеются верхние 3 и нижние 4 рельсы. Верхняя часть экскаватора 5 через 4 гидродомкрата 6 опирается на ходовые тележки 7.

Рисунок 5 - Схема шагающе-рельсового ходового оборудования

В рабочем положении машина опирается через гидродомкраты и ходовые тележки на нижние направляющие лыж. База вместе с верхней частью приподнята над землёй (положение I). Для передвижения верхней части машины включают тяговые лебёдки 8, которые с помощью полиспастов перемещают машину по лыжам в нужном направлении. Когда тележки достигнут крайнего положения на лыжах (положение II), производится опускание машины на базу и последующий подъём лыж через верхние направляющие рельсы до упора катков 9 в раму машины (положение III). Далее происходит гидравлической системы домкратов и включение тяговых лебёдок, которые перемещают лыжи вперёд на величину шага ходового оборудования.

1.2 Описание разработанного изделия

Модернизация кривошипного механизма шагания заключается в том, что обе ноги оснащаются дополнительными проушинами крепления с неполноповоротной кулисой. Это позволит при потере сцепления с опорным основанием башмаков машины самостоятельно переместиться из опасной зоны. При этом поворотную платформу машины необходимо развернуть в сторону перемещения, соединить с неполноповоротными кулисами проушины ног, предназначенные для реверсивного шагания, переключить электропривод в режим реверсивного движения. При этом обеспечится движение машины центром тяжести вперёд, что позволит уменьшить крен машины и разгрузить ту часть опорной базы, которая внедрилась в опорную поверхность и интенсивно препятствует движению машины.

Рисунок 6 - пример потери устойчивости экскаватора-драглайна на шагающем ходу



Рисунок 7 - Схема модернизированного кривошипно-эксцентрикового механизма шагания



2. Расчёты

2.1 Общий расчёт изделия

Кинематический расчёт привода шагания.

Требуемая мощность привода механизма шагания драглайна ЭШ-11.75:

Синхронная частота вращения вала двигателя постоянного тока :

Рисунок 8 - Кинематическая схема привода механизма шагания

Определение передаточных чисел.

Общее передаточное число привода:

где частота вращения вала электродвигателя привода механизма шагания;

частота вращения кривошипа;

Общее передаточное отношение раздаточного редуктора:

Передаточное отношение тихоходной передачи:

Определяем частоты и угловые скорости вращения валов привода:

Определяем общий КПД привода:

по таблице № 2.1 [1] выбираем значения КПД механических передач:

где КПД пары подшипников качения;

КПД зубчатой передачи;

КПД зубчатой муфты;

КПД подшипников скольжения.

Определим мощности на валах привода механизма шагания:

Определим вращающие моменты на валах привода :

Таблица 1 - Результаты кинематического расчёта.

Валы	I	II
	240	230
	15	3

2.2 Расчёт основных параметров конструктивных элементов

2.2.1 Прочностной расчёт тихоходной зубчатой передачи механизма шагания

Расчёт зубчатой передачи проводим по максимально допустимым контактным и изгибным напряжениям по методике, описанной в источнике [1].

Для изготовления шестерни выберем материал Сталь 12ХН3А. Способ термообработки - улучшение:

Для изготовления колеса выберем материал Сталь 12ХН3А. Способ термообработки - улучшение:

Определяем срок службы привода:

где гарантийное количество лет работы привода;

число рабочих месяцев в году;

число рабочих дней в году;

число рабочих смен в сутки;

продолжительность одной смены, ч;

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

.

Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчёте на контактную прочность:



Рисунок 9 - Циклограмма нагрузки привода

число зацеплений зуба за 1 оборот;

= 2 592 000 = .

Определим коэффициент долговечности:

=

Определим допускаемое контактное напряжение:

,

где - базовый предел контактной выносливости;

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев;



2.3 Выбор основных параметров передачи

2.3.1 Расчёт диаметра шестерни и выбор основных параметров передачи

Расчётный диаметр шестерни

где вращающий момент на ведущем быстроходном валу;

для прямозубых передач;

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса;

коэффициент внешней динамической нагрузки;

передаточное число от солнечной шестерни к сателлиту;

коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра;

Ширина венца зубчатого колеса

Принимаем ширину колеса

Ширина венца шестерни:

Предварительно примем число зубьев шестерни ,

Тогда расчётный модуль зацепления:

Принимаем согласно стандартному раду модулей

Определим число зубьев колеса:

Определим делительные диаметры зубчатых колёс:

Расчётное межосевое расстояние

2.3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Определим окружную силу в зацеплении:

Определим окружную скорость колёс:



Исходя из рассчитанной окружной скорости определяем степень точности изготовления колёс в соответствии с таблицей №. 4.2.8[2] - 8.

Определим удельную окружную динамическую силу:

Где коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку;

коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [1, табл. 4.2.12];

Определим удельную расчётную окружную силу в зоне её наибольшей концентрации:

ширина зубчатого венца колеса, принятая по аналогии конструкции механизма шагания отвалообразователя ОСШ - 110/1600;

Ширина шестерни:

Определим коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

Определим удельную расчётную окружную силу:

Определим расчётные контактные напряжения:

Где коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев для прямозубого зацепления;

коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

Определим перегрузку передачи по контактным напряжениям:

Перегрузка передачи по контактным напряжениям находится в допустимых пределах.

2.3.3 Проверочный расчёт на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Базовое число циклов напряжений:

Определим эквивалентное число циклов напряжений:

где - коэффициент режима нагрузки,

Определим коэффициенты долговечности:

Найдём коэффициент долговечности:

где - для зубчатых колёс, твёрдость материала которых ;

Определим предел выносливости зубьев при изгибе:

[3, табл. 4.1.5];

[3, табл. 4.1.5].

Определим допускаемые изгибные напряжения:

Где коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

Проверочный расчёт по максимальным изгибным напряжениям производим для наименее прочного колеса:

Где коэффициент, учитывающий форму зуба;

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Условие прочности зубчатых колёс по допускаемым изгибным напряжениям обеспечено.



Таблица 2 - Расчётные параметры зубчатых колёс

Зубчатое колесо	Число зубьев Z	Модуль нормальный , мм	Диаметр впадин , мм	Диаметр делительный , мм	Диаметр выступов , мм	Ширина колеса b, мм
шестерня	20	25	470,65	500	583,15	510
Колесо	100		2404,34	2500	2523,1	500

2.3.4 Расчёт ведущего вала

Проектировочный расчет вала.

Для изготовления вала редуктора выбираем материал сталь 12ХН3А

Твердость вала: , НВ = 480.

Найдём диаметр быстроходного вала:

допускаемое напряжение на кручение;

В соответствии с рядом предпочтительных чисел [табл.№17.2, 1] принимаем:

Проверочный расчёт вала.

Проверочный расчёт вала проводим по методике расчёта жёсткой сплошной балки, лежащей на двух опорах [2].

Определение сил в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи.

Определяем окружную силу:



где - вращающий момент на быстроходном валу;

- делительный диаметр шестерни на быстроходном валу;

Определяем радиальную силу:

где = - угол зацепления зубчатых колёс;

.

Определение сил, нагружающих вал от веса соединительной муфты.

где масса соединительной муфты;

Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости

Определим опорную реакцию в точке В:

;

Определим опорную реакцию в точке В:



;

Определим изгибающие моменты в сечении :

;

при =

при = - так как балка обращена выпуклостью вниз, то на эпюре значение изгибающего момента откладываем в положительном направлении.

Определим изгибающие моменты в сечении :

;

при =

при = - так как балка обращена выпуклостью вверх, то на эпюре значение изгибающего момента откладываем в отрицательном направлении.

Определение опорных реакций в вертикальной плоскости

Определим опорную реакцию в точке В:

;

Определим опорную реакцию в точке В:



;

Определим изгибающие моменты в сечении :

;

при =

при = - так как балка обращена выпуклостью вниз, то на эпюре значение изгибающего момента откладываем в положительном направлении.

Определим изгибающие моменты в сечении :

;

при =

при = - так как балка обращена выпуклостью вверх, то на эпюре значение изгибающего момента откладываем в отрицательном направлении.

Определение крутящих моментов на участках вала.

;

;

Определение суммарных изгибающих моментов на участках вала.



Определение эквивалентных моментов на участках вала.

;

.



Рисунок 10 - Схема нагружения ведущего вала тихоходной передачи



В соответствие с построенными эпюрами определяем опасное сечение вала, которое находится в месте действия максимального усилия. Для входного вала таким местом является сечение 2, в котором эквивалентный момент составляет .

Определяем критический диаметр вала:

допускаемое напряжение на изгиб материала вала.

2.3.5 Проверочный расчёт подшипников скольжения

Проверку производим для подшипников скольжения, установленных в опорах ведущего вала тихоходной передачи. Расчёт производим по давлению Р и величине pv, характеризующей нагрев и износ подшипника [2].

Окружная скорость на шейке вала:

где диаметр подшипника;

частота вращения ведущего вала;

Удельное давление в подшипнике:

Удельное давление рассчитываем из наибольшего результирующего реактивного усилия в опорах вала:

Так как , то расчет долговечности ведем по подшипнику, установленному в опоре В.

где усилие, действующее на подшипник;

диаметр подшипника;

длина подшипника;

диапазон допустимого удельного давления в подшипнике;

Проверка по величине pv:

pv;

где

Данный подшипник скольжения удовлетворяет допустимым давлению Р и величине pv , что позволяет применить его в подшипниковых опорах ведущего вала тихоходной передачи.



2.3.6 Выбор и проверочный расчёт муфты

Для соединения выходного вала раздаточного редуктора с ведущим валом тихоходной передачи выбираем шлицевую муфту с параметрами шлицевого соединения: 20х204х230;

где Z = 20 - число шлицов;

d = 204 мм - внутренний диаметр шлицов;

D = 230 мм - наружный диаметр шлицов.

Расчёт данного шлицевого соединения производим на срез и на смятие шлицов.

Расчёт шлицевого соединения на срез:

где -момент на быстроходном валу колёсного редуктора;

количество шлицов;

длина шлицов;

ширина одного шлица:

допускаемое напряжение материала шлицов (сталь 40Х) на срез;

Данное шлицевое соединение удовлетворяет условию среза шлицов.

Расчёт шлицевого соединения на смятие шлицов:



где средний диаметр соединения;

высота поверхности контакта шлицов;

допустимое напряжение на смятие материала шлицов;

Данное шлицевое соединение удовлетворяет условию смятию шлицов.

2.3.7 Расчёт шпоночного соединения

Для соединения зубчатого колеса и ведомого вала тихоходной передачи устанавливаем две призматические шпонки под углом 120 градусов по ГОСТ 23360 - 78.

Размеры шпонки b, h, определяем в зависимости от диаметра вала. Длина шпонки принимается согласно ГОСТу в зависимости от длины ступицы.

Условие прочности на смятие шпонки:

где вращающий момент на валу;

диаметр вала;

высота шпонки;

глубина шпоночного паза на валу;

длина шпонки;

допускаемое напряжение на смятие шпонки.

Предварительно выберем шпонку со следующими параметрами:

;

;

32 мм;

мм;

450 мм;

Выбранные шпонки удовлетворяют условию смятия и подходит для применения в данном соединении.

2.3.8 Расчёт соединения с натягом

Для сопряжения ведомого вала с эксцентриком (кривошипом) выбираем термический натяг. Расчёт параметров сопряжения производим по методике описанной в источнике [3].

Необходимая разность температур элементов соединения, собираемых с нагревом охватывающей и охлаждением охватываемой детали:

где наибольший натяг в соединении;

зазор, необходимый для сборки соединения, равен зазору в посадке

температурный коэффициент линейного расширения деталей из стали;

посадочные диаметры сопрягаемых деталей;

Условие работоспособности соединения при действии крутящего момента:

где запас сцепления;

крутящий момент;

коэффициент трения при сборке температурным деформированием;

посадочные диаметры сопрягаемых деталей;

ширина ступицы кривошипа;

давление в сопряжении, МПа;

По рекомендациям для сопряжения колеса с ведомым валом, принимаем посадку с большим гарантированным натягом. Данная посадка обеспечит соединение, равнопрочное валу.



3. Использование составной части в составе горной машины

Модернизированный механизм шагания предназначен для применения в паре с электромеханическим приводом перемещения одноковшового экскаватора-драглайна типа ЭШ.

При попадании машины в сложные горно-технические условия ведения вскрышных или добычных работ, которые проявляются значительной деформацией почвы и сопутствующим креном верхней надстройки вместе со стрелой и потерей сцепления опорных башмаков с опорным основанием. Для этого необходимо развернуть поворотную платформу машины в сторону движения и подготовить механизм шагания к реверсивному движению. Эта подготовка заключается в пересоединении проушин ног с неполноповоротной кулисой и переключении электропривода в режим реверсивного движения.

После монтажа машины необходимо произвести обкатку механизма шагания. При этом движение всех составных элементов (звеньев) должно происходить плавно без резких скрипов, ударов и толчков. Все шарнирные соединения механизма шагания, в том числе и шаровые опоры, смазываются автоматической системой смазки.

шагание одноковшовый экскаватор драглайн



Заключение

В курсовом проекте разработана конструктивная схема механизма шагания, позволяющая перемещаться горной машине в сложных горно-технических условиях. В процессе расчёта выполнен расчёт привода и разработана конструкторская документация на данный привод.

Расчёт привода включает в себя:

- прочностной расчёт зубчатой тихоходной передачи;

- прочностной расчёт ведущего вала;

- расчёт и подбор подшипников скольжения;

- расчёт термического натяга;

- расчёт шпоночного соединения и подбор шпонок;

- расчёт и подбор шлицевой соединительной муфты.

Разработанная конструкторская документация включает в себя:

- чертежи общих видов механизма шагания;

- чертёж модернизированной ноги;

- чертёж ведущего вала;

- спецификация на изделие.



Список использованных источников

1. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т., «Детали машин. Проектирование». Минск, «Технопринт», 2001.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т.2;- 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980.

3. А.Т. Скойбеда, А.В. кузьмин, Н.Н. Макейчик, «Детали машин и основы конструирования». Минск, «Вышэйшая школа», 2006

4. Скойбеда А.Т. Детали машин и основы конструирования: учебник/ А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Макейчик Н.Н.; под общ.ред. А.Т. Скойбеды.- 2-е изд., перераб. - Мн.: Выш. шк., 2006.

5. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высш. шк., 1990.

6. В.Л. Соломахо, Б.В. Цитович, С.С. Соколовский, «Нормирование точности и технические измерения». Минск, «Издательство Гревцова», 2011.

7. Дроздова Л.Г., Курбатова О.А., «Одноковшовые экскаваторы: конструкция, монтаж и ремонт», Владивосток, «ДВГТУ» 2007.

8. Электронный каталог ЭШ - 11.75.

Размещено на Allbest.ru

...