履带传动的动力计算

履带传动的动力计算1.摊铺材料工作阻力的确定摊铺材料对摊铺机前进所造成的阻力是摊铺机动力消耗的主要原因。设计者对此阻力进行了简单的测定。其方法如图1-11所示。图1-11塑胶摩擦力测定图（1）将混好的塑胶装入烧杯用弹簧秤测量烧杯沿桌面移动时的摩擦力，如图1-11a所示。（2）再把薄钢片插入烧杯的塑胶液体中，并在烧杯外面把钢片固定。拉动弹簧秤，使烧杯移动，当钢片的大平面与移动的方向垂直时，测量的数据与桌面摩擦力之差，称为塑胶的法向阻力；当钢片的大平面与移动的方向平行时，测量的数据与桌面摩擦力之差，称为塑胶的切向阻力。见图1-11b所示。经反复测定，颗粒复合型（透气型）塑胶阻力较大。当环境温度为20℃时，单位面积的法向阻力nf为0.06N/mm2，单位面积切向阻力tf为0.01N/mm2。此数据可能不十分准确，但可以作为摊铺机设计计算时的大概依据。2.铲料压光板工作阻力计算在摊铺施工时，与摊铺材料接触并产生工作阻力的零件是铲料压光板。其形状和尺寸如图1-12所示。铲料压光板工作时与摊铺材料接触的平面为a,b,c,d四平面，所产生的工作阻力为a面：45×2470×0.006kgf=666.9kgfb面：23×2470×0.006kgf×sin30°=170.4kgfc面：4×2470×0.001kgf／sin30°=170.4kgfd面：80×2470×0.001kgf=197.6kgf弹簧秤桌面烧杯塑胶钢片四平面阻力合计：1F=1055kgf图1-12铲料压光板但是，此数据是以在20℃的温度下测定的阻力为计算依据的，而技术条件规定摊铺的最低施工温度为8℃，根据经验，其黏度将增大50％，所以最大阻力应为:1055×1.5kgf=1582kgf3.履带运行摩擦力计算在运转中履带的摩擦力主要发生在滚轮与轨道，滚针与销轴，滚针与滚轮内孔间，均为滚动摩擦。摩擦力2F为2F=P/（1f+22f）式中P-----履带承受的正压力，设P=2000kgf;1f----滚轮对轨道的摩擦因数，1f=0.05；2f----滚针对销轴，滚轮内孔的摩擦因数，1f=0.008。代入上式得：2F=2000kgf×(0.05+2×0.008)=132kgf4.摊铺施工时机器行驶的动力计算1000FvPAFC30°23452370abcd4A16680415式中P-----机器的动力消耗（kw）;F-----机器运动的阻力（N），F=1582+132=1714kgf=16797N;v-----机器的最大摊铺速度（m/s）,v=3m/min=0.05m/s;----传动效率，取=0.9。代入上式得，P=0.933kw即摊铺施工时，机器行驶的最大动力消耗约为0.933kw。5.电动机的选择按摊铺施工时机器行走的最大动力消耗选择电动机。前面已计算，此动力消耗为0.933kw，故选用YCT132-4A型电动机。其额定功率为1.1kw,额定转矩为7.13N·m。调速范围为125~1250r/min。6.减速器的选择减速器选用摆线针轮减速器。它有如下优点：效率高（η=0.9~0.95），传动比大，体积小，重量轻，运转平稳，噪声小。初选减速器ZW1.1-4-59，输出转矩为380N·m。7.链的设计计算（联接电动机和减速器）a.链不作减速用，只作传动用。所以传动比为1。根据表13-2-5，取z1=21则2112112链izzb.由表13-2-6，表13-2-7，表13-2-8查得KA=1，Kz=1.16,Kp=1.0计算功率：08.1/p0pzAkpkkKW根据P0、n1由文献[3]图13-2-6确定，故选链号06B，链节距p=9.525mm。链速smsmnzpv/15/6.4~46.01000/60/)1250~125(21525.91000/60/11故满足要求。c.初定中心距a0=（30～50）p=286～476mm，则取a0=393mm用于表示链条长度的链节数Lp，21202100222zzazzaLppp20242525.93932=103.51mm论中心距2122212128224zzzzLzzLpppa=392.95mm取a=0.003a实际中心距aaa=392mmd.计算压轴力链传动的圆周力Ft=1000P/v=202.8~2028N压轴力系数KQ取1.2，则压轴力Q=KQ·Ft=243.36~2433.6Ne.计算链轮直径小轮直径D1=p/sin(180/z1)=63.91mm大轮直径D2=p/sin(180/z2)=63.91mm此外，还需确定润滑方法及润滑油品种。选46号低黏节能通用齿轮油。f.滚子链的静强度计算链条的静强度计算式为)/(fctauFFFkFn查表13-2-2可知链条极限拉伸载荷89009.8KNFuN又得工况系数0.1Ak有效拉力6.2433~36.243tFN离心力引起的拉力Fc可以忽略不计。查表13-2-12可知，q=0.4kg/m悬垂拉力7.4fF所以链条的静强度为36~6.3)/(fcaFFFkQn[n]，所以滚子链的静强度合格。8.链的设计计算（联接减速器和主传动轴）a.链不作减速用，只作传动用。所以传动比为1。根据表13-2-5，取z1=17则1711712链izzb.由表13-2-6，表13-2-7，表13-2-8查得KA=1，Kz=1.16,Kp=1.0计算功率：97.0/p0pzAkpkkKW根据P0、n1由文献[3]图13-2-6确定，故选链号10B，链节距p=15.875mm。链速smsmnzpv/15/6.5~56.01000/60/)1250~125(17875.151000/60/11故满足要求。c.初定中心距a0=314mm用于表示链条长度的链节数Lp，21202100222zzazzaLppp20234875.153142=56.55mm论中心距2122212128224zzzzLzzLpppa=313.94mm取a=0.003a实际中心距aaa=313mmd.计算压轴力链传动的圆周力Ft=1000P/v=149.9~1499.46N压轴力系数KQ取1.2，则压轴力Q=KQ·Ft=179.88~1798.8Ne.计算链轮直径小轮直径D1=p/sin(180/z1)=81.42mm大轮直径D2=p/sin(180/z2)=81.42mm此外，还需确定润滑方法及润滑油品种。选46号低黏节能通用齿轮油。f.滚子链的静强度计算链条的静强度计算式为)/(fctauFFFkFn查表13-2-2可知链条极限拉伸载荷222002.22KNFuN又得工况系数0.1Ak有效拉力Ft=1000P/v=149.9~1499.46NN离心力引起的拉力Fc可以忽略不计。查表13-2-12可知，q=1kg/m悬垂拉力96.10fF所以链条的静强度为138~69.14)/(fctauFFFkFn[n]，所以滚子链的静强度合格。9.链的设计计算（履带轮）a.链不作减速用，只作传动用。所以传动比为1。根据表13-2-5，取z1=17则1711712链izzb.由表13-2-6，表13-2-7，表13-2-8查得KA=1，Kz=1.16,Kp=1.0计算功率：9.0/p0pzAkpkkKW根据P0、n1由文献[3]图13-2-6确定，故选链号12B，链节距p=19.05mm。链速smsmnzpv/15/7.6~67.01000/60/)1250~125(1705.191000/60/11故满足要求。c.初定中心距a0=1748mm用于表示链条长度的链节数Lp，21202100222zzazzaLppp2023405.1917482=200.54mm论中心距2122212128224zzzzLzzLpppa=1748.24mm取a=0.003a实际中心距aaa=1743mmd.计算压轴力链传动的圆周力Ft=1000P/v=139.4~1394.5N压轴力系数KQ取1.2，则压轴力Q=KQ·Ft=167.28~1673.4Ne.计算链轮直径小轮直径D1=91.63mm大轮直径D2=91.63mm此外，还需确定润滑方法及润滑油品种。选46号低黏节能通用齿轮油。f.滚子链的静强度计算链条的静强度计算式为)/(fctauFFFkFn查表13-2-2可知链条极限拉伸载荷289009.28KNFuN又得工况系数0.1Ak有效拉力Ft=1000P/v=139.4~1394.5N离心力引起的拉力Fc可以忽略不计。查表13-2-12可知，q=1.5kg/m悬垂拉力22.39fF所以链条的静强度为79.161~16.20)/(fctauFFFkFn[n]，所以滚子链的静强度合格。