Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Цепной траншейный экскаватор относится к экскаваторам непрерывного действия, рабочий процесс которого происходит при постоянном движении базового тягача. В строительстве цепные траншейные экскаваторы наиболее широко применяют для получения протяженных выемок прямоугольного (траншеи) и трапециадального (каналы) сечений. Также их применяют при разработке карьеров строительных материалов (глины, гравия, песка). Дополнительным преимуществом их на работах этого вида наряду с высокой производительностью является измельчение добываемого сырья (особенно глины) до однородной массы, необходимой для ее последующей обработки.

В результате совмещения по времени операций резания и транспортирования грунта цепные траншейные экскаваторы имеют более высокую производительность по сравнению с одноковшовыми экскаваторами. Однако они менее универсальны и могут успешно применяться при достаточно большом и сосредоточенном объеме однотипным работ.

Цепь экскаватора может быть оснащена ковшами, скребками, резцами и др., в зависимости от его назначения и категории разрабатываемого грунта.

Для разработки мерзлых грунтов (V-VIII категории) в качестве цепи используют баровую цепь, представляющую собой цепь с зубками из износостойких сталей с твердосплавными пластинами, выставленных на цепи под разными углами, образуя несколько линий резания. Аналогичные цепи используют во врубовых машинах горнодобывающей промышленности.

Баровые грунторезные машины используются как для рыхления, так и для экскавации мерзлого грунта. Ширина траншей, отрываемых баровыми машинами, доходит до 500 мм. Эти машины применяют также для отделения мерзлого грунта от массива при открытых разработках полезных ископаемых. Кроме того, самоходные баровые машины используют для нарезания щелей в мерзлом и трудноразрабатываемом талом грунтах под укладку кабельных коммуникаций и в ряде случаев для нарезания продольных и поперечных щелей в мерзлом грунте, обеспечивающего последующую отрывку траншей и котлованов обычнвми экскаваторами. Машины созданы на базе тракторов и цепных траншейных экскаваторов; в качестве рабочего навесного оборудования используются как готовые бары врубовых машин, так и специально изготовленные режущие цепи.

Разработка мерзлого грунта баровыми машинами менее энергоемка, по сравнению с другими машинами, предназначенными для этих целей, поскольку рыхлению подвергается не весь массив грунта, а только в объеме щелей, располагаемых на определенном расстоянии друг от друга. Основным недостатком машин является быстрый износ резцов, их малая надежность и долговечность, поскольку мерзлый грунт обладает высокой абразивностью.

На базе мощных тягачей часто создают машины с двумя и более одновременно работающими барами, что позволяет за один проход машины прорезать в грунте сразу несколько параллельных щелей.

Комплекс работ по исследованию режимов резания мерзлых грунтов и конструкций баровых грунторезных машин, а также по обоснованию эффективности их применения выполнен Томским политехническим институтом под руководством д-ра техн. Наук О.Д. Алимова. Начиная с 1960 г., исследованиям и анализу опыта эксплуатации баровых машин уделяют внимание ВНИИСтройдормаш и ВНИИЗеммаш.

В настоящее время выпуском баровых грунторезных машин занимаются такие предприятия как Амкодор, МРМЗ (Михневкий ремонтно-механический завод), КМЗ (Копейский машиностроительный завод), ДЭЗ (Дмитровский экскаваторный завод) и др. В большинстве случаев в качестве базового тягача для этих машин используют пневмоколесные тракторы МТЗ-80 (82) «Беларус» или гусеничные Т-170, Т-130, ДТ-75, которые часто спереди оборудуются бульдозерным отвалом.

В данном курсовом проекте разрабатывается конструкция цепного траншейного экскаватора с баровым рабочим оборудованием для VII категории грунта для прорезания щели с параметрами: ширина - 0,1 м; глубина - 1,5 м.

1. Выбор аналога проектируемой машины

В качестве аналога выбираем наиболее приближенную по характеристикам машину - баровая грунторезная машина БГМ-1 производства Михневского ремонтно-механического завода. Ее технические характеристики приведены в таблице 1.

БГМ-1 предназначены для прокладки траншей для газо- и водопроводов, сетей канализации, связи и электропередачи, планировочных и земляных работ.

привод устойчивость машина

Таблица 1 - Технические характеристики БГМ-1

Параметр	Значение
Базовая машина
Трактор (колесное шасси)	МТЗ-82.1 «Беларус»
Марка двигателя	Д-243
Мощность, кВт (л.с.)	59,6 (81)
Габаритные размеры машины с баровой навеской, мм: - длина - ширина - высота	6650 2060 2765
Масса машины, кг	6500
Рабочее оборудование
Тип режущей цепи	«Урал-33»
Материал режущей части резцов	твердый сплав
Категория грунта	IV-V, мерзлый грунт
Регулирование рабочей скорости	бесступенчатое
Привод ходоуменьшителя	гидромеханический
Привод механизма управления барами	гидравлический
Скорость резания, м/с	3±0,5
Рабочая скорость, м/час	до 60
Диапазон регулирования скорости движения экскаватора с включенным гидроходоуменьшителем (ГХУ-04М), м/ч	от 0 до 1262
Глубина прорезаемой щели, мм	1400, 1600
Ширина прорезаемой щели, мм	140
Дополнительное оборудование
Отвал поворотный: Ширина отвала, мм Высота отвала, мм Масса отвала, кг	2060 800 700
Отвал снежный: Ширина отвала, мм Высота отвала, мм Масса отвала, кг	2520 670 700

На рисунке 1 представлен общий вид машины БГМ-1.

Баровая грунторезная машина БГМ-1 представляет собой трактор МТЗ-82.1 (позиция 1), оборудованный навесной баровой установкой, которая крепится к трактору на кронштейне 6.

Баровая установка состоит из редуктора 2, рабочего органа 3, соединительной предохранительной муфты, ходоуменьшителя 4, гидроцилиндра 5, соединительной арматуры, рамы жёсткости 7, отвала 8.

Рисунок 1 - Баровая грунторезная машина БГМ-1

Крутящий момент от выходного вала отбора мощности трансмиссии трактора через муфту передается на редуктор бары, имеющий одноступенчатую коническую передачу (40:13), а затем на ведущую звездочку режущего органа.

Режущий орган состоит из направляющей с механизмом натяжения цепи, двух звездочек, расположеных на ее концах и цепи со специальными зубками. Подъем и опускание режущего органа осуществляется силовым гидроцилиндром [16].

В проектируемой машине, как и в аналоге, в качестве шасси используется трактор МТЗ-82.1. Его общий вид приведен на рисунке 2, а технические характеристики в таблице 2.

Трактор МТЗ-82.1 «Беларус» производства Минского тракторного завода - универсальный трактор на пневмоколесном ходу, тягового класса 1,4, предназначенный для выполнения широкого спектра работ - от подготовки почвы под посев до уборочных и транспортных операций; может использоваться в лесном, коммунальном хозяйстве, строительстве и промышленности, приспособлен для работы в различных климатических зонах. Трактор МТЗ-82.1 отличает высокие надежность и экономичность при низких эксплуатационных затратах и высокой производительности [18].

Рисунок 2 - Трактор МТЗ-82.1 «Беларус»

Таблица 2 - Технические характеристики МТЗ-82.1 «Беларус»

Параметр	Значение
Двигатель
Марка	Д-243
Тип	дизельный с непосредственным впрыском, 4-тактный, рядный
Мощность, кВт (л.с.)	59,6 (81)
Рабочий объем, л	4,75
Количество цилиндров	4
Диаметр цилиндра, мм	110
Ход поршня, мм	125
Степень сжатия	16
Номинальная частота вращения, об./мин	2200
Максимальный крутящий момент при 1400 об./мин, Н•м	289,7
Запас крутящего момента,%	15
Удельный расход топлива, г/(кВт•ч)	220
Тип охлаждения	жидкостное
Трансмиссия
Тип сцепления	сухое, однодисковое, с дополнительным диском для привода независимого ВОМ
Тип коробки передач	механическая с редуктором, удваивающим количество передач
Количество передач: - переднего хода - заднего хода	18 4
Передаточные числа: - I переднего хода - II переднего хода - III переднего хода - IV переднего хода - V переднего хода - VI переднего хода - VII переднего хода - VIII переднего хода - IX переднего хода - I заднего хода - II заднего хода - понижающего редуктора	13,342 7,835 4,607 3,75 3,165 2,705 2,202 1,859 1 6,337 3,772 1,35
Тип вала отбора мощности	независимый двухскоростной с гидромеханической системой управления
Частота вращения ВОМ: - независимый I, об./мин - независимый II, об./мин - синхронный, об./м пути	570 1000 3,5
Ходовое оборудование
Тип	пневмоколесное
Колесная формула	4Ч4
Скорость движения, км/ч: - вперед - назад	1,89 - 33,4 3,98 - 8,97
Управление блокировкой дифференциала	гидромеханическое с включением под нагрузкой
Режимы работы блокировки дифференциала: - первый режим - второй режим - третий режим	«бл. диф. выкл.» «бл. диф. вкл. с авт. откл. при повороте направляющих колес на угол более 13°» «бл. диф. вкл. постоянно»
Тип переднего моста	портальный, с самоблокирующимся дифференциалом
Режимы работы дифференциала переднего моста: - первый режим - второй режим - третий режим	«выкл.» «вкл. постоянно» «вкл. авт. при буксовании задних колес»
Тип тормозной системы	основные и стояночные - дисковые, сухие
Привод тормозов прицепов	пневматический, сблокированный с управлением тормозами трактора
Рулевое управление	гидрообъемное, с насосом-дозатором и гидроцилиндром в рулевой трапеции
Колея, мм: - по передним колесам - по задним колесам	1400-1900 1420-2100
Колесная база, мм	2450
Дорожный просвет (клиренс), мм: - под передним мостом - под задним мостом	645 650
Наименьший радиус поворота, м	4,1
Размеры шин: - передних колес - задних колес	11,2-20 15,5R38
Глубина преодолеваемого брода, м	0,8
Гидросистема
Тип	гидронавесная, универсальная, раздельноагрегатная
Грузоподъемность, кг	3200
Номинальное давление, МПа	16
Вместимость, л	21
Электрооборудование
Генераторная установка: - мощность, Вт - выпрямленное напряжение, В	700 14
Стартер пусковой системы: - мощность, кВт - напряжение, В	4 12

2. Определение основных параметров

Длина бара определяется следующей зависимостью:

,

где H_щ - глубина прорезаемой щели, м; H_щ = 1,5 м;

H_п - минимальная высота приводного вала режущей цепи над уровнем грунта, м. Это значение принимаем как у аналога. Тогда H_п = 0,725 м;

в - угол наклона бара к вертикали, град.; в = 30°.

Тогда

м.

Ширина реза

,

где B_щ - ширина прорезаемой щели, м; B_щ = 0,1 м;

n_л - число линий резания.

Число линий резания найдем по теории подобия:

,

где n_л.пр, n_л.ан - число линий резания, соответственно, проектируемой машины и аналога; n_л.ан = 9;

B_щ.пр, B_щ.ан - ширина прорезаемой щели, соответственно, проектируемой машины и аналога, м; B_щ.ан = 0,14 м.

Отсюда

.

Т.к. на большинстве машин применяют семи- и девятилинейные цепи [3, с. 194], то принимаем n_л = n_л.пр = 7. С учетом этого

м.

Толщина реза (стружки) определяется выражением:

,

где S_ср - средняя величина сечения среза, м², S_ср = 0,0002…0,00035 м² [13, с. 166].

м.

Аналог имеет при длине бара L_б.ан = 2 м длину цепи L_ц.ан = 5,244 м. Тогда в нашем случае длина цепи составит

м.

Шаг цепи составляет t_ц = 0,076 мм. Тогда количество кулачков в цепи

.

Принимаем z_к = 89. Уточним длину цепи:

м

На практике бесковшовые цепные траншеекопатели проектируются с использованием нескольких схем расстановки резцов на исполнительном органе. Наибольшее распространение получила схема - симметричная «елочка» (рисунок 3) [15, с. 12].

Рисунок 3 - Схема расстановки зубков баровой цепи

Определим количество режущих зубков на одной линии резания z_л.

Как видно из рисунка 3, на каждой линии резания зубок устанавливается через 3 кулачка на 4. Тогда

.

Скорость резания (цепи) аналога составляет 2,5 - 3,5 м/с. Для разрабатываемой машины принимаем это значение таким же, т.е.

м/с.

Тогда рабочая скорость передвижения машины

м/ч.

Массу машины рассчитаем следующим образом. Т.к. и проектируемая машина и аналог имеют одинаковое шасси, а также снабжены одним и тем же бульдозерным отвалом, то их массы будут различаться только за счет массы барового рабочего органа (вместе с трансмиссией и крепежными деталями и механизмами управления). Таким образом, масса барового рабочего органа аналога составит:

,

где M - масса машины, кг; M = 6500 кг;

m_б.от - масса бульдозерного отвала, кг; m_б.от = 700 кг;

m_ш - масса шасси, кг. Т.к. шасси - МТЗ-82.1, то m_ш = 3700 кг.

Тогда масса барового рабочего оборудования аналога

кг.

По теории подобия определим массу бара проектируемой машины

кг.

Из формулы (2.11) общая масса проектируемой машины составит

кг.

3. Баланс мощностей

Мощность двигателя баровой машины должна быть больше суммы мощностей, затрачиваемых на привод рабочего органа, привод ходового устройства, на заглубление и подъем рабочего органа, преодоление подъемов и уклонов [3].

3.1 Расчет затрат мощности на привод рабочего оборудования

Для начала определим теоретическую производительность баровой машины по формуле:

,

где F_щ - площадь поперечного сечения щели, м²;

м².

Тогда теоретическая производительность

м³/ч.

Затраты мощности на привод рабочего органа складываются из затрат на разработку грунта, на подъем грунта до точки разгрузки и разгон грунта, на сопротивление трению грунта о грунт.

Следующая формула учитывает все эти составляющие:

,

где K - удельное сопротивление резанию, МПа; K = 7 МПа для грунтов VII категории [10, табл. 2.19];

с - плотность грунта, кг/м³. Для грунта VII категории с = 2400 кг/м³ [9, табл. 1.16];

H_р - высота подъема грунта от поверхности земли до уровня разгрузки, м. Т.к. разгрузка грунта может происходить в любой точке между поверхностью земли и наивысшей точкой цепи, принимаем H_р = H_п = 0,725 м.

с_в - угол внутреннего трения грунта, град. Для грунта VII категории с_в = 40° [9, табл. 1.16];

з_ц - КПД цепного рабочего органа; з_ц = 0,7 [9, табл. 1.16];

б - угол наклона траектории режущей кромки резца.

Отсюда

.

кВт.

3.2 Расчет затрат мощности на привод ходового устройства

Мощность, затрачиваемая на передвижение машины, определяется по формуле:

,

где W_к - горизонтальная составляющая сопротивления резанию, кН;

W_т - сопротивление трения грунта о грунт забоя, кН;

W_пер - сопротивление передвижению машины, кН;

v_р.п - скорость рабочего передвижения машины, м/ч; v_р.п = 91,3 м/ч;

з_х - КПД колесного ходового устройства; з_х = 0,85.

Горизонтальная составляющая сопротивления резанию равна

кН.

Сопротивление трению грунта о грунт забоя равно

кН.

Сопротивление передвижению машины определяется по формуле:

,

где f - коэффициент сопротивления передвижению. Для колесного хода и грунта VII категории f = 0,11 [9, табл. 1.16];

i - преодолеваемый подъем; i = 0,1 [10, с. 95].

кН.

Тогда по формуле (3.6) мощность, затрачиваемая на передвижение машины,

кВт.

3.3 Расчет затрат мощности на управление рабочим органом

Составление гидравлической схемы

Составим гидравлическую схему управления рабочим органом. Рабочий орган будет управляться одним силовым гидроцилиндром, который будет приводиться в действие гидронасосом, а управляться золотниковым гидрораспределителем. Гидравлическая схема представлена на рисунке 4.

Рабочая жидкость из бака 1 насосом 2 подается по трубопроводу в золотниковый трехпозиционный гидрораспределитель 3. Гидрораспределитель в позиции a подает жидкость в поршневую область гидроцилиндра 4, а жидкость, выходящая при этом из штоковой области, идет на слив в бак, при этом шток гидроцилиндра выдвигается. В позиции с, наоборот, жидкость подается в штоковую область, а из поршневой выходит на слив, и шток гидроцилиндра втягивается. Позиция b является нейтральной. В этом случае жидкость из гидрораспределителя сразу подается в сливной патрубок.

В схеме предусмотрен предохранительный клапан 5, который настроен на максимально допустимое давление в системе, и при его увеличении он открывается, понижая давление до допустимого.

Двусторонний гидрозамок 6 перекрывает обе гидролинии, идущие к гидроцилиндру. Он не пропускает жидкость при отсутствии управляющего воздействия ни в одной из линий, а при его наличии пропускает в жидкость в обоих направлениях в обоих гидролиниях. Он установлен для надежной фиксации и предотвращения самопроизвольного рабочего органа машины при нейтральном положениигидрораспределителя.



Рисунок 4 - Гидравлическая схема управления рабочим органом:

1 - гидробак; 2 - насос; 3 - гидрораспределитель; 4 - гидроцилиндр; 5 - предохранительный клапан; 6 - гидрозамок; 7 - фильтр рабочей жидкости.

В сливной линии установлен фильтр 7 для очистки рабочей жидкости. Он установлен в паре с предохранительным клапаном. При забивании фильтра или других причинах повышения давления клапан срабатывает и пускает жидкость в бак, минуя фильтр, тем самым предохраняя гидросистему от повреждений.

Определение усилия в гидроцилиндре

Для определения мощности, затрачиваемой на подъем / опускание бара подберем, для начала, гидроцилиндр управления баром. Для этого, согласно [10, с. 182], определим усилие в гидроцилиндре в следующих расчетных положениях:

1. Рабочее положение, рама рабочего органа опущена на максимальную глубину под углом 30° к вертикали. Гидроцилиндр подъема бара находится в запертом положении.

2. Рабочее положение по п. 1. Встреча рабочего органа на максимальной глубине с непреодолимым препятствием.

3. Транспортное положение. Рама рабочего органа поднята на максимальную высоту под углом 60° к горизонту.

4. Перевод рабочего органа из транспортного положения в рабочее. Рама расположена горизонтально.

5. Заглубление рабочего органа.

Рассмотрим нагрузки, возникающие в указанных положениях. Схемы расчетных положений приведены в приложении А.

Положение 1. На рабочий орган действует усилие гидроцилиндра P_ц, горизонтальная и вертикальная составляющие усилия резания R_г, R_в, сила тяжести рабочего оборудования (бара) G_б.

Горизонтальная составляющая усилия резания была определена по формуле (3.7) и составляет

кНН.

Тогда вертикальная составляющая равна

кНН.

Т.к. гидроцилиндр управляет лишь баром, а не всей навесной установкой, то сила тяжести, рассматриваемая при дальнейших расчетах будет приниматься следующей:

Н.

Из суммы моментов действующих сил относительно точки A определим усилие в гидроцилиндре.

;

;

Отсюда

Н.

Положение 2. На рабочий орган действуют усилие гидроцилиндра P_ц, сила тяжести рабочего органа G_б и реакция от препятствия T_р, которая определяется по формуле:

,

где T_макс - максимальное тяговое усилие, развиваемое базовым трактором с учетом пригрузки от силы тяжести навесного оборудования и вертикальной составляющей сил резания, Н.

Машина развивает максимальное тяговое усилие при максимальном крутящем моменте на двигателе и наибольшем передаточном числе трансмиссии, т.е.

,

где - максимальный крутящий момент на двигателе, Н•м; Н•м;

u_max - наибольшее передаточное число трансмиссии;

з_т - КПД трансмиссии; з_т = 0,85 [10, с. 26];

R_к - радиус приводного колеса, м; R_к = 0,78 м.

Наибольшее передаточное число трансмиссии для трактора МТЗ-82.1:

,

где u₁ - передаточное число 1-ой передачи трансмиссии; u₁ = 13,342;

u_п.р - передаточное число понижающего редуктора; u_п.р = 1,35.

.

Тогда максимальное тяговое усилие

Н.

Проверим выполнение условия

,

где P_сц - сила сцепления ходового оборудования с опорной поверхностью, Н;

ц_сц - коэффициент сцепления пневмоколесного хода. Для грунта VII категории ц_сц = 0,32 [9, табл. 1.16];

G_сц - сцепная сила тяжести, Н. Для пневмоколесного хода:

,

где B - число ведущих осей машины; B = 2;

A - общее число осей машины; A = 2.

Сила тяжести машины с рабочим оборудованием

Н.

Сцепная сила тяжести машины

Н.

Проверим условие (2.17):

НН.

Условие выполняется.

Тогда по выражению (3.14)

Н.

Из суммы моментов действующих сил относительно точки A определим усилие в гидроцилиндре.

;

;

Отсюда

Н.

Положение 3. На рабочий орган действуют усилие в цилиндре P_ц и сила тяжести рабочего органа G_б.

Из суммы моментов действующих сил относительно точки A определим усилие в гидроцилиндре.

;

;

Отсюда

Н.

Положение 4. На рабочий орган действуют усилие в цилиндре P_ц и сила тяжести рабочего органа G_б.

Из суммы моментов действующих сил относительно точки A определим усилие в гидроцилиндре.

;

;

Отсюда

Н.

Положение 5. Рассматривается резание грунта одним кулачком при максимальной глубине резания. На рабочий орган действует усилие гидроцилиндра P_ц, горизонтальная и вертикальная составляющие усилия резания P_г, P_в, сила тяжести рабочего оборудования (бара) G_б.

Силы R_г и R_в определим по методике Н.Г. Домбровского [7, с. 15]. Т.к. наибольшее количество резцов в одном кулачке составляет 2, то

,

где k_р - коэффициент удельного сопротивления резанию, МПа. Для грунта VII категории k_р = 2,5 МПа [7, табл. 1.1].

Н.

Вертикальная составляющая усилия резания определяется как часть горизонтальной составляющей:

Н.

Из суммы моментов действующих сил относительно точки A определим усилие в гидроцилиндре.

;

;

Отсюда

Н.

Знак «- «означает, что усилие в гидроцилиндре направлено в противоположную сторону принятому направлению.

Таким образом, подбор гидроцилиндра будет осуществлять по следующему значению усилия:

Н.

Подбор гидроцилиндра

Ход штока гидроцилиндра определяем графически, вычертив его положение в крайних точках движения. Ход штока составляет

мм

В соответствии с ГОСТ 12445-80 из стандартного ряда [4, с. 8], учитывая ОСТ 22-1417-79 для гидроцилиндров двухстороннего действия [4, с. 89], принимаем номинальное давление в гидросистеме

МПа.

Т.к. гидроцилиндр используется для привода рабочего органа довольно большой массы, то, чтобы не применять гидроцилиндр с торможением (демпфированием) поршня в конце хода, скорость его перемещения должна быть меньше 0,3 м/с [4, с. 250]. Поэтому принимаем скорость перемещения штока гидроцилиндра

м/с.

Определим перепад давления на гидроцилиндре

МПа

Диаметр поршня определим по формуле:

где ц - отношение площадей поршня и штока гидроцилндра. Для гидроцилиндра двухстороннего действия ц = 1,6 [4, с. 90];

з_гм.ц - гидромеханический КПД гидроцилиндра; з_гм.ц = 0,95 [4, с. 250].

ммм.

По значениям номинального давления в гидросистеме, ходу штока и диаметру поршня по ОСТ 22-1417-79 [4, с. 89] выбираем гидроцилиндр типоразмера 2.16.0.У-80Ч50Ч560. Гидроцилиндр исполнения 2 (на проушине с шарнирным подшипником и цапфах на корпусе - для крепления на кронштейне машины) на номинальное давление 16 МПа, без тормозных устройств поршня в конечных положениях, для умеренного климата, диаметр поршня D_п - 80 мм, диаметр штока d_ш - 50 мм, ход штока x_ш.г - 560 мм.

Выбор гидронасоса

Определим расход рабочей жидкости, потребляемой гидроцилиндром по формуле:

м³/с.

Рабочий объем насоса определяют, исходя из необходимости обеспечения максимальной подачи,

,

где Q_н - необходимая подача насоса, м³/с; Q_н = Q_ц = 4,6•10^-4 м³/с;

n_н - частота вращения вала насоса, об/мин;

з_Vн - объемный КПД насоса; з_Vн = 0,95 [4, с. 280].

Т.к. частота вращения вала насоса не задана, то ориентировочно принимаем ее равной n_н = 1000 об./мин.

Тогда рабочий объем насоса

м³см³.

Выбираем аксиально-поршневой нерегулируемый насос типа 210.16 со следующими параметрами [4, табл. 3.3]: V_н = 28,1 см³; p_ном = 16 МПа; p_max = 32 МПа; n_ном = 1920 об./мин; n_max = 3500 об./мин; n_min = 378 об./мин; полный КПД з_н = 0,91.

Т.к. номинальная частота вращения двигателя базового трактора составляет n_c.у = 2200 об./мин, то передаточное число привода насоса составляет

.

Мощность гидронасоса

кВт.

Определение затрат мощности

Затраты мощности на привод гидронасоса определим по формуле:

,

где з_пр - механический КПД привода насоса. Принимаем з_пр = 0,85.

Тогда

кВт.

Таким образом, все затраты мощности машины мы определили. Проверим, достаточно ли мощности двигателя базовой машины для покрытия этих затрат, по условию:

.

где N_с.у - мощность силовой установки, кВт; N_с.у = 59,6 кВт.

кВткВт.

Таким образом, условие баланса мощностей выполняется и мощности силовой установки базовой машины достаточно на покрытие всех потерь при работе машины.

4. Устойчивость машины

Опрокидывание баровой машины, как и многоковшового цепного траншейного экскаватора, во время работы невозможно из-за жесткой навески рабочего оборудования. Расчет устойчивости производится только для транспортного режима [10, с. 243].

Расчет ведем по [10, с. 228], а необходимые для расчета параметры берем из [1, 12].

Перед тем, как рассчитывать устойчивость, определим координаты центра тяжести машины с рабочим оборудованием в продольной и поперечной плоскости (рисунок 5, 6). На рисунках L = 2,45 м - база трактора; B = 1,5 м - колея трактора.

Рисунок 5 - Схема к определению центра тяжести машины в продольной плоскости

Определим координаты центра тяжести машины в продольной плоскости по формулам:

;

,

где G_т, m_т - соответственно, сила тяжести и масса базовой машины (трактора МТЗ-82.1) с бульдозерным отвалом;

G_к, m_к - сила тяжести и масса кронштейна крепления бара и редуктора, а также самого редуктора;

G_б, m_б - сила тяжести и масса бара;

G, M - общая сила тяжести и масса машины.

В соответствии с разделом 2 и пунктом 3.3.2 имеем:

кг;

кг;

кг;

кг.

Тогда координаты центра тяжести машины в продольной плоскости:

м;

м.

Рисунок 6 - Схема к определению центра тяжести в поперечной плоскости

Определим координаты центра тяжести машины в поперечной плоскости по формулам:

м;

м.

4.1 Продольная устойчивость в транспортном режиме

В ходе торможения при спуске машины с уклона возможно опрокидывание машины относительно точки A (рисунок 7) или сползание ее по наклонной поверхности. При опрокидывании машины предельный угол уклона определяется выражением:

где l_ц, h_ц - координаты центра тяжести машины относительно точки A, м;

1,2 - коэффициент запаса устойчивости.

Рисунок 7 - Схема к определению предельного продольного угла уклона при спуске

Как видно из рисунка 7:

м;

м.

Тогда предельный угол уклона:

.

Для машины с пневмоколесным движителем со всеми тормозными колесами угол уклона по сцеплению находится из выражения:

Таким образом, при торможении на уклоне во время спуска с него передним ходом предельный угол уклона составляет меньшее из значений и , т.е. .

При движении машины на подъем возможно ее опрокидывание относительно задних колес (точка B) или сползание юзом назад (рисунок 8). Помимо указанного следует учитывать, что угол подъема ограничивается запасом мощности силовой установки. Предельный угол подъема по условию опрокидывания машины при ее движении передним ходом вычисляется соотношением

.



Рисунок 8 - Схема к определению предельного продольного угла уклона при подъеме

Подъемы, преодолеваемые машиной по условию сцепления движителя, определяется видом ходового устройства. Для пневмоколесного ходового оборудования со всеми ведущими колесами

.

Таким образом, при подъеме на уклон передним ходом предельный угол уклона составляет меньшее из значений и , т.е. .

Предельный угол подъема, преодолеваемого машиной при 100%-ном использовании мощности двигателя находится из выражения:

,

где G - сила тяжести машины с рабочим оборудованием, кН; G = 57,879 кН;

v_I - скорость движения машины на низшей (первой) передаче коробки передач, м/с; v_I = 1,89 км/ч = 0,525 м/с.

Предельный угол уклона равен

.

Поскольку получилось значение больше 1, то при 100%-ном использовании мощности двигателя машина поднимется на любой уклон. Значит допустимый угол уклона при подъеме ограничен только условием сцепления ходового оборудования с дорогой.

4.2 Поперечная устойчивость в транспортном режиме

Поперечная устойчивость машины оценивается по условиям опрокидывания на наклонной поверхности, а также исходя из потери сцепления ходового оборудования с дорогой (рисунок 9).

Допустимый угол поперечного уклона по условию опрокидывания определяется из выражения:

.

Отсюда

.

Допустимый угол поперечного уклона по условию сцепления ходового оборудования

.



Рисунок 9 - Схема к определению предельного поперечного угла уклона

Таким образом, при движении по уклону в поперечном направлении предельный угол уклона составляет меньшее из значений и , т.е. .

5. Расчет привода рабочего оборудования

5.1 Кинематический расчет

Баровая цепь приводится от вала отбора мощности базового трактора на первой из двух передач. При этом частота вращения n_I = 570 об./мин. Далее мощность передается через предохранительную муфту на ведущий вал одноступенчатого конического редуктора. Ведущая звездочка баровой цепи установлена на ведомом валу редуктора. Схема привода бара представлена на рисунке 10.

Как было определено по выражению (3.3), мощность, затрачиваемая на привод рабочего органа, составляет N_п.р.о = 38,38 кВт. Тогда мощность на ВОМ:

кВт.

Рисунок 10 - Схема привода баровой цепи

Определим мощности на валах редуктора.

Мощность на ведущем валу редуктора (вал II)

,

где з_м - КПД кулачковой предохранительной муфты; з_м = 0,98 [8, табл. 1.1];

з_п.к - КПД пары подшипников качения; з_оп = 0,99 [8, табл. 1.1].

кВт.

Мощность на ведомом валу редуктора (вал III) и на звездочке цепи

,

где з_з - КПД зубчатой передачи; з_з = 0,95 [8, табл. 1.1].

кВт.

Частота вращения ведущего вала редуктора равна частоте вращения вала отбора мощности, т.е.

об./мин.

Частота вращения выходного вала редуктора (звездочки цепи)

,

где v_р - скорость резания (цепи), м/с; v_р = 3 м/с;

D_зв - делительный диаметр звездочки бара, мм. Принимаем его значение как у аналога D_зв = 300 мм.

об./мин.

Необходимое передаточное число редуктора

.

Крутящий момент на валу определяется по формуле:

.

Тогда для валов привода:

Н•м;

Н•м;

Н•м.

Ориентировочный диаметр вала, мм, определяется по формуле:

,

где [ф] - допускаемое напряжение кручения, МПа; [ф] = 12 МПа [8, с. 193].

Тогда для валов привода:

мм, принимаем мм;

мм, принимаем мм;

мм, принимаем мм.

5.2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колеса и шестерни сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. Назначаем [6, табл. 4.4] для колеса термообработку: улучшение 230…260 HB, у_в = 850 МПа, у_т = 550 МПа, для шестерни - улучшение 260…280 HB, у_в = 950 МПа, у_т = 700 МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев.

Определим допускаемые контактные напряжения.

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

,

где у_H0 - предел контактной выносливости, МПа. Для колеса [6, табл. 4.4]

МПа;

для шестерни

МПа;

S_H - коэффициент безопасности; S_H = 1,1 [6, табл. 4.4];

K_HL - коэффициент долговечности.

Расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки для колеса:

,

где n - частота вращения колеса об/мин; n = n_III = 191 об/мин;

t_У - суммарный срок службы, ч. Принимаем как наработку до капитального ремонта для врубовой машины t_У = 8000 ч [14, с. 73];

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса, с = 1.

.

Эквивалентное число циклов до разрушения

,

где K_HE - коэффициент режима нагрузки. При режиме нагружения II K_HE = 0,25 [6, табл. 4.3].

.

Число циклов, при которых наступает усталость [6, рис. 4.6, б] при твердости зубьев колеса 240 HB N_H0 = 1,5 10⁷.

Для колеса N_HE > N_H0. Так как шестерня вращаются быстрее, то для нее также N_HE > N_H0. В этом случае кривая усталости в длительно работающих передачах приближенно параллельна оси абсцисс. Это значит, что на этом участке предел выносливости не изменяется, а коэффициент долговечности всех колес K_HL = 1.

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость определяем по материалу колеса, как более слабому:

МПа.

Определим допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:

,

где у_F0 - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа. Для колеса [6, табл. 4.5]

МПа;

для шестерни

МПа;

S_F - коэффициент безопасности, S_F = 1,75 [6, табл. 4.5];

K_FC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. Т.к. нагрузка односторонняя, то K_FC = 1;

K_FL - коэффициент долговечности. Определяется аналогично K_HL, но базовое число циклов рекомендуется принимать .

Эквивалентное число циклов до разрушения

,

где K_FE - коэффициент режима нагрузки. При режиме нагружения II K_FE = 0,14.

.

Т.к. N_FE = 12,9 10⁶ > N_F0 = 4 10⁶, то принимаем K_FL = 1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба:

для колеса

МПа;

для шестерни

МПа.

Определим допускаеме напряжения при кратковременной перегрузке

Предельные контактные напряжения [6, табл. 4.5]:

для колеса

МПа;

для шестерни

МПа.

Предельные напряжения изгиба:

для колеса

МПа;

для шестерни

МПа.

5.3 Расчет зубчатых колес

Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм

,

где T₁ - крутящий момент на шестерне, Нм; T₁ = 530,4 Нм.

При твердости зубьев шестерни и колеса < 350 HB коэффициент K = 30.

Для прямозубых колес коэффициент .

Тогда

мм.

Окружная скорость на среднем делительном диаметре (при K_be = 0,285):

м/с.

По найденному значению окружной назначаем 7-ю степень точности по ГОСТ 1643-81 [8, табл. 2.5].

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм:

,

где K_Hх - коэффициент внутренней динамической нагрузки. Условно принимая точность на степень выше (т.е. 8-ю), при окружной скорости х ? 5 м/с и твердости зубьев < 350 HB K_Hх = 1,24 [8, табл. 2.6].

K_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Для колес с прямыми зубьями

,

где - коэффициент, выбираемый [8, табл. 2.7] для цилиндрических зубчатых передач в зависимости от отношения . Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни еще не определены, значение этого коэффициента вычисляем ориентировочно:



При найденном значении ш_bd и твердости < 350 HB .

Тогда по формуле (5.19)

мм.

Угол делительного конуса шестерни

.

Внешнее конусное расстояние

мм.

Ширина зубчатого венца

мм.

Внешний торцовый модуль передачи

,

где K_Fх - коэффициент внутренней динамической нагрузки. Для прямозубых конических колес 8-й степени точности при твердости < 350 HB и окружной скорости х ? 5 м/с K_Fх = 1,48 [8, табл. 2.9];

K_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца. Для конических передач с прямыми зубьями

.

Для прямозубых колес .

Вместо [у_F] в формулу подставляют меньшее из значений [у_F]₁ и [у_F]₂, т.е.

МПа.

мм.

Выбираем стандартный модуль m_e = 5 мм [8, с. 22].

Определим число зубьев шестерни и колеса и фактическое передаточное число

Число зубьев:

шестерни

;

колеса

Фактическое передаточное число

Определим окончательные значения размеров колес

Угол делительного конуса:

шестерни

;

колеса

.

Делительный диаметр:

шестерни

мм;

колеса

мм.

Внешнее конусное расстояние

мм.

Ширина зубчатого венца

мм.

Внешний диаметр:

колеса

;

шестерни

;

где x_e1, x_e2 - коэффициенты смещения инструмента, соответственно шестерни и колеса. Для конической прямозубой шестерни при u_ф ? 3,15 и z₁ ? 40 x_e1 = 0,24; x_e2 = - x_e1 = - 0,24 [8, табл. 2.12].

Тогда

мм;

мм.

Проверим зубья колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение

;

МПа < МПа.

Условие прочности зубьев колес по контактным напряжениям выполняется.

Проверим зубья колес по напряжениям изгиба

Напряжение изгиба в зубьях колеса

.

Напряжения изгиба в зубьях шестерни



Значения коэффициентов Y_FS1 и Y_FS2 принимаем следующие [8, табл. 2.10]:

при z₁ ? 40 и x_e1 ? 0,2 Y_FS1 = 3,60;

при z₂ ? 100 и x_e2 ? - 0,2 Y_FS2 = 3,62.

МПа < МПа;

МПа < МПа.

Условия прочности зубьев по напряжениям изгиба выполняются для обоих колес.

Проверим прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента T_пик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки:

,

где T - номинальный момент, по которому проводят расчеты на сопротивление усталости; T = T₁ = 530,4 Нм.

В рассматриваемом приводе T_пик не превышает 2T, т.е. максимальное значение коэффициента перегрузки K_пер = 2.

Контактное напряжение при кратковременном действии пикового момента:

,

где [у_H]_max - минимальное из [у_H]_{max 1} и [у_H]_{max 2}, т.е. [у_H]_max = 1540 МПа.

МПа < МПа.

Напряжения изгиба при действии пикового момента:

.

МПа < МПа;

МПа < МПа.

Условия прочности зубьев колес при действии пиковой нагрузки по контактным напряжениям и напряжениям изгиба выполняются.

Список использованной литературы

1. Абрамов Н.Н. Курсовое и дипломное проектирование по дорожно-строительным машинам. Учеб. пособие для студентов дорожно-строительных вузов. - М.: Высш. шк., 1972. - 120 с.

2. Алексеева Т.В., Артемьев К.А., Бромберг А.А. и др. Дорожные машины. Часть 1. Машины для земляных работ. Изд. 3-е, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1972. - 504 с.

3. Бернавский Ю.Н., Захарчук Б.З., Ровинский М.И. и др. Машины для разработки мерзлых грунтов / Под. общ. ред. В.Д. Телушкина. - М.: Машиностроение, 1973. - 272 с.

4. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник - М.: Машиностроение, 1983. - 301 с.

5. Ветров Ю.А., Баладинский В.Л. Машины для специальных земляных работ: Учебное пособие для вузов. - Киев: Вища школа. Головное изд-во, 1980. - 192 с.

6. Врублевская В.И. Детали машин и основы конструирования. Курсовое проектирование: Учеб. пособие / В.И. Врублевская, В.Б. Врублевский. - Гомель: БелГУТ, 2006. - 433 с.

7. Домбровский Н.Г., Гальперин М.И. Строительные машины (в 2-х ч.). Ч. II: Учеб. для студентов вузов, обучающихся по спец. «Строит. и дор. машины и оборуд.» - М.: Высш. шк., 1985. - 224 с.

8. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с.

9. Кузин Э.Н. и др. Строительные машины: Справочник: В 2 т. Т. 1: Машины для строительства промышленных, гражданских сооружений и дорог / А.В. Раннев, В.Ф. Корелин, А.В. Жаворонков и др.; Под общ. ред. Э.Н. Кузина. - 5-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1991. - 496 с.

10. Проектирование машин для земляных работ / Под ред. А.М. Холодова. - Х.: Вища шк. Изд-во при Харьк. ун-те, 1986. - 272 с.

11. Резание грунтов землеройными машинами / Ю.А. Ветров. - М.: Машиностроение, 1971. - 357 с.

12. Скотников В.А. и др. Основы теории и расчета трактора и автомобиля / В.А. Скотников, А.А. Мащенский, А.С. Солонский. Под ред. В.А. Скотникова. - М.: Агропромиздат, 1986. - 383 с.

13. Солод В.И., Гетопанов В.Н., Рачек В.М. Проектирование и конструирование горных машин и комплексов: Учебник для вузов. - М.: Недра, 1982. - 350 с.

14. Техническое обслуживание и ремонт горного оборудования: Учебник для нач. проф. образования / Ю.Д. Глухарев, В.Ф. Замышляев, В.В. Кармазин и др.; Под ред. В.Ф. Замышляева. - М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 400 с.

15. Школьный А.Н. Обоснование выбора конструктинвных и технологических параметров исполнительного органа бесковшовых цепных траншеекопателей: автореф. дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук / А.Н. Школьный; Томский государственный архитектурно-строительный университет. - Томск, 2006. - 23 с.

Размещено на Allbest.ru

...