close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Дорожно-строительные материалы и машины (курс.р.)

код для вставкиСкачать
Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Воронежская государственная лесотехническая академия»
ДОРОЖНО-СТРОИТЕЛЬНЫЕ МАТЕРИАЛЫ И МАШИНЫ
Методические указания к выполнению курсовой работы
(задание, темы, варианты и примеры выполнения)
для студентов специальности 250401 – Лесоинженерное дело
Воронеж 2010
2
УДК 630*383.7
Макеев, В. Н. Дорожно-строительные материалы и машины [Текст] :
методические указания к выполнению курсовой работы (задание, темы,
варианты и примеры выполнения) для студентов специальности 250401 –
Лесоинженерное дело / В. Н. Макеев ; М-во образования и науки РФ, ГОУ ВПО
«ВГЛТА». – Воронеж, 2010 –136 с.
Печатается по решению учебно-методического совета ГОУ ВПО
«ВГЛТА» (протокол № 5 от 19 февраля 2010 г.)
Рецензент заведующий кафедрой деталей машин и
подъемно-транспортного оборудования ВГТУ
д-р техн. наук, проф. В.А. Нилов
Научный редактор д-р техн. наук, проф. В.К. Курьянов
3
Введение
В данных методических указаниях рассматриваются содержание задания
на курсовую работу, возможные ее темы, индивидуальные варианты и примеры
выполнения.
Методические указания предназначены для студентов специальности
250401 – Лесоинженерное дело по дисциплине «Дорожно-строительные материалы и машины».
Вместе с этим они могут быть использованы студентами по специальности 150405 – Машины и оборудование лесного комплекса» по дисциплине «Дорожно-строительные машины.
Настоящие методические указания являются дополнением к ранее изданным (2004 г.) методическим указаниям для выполнения курсовой работы по названным дисциплинам указанных специальностей.
Они предназначены для повышения эффективности самостоятельной работы студентов при выполнении данной курсовой работы.
Методические указания подготовлены в соответствии с требованиями Государственного образовательного стандарта высшего профессионального образования по направлению подготовки дипломированного специалиста 656300
«Технология лесозаготовительных и деревоперерабатывающих производств» и
действующего учебного плана подготовки инженера по специальности 250401
– Лесоинженерное дело.
4
1. Задание на курсовую работу
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«ВОРОНЕЖСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ
ЛЕСОТЕХНИЧЕСКАЯ АКАДЕМИЯ»
Кафедра транспорта леса и инженерной геодезии
ЗАДАНИЕ
на курсовую работу по дисциплине
«Дорожно-строительные материалы и машины»
студенту _______ курса_______гр._____________________________
(Ф.И.О.)
1.
ТЕМА РАБОТЫ
_____________________________________________________________
_____________________________________________________________
_____________________________________________________________
_____________________________________________________________
2. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
1___________________________ 4 ______________________________
2___________________________ 5_______________________________
3___________________________ 6_______________________________
7__________________________
3.
СОДЕРЖАНИЕ РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ
Введение. Значение дорожных машин в строительстве различных дорог и обоснование разработки (усовершенствования) конструкции элементов рабочего
оборудования_____________________________________
3.1. Анализ существующих конструкций дорожно-строительных машин заданного типа _____________________________________________________
3.2. Расчёт и обоснование основных параметров машины и её рабочего оборудования______________________________________________________
3.3. Тяговый расчёт машины__________________________________________
3.4. Силовые и прочностные расчёты элементов конструкций рабочего оборудования______________________________________________________
5
3.5.Описание способов последовательности и технологии, производства работ
заданной машиной с обеспечением безопасности их выполнения______
__________________________________________________________________
3.6. Расчёт эксплуатационной производительности с анализом факторов,
влияющих на её значение ____________________________________________
3.7. Расчёт основных технико-экономических показателей эффективности разработки (усовершенствования)_____________________________________
4. СОДЕРЖАНИЕ ГРАФИЧЕСКОЙ ЧАСТИ
4.1. 1-ый лист (формат А1)–общий вид машины и схема привода рабочего оборудования (разработанного или усовершенствованного)_______________
4.2. 2-ой лист (формат А1)–конструкция рабочего оборудования, способы и
технологические схемы выполнения основных операций _________________
Задание выдано «____»_________________20 г.
Срок выполнения «____»_________________ 20 г.
Задание выдал профессор
Зав. кафедрой, профессор
Макеев В.Н.
Курьянов В.К.
1.1. Тема курсовой работы
Тема курсовой работы формулируется с четким указанием, что должно
быть сделано при выполнении работы по конструкции самой дорожностроительной машины или ее рабочего оборудования, а также по технологии
производства ею определенного вида работ (см. раздел 2).
1.2. Исходные данные
Приводятся основные исходные данные характеризующие заданную дорожно-строительную машину и необходимые для расчета как самой машины,
так и ее рабочего оборудования. Этими исходными данными могут быть: эксплуатационные и габаритные характеристики машины, тип базового шасси и
мощность его силового оборудования или мощность самой машины, тип рабочего оборудования и его основные параметры, способ выполнения основной
операции, вид привода рабочего оборудования и т.п.
6
1.3.
Содержание расчетно-пояснительной записки
Введение
Во введении кратко дается значение заданной дорожной машины в строительстве лесовозных дорог в первую очередь и других различных дорог в условиях лесного комплекса.
Здесь же необходимо дать краткое обоснование целесообразности разработки новой или усовершенствования существующей конструкции рабочего
оборудования этой машины.
1.3.1 Анализ существующих конструкций дорожно-строительных
машин заданного типа.
В зависимости от заданного типа дорожно-строительной машины, подбирается не менее пяти машин соответствующего класса и с подобным рабочим
оборудованием, описывается особенность конструкции этих машин и их рабочего оборудования, выявляются недостатки этих конструкций и делается вывод
о целесообразности разработки или усовершенствования конструкции рабочего
оборудования машины определенной в задании ( в теме курсовой работы).
Вместе с этим, краткий анализ конструкций данного типа машин и их рабочего
оборудования должен определить выбор схемы рабочего органа заданной машины или другие различия, позволяющие улучшить определенные показатели
ее (производительность, энергоемкость, металлоемкость и т.д.).
1.3.2. Расчет и обоснование основных параметров машины и ее рабочего оборудования.
Техническое задание (исходные данные) на курсовую работу, как видно,
включает в себя либо параметры машины (базового шасси), либо главные параметры рабочего оборудования. В первом случае по параметрам базовой машины определяются параметры рабочего оборудования (прицепного или навесного). Во втором случае на основании главного параметра (нескольких основных) выбирается сама базовая машина. Во всех случаях в первую очередь
определяются основные параметры рабочего оборудования: количество зубьев,
расстояние межзубьями, сечение зуба (рыхлителя или корчевателя); ширина
(длина по режущим ножам), высота, радиус кривизны отвала; ширина, высота,
длина ковша и т.д.
Расчет основных параметров машины и ее рабочего оборудования выполняется по методике [1,2].
1.3.3. Тяговый расчет машины
Тяговый расчет дорожно-строительной машины производится с целью
определения достаточности тяговых возможностей и мощности силового оборудования машины в определенных строительных условиях, определяемых категорией грунта, параметрами рабочего органа, технологией выполнения основных операций, уклоном местности, на которой производится работа и т.п.
Как видно из источника [2], тяговый расчет сводится к определению и суммированию всех сопротивлений действующих на машину в процессе выполнения
7
ею рабочего режима, который, например, для землеройно-транспортной машины соответствует режиму работы машины при резании грунта.
С целью установления работоспособности машины в заданных условиях
производства работ необходимо определить коэффициент использования машины по мощности.
1.3.4. Силовые и прочностные расчеты машины и ее рабочего оборудования. Известно, что в процессе выполнения рабочих операций на машину
действуют активные и реактивные силы. Активные силы (известные силы) –
сила тяжести, движущаяся сила, приложенная, как правило, к ведущим колесам
(звездочке) машины. Реактивные силы, возникающие в результате взаимодействия рабочего органа и базовой машины с рабочей средой или в узлах связи
отдельных конструктивных элементов рабочего оборудования или самой машины. Следовательно, могут быть внешними и внутренними. Основной задачей
силового расчета является не только определение этих сил, но и точек приложения их к самой машине и к рабочему оборудованию ее [2].
Расчет на прочность выполняется для основных и наиболее нагруженных
деталей разрабатываемого узла (например, отвал, толкающие брусья или толкающая рама бульдозера) от действия случайных нагрузок, действующих одновременно в самом неблагоприятном их сочетании во время производства работ
при заданных условиях эксплуатации машины.
Используя схему действующих сил на машину в целом, определяются силы, действующие на данный узел в различных расчетных положениях. Затем
составляется расчетная схема узла (детали). Расчет напряжений в опасных сечениях выполняется по максимальным внешним нагрузкам на узел. По полученным напряжениям выбирается материал детали с учетом целесообразности
его (материала) применения в данной конструкции [3,4].
В этом же разделе производится расчет машины на устойчивость [2].
Задача расчета на прочность заключается в создании (разработке, усовершенствовании) такого рабочего оборудования, конструктивные элементы
которого удовлетворяли бы общим требованиям прочности, были надежными в
эксплуатации и имели бы наименьшую материалоемкость (металлоемкость).
Форма, размеры отдельных элементов (наиболее важных) рабочего оборудования назначаются конструктивно подобными базовому варианту.
Условие прочности определяем по выражениям
σ ≤ [σ ] и τ ≤ [τ ] ,
(1)
где σ и τ – расчетные нормальные и касательные напряжения;
[σ] и [τ] – допускаемые нормальные и касательные напряжения.
Допускаемые нормальные напряжения принимаются
[σ ] = σ Т
К зп
и
[σ ] = σ В ,
К зп
где σ Т – предел текучести материала;
σ В – предел прочности материала;
(2)
8
Кзп – коэффициент запаса прочности, принимаемый при учете основных случайных нагрузок – 1,4, при расчете на прочность только от основных
нагрузок – 1,7.
Конструкции несущих элементов рабочего оборудования (отвал, толкающий брус, рама, балка и т.п.) проектируются из легких, низколегированных
сталей, имеющих предел текучести σТ и предел прочности σВ нижеследующие
(см. табл. 1).
Таблица 1
Пределы прочности σВ и текучести σТ низколегированных сталей
Ст3
15хСНД 1-хСНД 14Г2
15Гс
14хГс
Сталь
пределы
Предел
прочно350
520
540
480
480
500
сти σВ, в
МПа
Предел
240
350
400
340
350
350
текучести σТ, в
МПа
Допускаемые касательные напряжения [τ] можно принимать, как
(0,6…0,8)[σ].
Расчетные нормальные и касательные напряжения определяются по следующим формулам.
N
(3)
а) растяжение или сжатие: σ = ,
F
здесь N – продольная сила;
F– площадь поперечного сечения с учетом наличия конструктивных
отверстий.
б) продольный изгиб (устойчивость):
σу =
N
,
ϕ⋅F
(4)
здесь ϕ – коэффициент продольного изгиба, учитывающий уменьшение
несущей способности центрально сжатых конструкций (стержней), который зависит от гибкости элемента λ.
Гибкость элемента λ определяется по формуле:
λ=
lo
,
r
(5)
где lo– расчетная длина элемента, принимаемая в зависимости от характера опор стрежня (один конец свободен, другой заделан – 2h, оба конца закреплены шарнирно-h, один конец закреплен шарнирно, другой заделан–0,71h, оба
конца заделаны – 0,5h; здесь h– фактическая длина стержня);
9
r – радиус инерции сечения определяемый как r =
J
,
F
здесь J– момент инерции;
F– площадь поперечного сечения.
в) Поперечный изгиб
σ=
M
Q⋅S
; τ=
,
W
J ⋅в
(6)
где М – изгибающий момент; W– момент сопротивления сечения; Q– поперечная сила; S и в – плечи приложения вертикальной и горизонтальной сил в
центре отвала.
1.3.5. Описание способов, последовательности и технологии производства работ заданной машиной с обеспечением безопасности их выполнения.
При выполнении данного подраздела расчетно-пояснительной записки
курсовой работы необходимо строго руководствоваться методикой и указаниями, данными в ранее изданных пособиях [2,5]. При этом, в зависимости от заданного типа машины, обязательно, не только дается описание способов, последовательности и технологических особенностей по выполнению ею работы,
но и вычерчиваются они в графической части или в пояснительной записке с
нанесением всех необходимых параметров (размеров) по рекомендации руководителя курсового проектирования. В этом же подразделе приводятся основные положения по безопасности жизнедеятельности и защите окружающей
среды при производстве работ и эксплуатации данной машины.
1.3.6. Расчет эксплуатационной производительности с анализом факторов влияющих на ее значение.
После определения эксплуатационной сменной производительности машины в зависимости от принятой технологии производства работ или в зависимости от присвоенного индивидуального варианта при выполнении лабораторных работ [2,5], необходимо выполнить анализ факторов, оказывающих существенное влияние на величину этой производительности.
Проанализировав расчетную формулу эксплуатационной производительности машины, определяют наиболее существенное (один или два) факторы
(параметры), оказывающие влияние на ее значение.
Изменяя принятый параметр (например, для бульдозера объем грунта в
призме волочения) в большую и меньшую стороны и определяя при этом значения эксплуатационной производительности, строят графическую зависимость (Пэ=f(Vпр), на основании которой делают соответствующий вывод.
Такими факторами (параметрами) могут быть:
для корчевателя–рабочая скорость, время одного поворота, количество
гонов (проходов) и т.д.;
для рыхлителя – глубина рыхления, ширина захвата, величина перекрытия смежных проходов, длина участка и т.д.;
10
для бульдозеров – объем грунта в призме волочения, глубина резания,
дальность перемещения, скорости движения и т.д.
для скреперов – емкость ковша в зависимости от коэффициента наполнения, скорость транспортная, скорость рабочая, длина путей заполнения ковша,
транспортирования грунта, разгрузки грунта и порожнего хода и т.д.
для автогрейдера – длина рабочего участка, рабочие скорости движения,
количество проходов по зарезанию, по перемещению грунта, по отделке земляного полотна и т.д.;
для грейдер-элеваторов – длина разрабатываемого участка, рабочая скорость и скорость холостого хода, время поворота в конце участка, ширина и
глубина резания и т.д.;
для катков – ширина укатываемой полосы, величина перекрытия смежных полос, длина рабочего участка, рабочая скорость и т.д.
1.3.7. Расчет основных технико-экономических показателей эффективности разработки или усовершенствования.
Экономическую эффективность разработки новой конструкции или усовершенствования существующей оценивают методом сравнения новой машины
с базовой, указанной по заданию [2].
Она определяется в следующем порядке:
1. Выбирается эталон (базовый вариант), в сопоставлении с которым будет проводиться расчет экономической эффективности.
2. Устанавливается перечень показателей, по которым будет производится сравнение.
3. Устанавливается единица измерения продукции: 1 м3 разрабатываемого
грунта, 1 м2 спланированной площадки (участка) и т.д.;
4. Определяются главные показатели для базовой (эталонной) и усовершенствованной (модернизированной) машины.
5. Производится соизмерение показателей сравнимых машин.
6. Определяется экономический эффект на принятую единицу измерения
и на одну машину.
7. Определяются срок окупаемости и коэффициент эффективности.
Для завершения расчета основных технико-экономических показателей
эффективности разработки (усовершенствования) конструкции машины или ее
рабочего оборудования [2] необходимо определить срок окупаемости Ток и коэффициент эффективности Е дополнительных капитальных вложений, которые
рассчитываются соответственно по формулам:
Т ок =
E=
К р − Кб
Сб − С р
Cб − С р
К р − Кб
,
(7)
,
(8)
11
где Кр и Кб – удельные капитальные вложения по сравнимым машинам,
соответственно Кр– разрабатываемой, усовершенствуемой машины, Кб– машины принятой за эталон–базовой;
Сб и Ср– себестоимость единицы продукции для базового и нового
(усовершенствованного) вариантов.
Тогда годовой экономический эффект может быть определен по формуле
Эг = (С б − С р ) ⋅ П г +
Кб − К р
Тс
⋅ Пг ,
(9)
где Пг– годовая производительность новой машины;
Тс– срок службы машины в годах с учетом морального износа;
(Сб-Ср)⋅Пг– годовой экономический эффект в эксплуатации;
(Кб-Кр)⋅Пг– годовой экономический эффект в производстве.
Срок окупаемости для новых (разработанных и усовершенствованных)
машин устанавливается до 6 лет, что соответствует коэффициенту эффективности Е=0,17.
Результаты расчета сводятся в табл. 2 по приведенной форме.
Таблица 2
Технико-экономические показатели эффективности внедрения новой
(разработанной или усовершенствованной) машины
№
Показатели
Единица
Наименование машины
п/п
измерения
базовая
новая
1
2
3
4
5
1
Расчетная стоимость машир
ны
2
Эксплуатационная производительность:
а) сменная
м3(м2)
б) годовая
т⋅м3(м2)
3
Стоимость 1 маш/смены
р
4
Удельные капиталовложения
-//5
Себестоимость
единицы
-//продукции
6
Годовой экономический эф-//фект
7
Срок окупаемости дополнигод
тельных капиталовложений
8
Коэффициент эффективности
12
1.4 Содержание графической части
Объем и краткое содержание графического материала курсовой работы
указывается в задании и составляет два листа формата А1.
1.4.1 На первом листе в правой его половине дается конструкция
машины (разработанная или усовершенствованная) в одной или двух проекциях с дополнительными видами, сечениями и т.п. В левой половине этого листа вычерчивается кинематическая или гидравлическая схема привода рабочего оборудования машины новой или усовершенствованной конструкции.
На этом же листе может быть приведена техническая характеристика машины,
то есть технико-эксплуатационные показатели без повторения размеров указанных в чертеже (производительность, масса машины, мощность двигателя базовой машины или силовой установкой, привода рабочего органа, рабочие и
транспортные скорости и другие наиболее важные показатели).
1.4.2 На втором листе, в правой половине его, вычерчивается разработанная или усовершенствованная конструкция рабочего оборудования
машины в двух (одной) проекциях с дополнительными видами и сечениями более детально поясняющими особенности этой конструкции. При этом
навесное или прицепное рабочее оборудование должно быть конструктивно
проработано и изображено на чертеже в соответствии с заданием. Необходимо
показать, как узлы рабочего оборудования устанавливаются на базовой машине
и какими деталями они крепятся.
В левой половине этого листа вычерчиваются способы, последовательность и технологические схемы производства работ заданной машиной с обязательным нанесением всех требуемых линейных параметров.
На всех чертежах и схемах должны быть проставлены позиции с указанием всех элементов составляющих конструкцию машины и ее рабочего оборудования и входящих в состав соответствующих схем, на основании которых составляются их спецификации.
Вместе с этим на чертежах общего вида машины и рабочего оборудования ее ставятся размеры: габаритные, установочные, определяющие взаимное
расположение частей машины, показывающие рабочие и транспортные положения рабочего оборудования, т.е. размеры, необходимые для сборки машины
в целом и для технико-эксплуатационной ее характеристики.
В зависимости от индивидуального задания, руководителем курсового
проектирования могут быть внесены необходимые коррективы по содержанию
как пояснительной записки так и графической части курсовой работы.
Выполнение графической части необходимо увязывать с расчетами пояснительной записки. Каждый этап проектирования нужно согласовывать с руководителем.
13
2 Темы курсовой работы
Тематика курсовой работы включает следующие группы дорожностроительных машин: машины для подготовительных работ (корчеватели, рыхлители и дорожно-строительные агрегаты); землеройно-транспортные машины
(бульдозеры, скреперы, автогрейдеры, грейдер-элеваторы); землеройные машины (одноковшовые и многоковшовые экскаваторы); машины для уплотнения
грунтов и дорожно-строительных материалов (катки).
Темы курсовой работы по указанным группам машин могут быть сформулированы по двум направлениям: первое – разработка новой конструкции
машины, основного и дополнительного рабочего оборудования ее или привода
управления этим оборудованием; второе – усовершенствование (модернизация) существующего рабочего оборудования машины или системы управления
им.
Помимо разработки новой конструкции или усовершенствования существующей в наименовании указывается необходимость разработки технологии
производства работ вновь созданной (новой) машиной.
Далее формулируются все возможные варианты тем курсовой работы:
1. Разработка________ зубого корчующего рабочего оборудования для
бульдозера_______ и технологии производства работ;
2. Усовершенствование конструкции корчующего оборудования корчевателя-собирателя________ и разработка технологию производства работ;
3.Усовершенствовать конструкцию корчующего рабочего оборудования
дорожно-строительного агрегата________ и разработать технологию производства работ.
4. Разработать конструкцию навесного___________ зубого рыхлителя на
трактор ____________ и технологию производства работ;
5. Разработать конструкцию____________ зубого рыхлителя к бульдозеру
(бульдозеру-рыхлителю) и технологию производства работ;
6. Усовершенствовать конструкцию рыхлителя общего назначения_________ и разработать технологию производства работ;
7. Усовершенствовать конструкцию рыхлительного рабочего оборудования бульдозера-рыхлителя________ и разработать технологию производства
работ;
8. Разработать конструкцию рыхлительного рабочего оборудования к дорожно-строительному агрегату__________ и технологию производства работ;
9. Усовершенствовать конструкцию рыхлительного рабочего оборудования дорожно-строительного агрегата___________ и разработать технологию
производства работ;
10. Разработать конструкцию ломаного отвала для бульдозера________ и
технологию производства работ;
11. Разработать конструкцию канатно-блочной системы принудительного
заглубления отвала бульдозера __________ и технологию производства работ;
14
12. Разработать конструкцию бульдозерного рабочего оборудования для
рыхлителя__________ и технологию производства работ;
13. Усовершенствовать конструкцию отвала с толкающими брусьями
бульдозера ____________ и разработать технологию производства работ;
14. Усовершенствовать конструкцию отвала с толкающей рамой бульдозера_________ и разработать технологию производства работ;
15. Усовершенствовать конструкцию бульдозерного оборудования дорожно-строительного агрегата__________ и разработать технологию производства работ;
16. Разработать конструкцию ломаного отвала для дорожностроительного агрегата_________ и технологию производства работ;
17. Разработать конструкцию принудительной загрузки ковша скрепера
__________ и технологию производства работ;
18. Усовершенствовать конструкцию ковша скрепера__________ и разработать технологию производства работ;
19. Разработать конструкцию корчующего оборудования для автогрейдера__________ и технологию производства работ;
20. Разработать конструкцию рыхлительного оборудования для автогрейдера________ и технологию производства работ;
21. Разработать конструкцию бульдозерного отвала для автогрейдера
_________ и технологию производства работ;
22. Усовершенствовать автогрейдер_________ улучшив конструкцию его
основной рамы и разработать технологию производства работ;
23. Усовершенствовать конструкцию основного рабочего оборудования
автогрейдера________ разработать технологию производства работ;
24. Усовершенствовать конструкцию рыхлительного рабочего оборудования автогрейдера__________ и разработать технологию производства работ;
25. Усовершенствовать конструкцию режущего оборудования грейдерэлеватора_________ и разработать технологию производства работ;
26. Усовершенствовать конструкцию транспортирующего оборудования
грейдер-элеватора__________ и разработать технологию производства работ;
27. Разработать конструкцию ковша со специальным устройством его
очистки для экскаватора__________ и технологию производства работ;
28. Разработать конструкцию ковша специального профиля для экскаватора_________ и технологию производства работ;
29. Усовершенствовать конструкцию экскаватора_________ приспособив
его к работе в стесненных условия и разработать технологию производства работ;
30. Разработать конструкцию самоходного катка на пневмашинах и технологию производства работ.
15
3. Варианты индивидуального задания на курсовую работу
Варианты индивидуального задания на курсовую работу предназначены
для повышения эффективности самостоятельной работы студентов. А именно,
получив свой вариант, студент может самостоятельно узнать тип заданной машины, ее базовый трактор или тяговую единицу, мощность силового оборудования, тип рабочего органа и его привод.
Он здесь же определяет и источник (литературу), где можно будет познакомиться с особенностью конструкции машины и ее рабочего оборудования,
схемой привода рабочего оборудования и технической характеристикой, а также типы машин, конструкции которых надо проанализировать и выявить в них
недостатки по сравнению с заданной машиной (см. табл. 3).
Для составления данной таблицы были использованы следующие источники (см. также список доп. литературы на с. 134-135), которые приводятся
здесь в том порядке, в каком они указаны в таблице:
• Машины и оборудование для строительства мелиоративных систем
[Текст] : каталог-справочник. – М. : ЦНИИТЭстроймаш, 1975. – 330
с. – [6].
• Дорожные машины [Текст] : каталог-справочник. – М. :
ЦНИИТЭстроймаш, 1972. – 481 с. – [7].
• Дорожные машины [Текст] : каталог-справочник. – М. :
ЦНИИТЭстроймаш, 1976. – 461 с. – [8].
• Дорожные машины [Текст] : каталог-справочник. – М. :
ЦНИИТЭстроймаш, 1981. – 494 с. – [9].
• Лозовой, Д. А. Землеройно-транспортные машины [Текст] : справочное пособие / Д. А. Лозовой, А. А. Покровский. – М. : Машиностроение, 1973. – 253 с. – [10].
• Машины для землеройно-транспортных работ [Текст] : отраслевой
каталог. – М. : ЦНИИТЭстроймаш, 1989. – 208 с. – [11].
• Современные корчеватели [Текст] : обзор. – М. :
ЦНИИТЭстроймаш, 1972. – 55 с. – [12].
• Дорожно-строительные машины [Текст] : справочное пособие. – М.
: Машиностроение, 1963. – 596 с. – [13].
• Плешков, Д. И. Бульдозеры, скреперы, грейдеры [Текст] /
Д. И. Плешков, М. И. Хейфец, А. А. Яркин. – М. : Высш. шк., 1980.
– 272 с. – [14].
• Войнич, Л. К. Справочник молодого машиниста бульдозера, скрепера, грейдера [Текст] / Л. К. Войнич, Р. Г. Прикащиков. – М. :
Высш. шк., 1979.–199 с. – [15].
Например, студенту определены тема курсовой работы 5 и вариант 17. По
разделу (2) «Темы…» он видит, что ему требуется «Разработать конструкцию
«n»зубого рыхлителя к бульдозеру (бульдозеру-рыхлителю) ДЗ-141хЛ и техно-
16
логию производства работ». Здесь руководитель курсовой работы определяет
количество рыхлительных зубьев нового рабочего органа, который будет спроектирован вместо существующего однозубого. А студент (ка) по полученному
варианту 17 в табл. 3 определяет тип базового трактора (Т-500), мощность его
силового оборудования (368 кВт), тип рабочего оборудования и его привода
(гидравлический), источник, по которому можно взять все необходимое по заданной машине с указанием необходимых страниц ([6]33-38), а из графы 9 перечень машин, конструкции которых необходимо проанализировать с указанием также источника литературы) и страниц, где можно по ним взять все необходимое.
Для выполнения тягового расчета машин, силовых и прочностных расчетов, как машины, так и ее рабочего оборудования, необходимы дополнительные
справочные данные отдельных параметров, которые приведены в источнике [4].
17
Таблица 3
Варианты и основные данные для курсовой работы
№
вари
анта
1
Наимено- Базовый
вание и трактор
тип ма- (шасси)
шины
2
3
Тяговая
единица
(трактор
тягач)
4
МощВид рабо- Привод раность си- чего обору- бочего оболового
дования
рудования
оборудо(схема)
вания
1
Корчева- Т-100МГП
тель ДП-3
–
5
108 л.с.
2
Корчева- ДТ-75Б
тельсобиратель ДП8А
–
75 л.с.
6
Переднее
4х-зубое
7
Гидравлический
Переднее
6и-зубое
Гидрав-
лический
Источник
Машины, реко- Источник (литерату(литерату- мендуемые для ра), страницы
ра) страни- анализа
цы
8
[1]
8-10
[2]
9-13
[1] 10-13
[3] 11-16
9
Корчевательсобиратель
ДП-8А
Корчеватель
собиратель
Д-695А
Корчевательсобиратель
ДП-25
Корчеватель
ДП-2
Дорожностроительный
агрегат
ЛД-4
(ЛД-4А)
-//-//-
10
[1]
10-13
[3]
[1]14-17
[2]9-13
11-16
[1] 17-19
[3] 20-22
[5] 10-17
-//-//-
18
Продолжение табл. 3
1
2
3
4
5
108 л.с.
6
Переднее
5и-зубое
7
Гидравлический
8
[1] 14-17
[2] 18-21
[3] 23-26
9
10
-//-//-
-//-//-
3
Корчевательсобиратель
Д -695А
Т-100МГП
–
4
Корчевательсобиратель
ДП-25
Корчеватель
ДП-2
Корчеватель
ДП-13
Рыхлитель
ДП-18
Т-130Г-1
–
130 л.с.
Переднее
4хзубое
Гидравлический
[1] 17-19
[3] 20-22
-//-//-
-//-//-
Т-100М
–
108 л.с.
Переднее
4хзубое
Канатный [5] 10-13
-//-//-
-//-//-
Т-4П
–
90 л.с.
Переднее
7изубое
Гидравлический
[5] 10-14
[7] 14-17
-//-//-
-//-//-
Т-4П
–
90 л.с.
Трехточечная
5изубое
Гидравлический
[5] 20-25
Рыхлитель
ДП-5С
Бульдозеррыхлитель
ДЗ-116А
Бульдозеррыхлитель
ДП-14
Бульдозеррыхлитель
ДП-15
Бульдозер-
5
6
7
[2] 28-29
[4] 5-9
[3] 26-30
[3] 30-35
[3] 35-41
19
1
2
3
4
5
6
7
8
9
Продолжение табл. 3
10
рыхлитель
ДЗ-90С
Дорожностроительный
агрегат
8
9
Рыхлитель
ДП-5С
Рыхлитель
ДП-16С
Т-100МГП
–
108 л.с.
Т-180 с
–
180 л.с.
Трехточечная 3х
зубое
Трехточечная
3хзубое
Гидравлический
[2] 28-29
[5] 20-25
Гидравлический
[2] 41-44
[5] 20-25
ЛД-35
-//-//Рыхлитель
ДП-576С
Рыхлитель
ДП-22С
Рыхлитель
ДП-9С
Бульдозеррыхлитель
ДЗ-126А
Рыхлитель
Д-652Ас
Дорожностроительный агрегат
ЛД-35
-//-//[2] 30-32
[4] 13-15
[3] 44-46
[6] 14-19
[2] 36-38
20
1
10
11
12
2
Рыхлитель
ДП-22С
Рыхлитель
ДП-9С
Бульдозеррыхлитель
3
Т-180С
4
–
5
180 л.с.
ДЭТ-250М
–
250 л.с.
Т-330
–
243 кВт
Т-130ГП
–
118 кВт
6
Четырехточечная
3х зубое
Четырехточечная
3х зубое
Трехточечная
однозубое
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
[3] 44-46
[5] 20-28
-//-//-
-//-//-
[6] 21-29
[4] 25-28
-//-//-
-//-//-
7
Гидравлический
8
[2] 33-35
[4] 13-15
Гидравлический
Гидравлический
9
ДЗ-129ХЛ
13
Бульдозеррыхлитель
ДЗ-116 А
ТрехтоГидравчечная
лический
однозубое
[4] 5-9
[6] 5-9
Рыхлитель ДП5С
Бульдозеррыхлитель ДП14
Бульдозеррыхлитель ДП15
Бульдозер0рыхлитель ДЗ90С
Бульдозеррыхлитель ДЗ117
Дорожностроительный
агрегат ЛД-35
[2] 28-29
[3] 26-30
[3] 30-35
[3] 35-41
[4] 9-13
21
1
14
15
2
Бульдозеррыхлитель
ДЗ-117
Бульдозеррыхлитель
ДЗ-126А
3
Т-130ГП
ДЭТ-250
4
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
–
5
118 кВт
6
7
ТрехтоГидравчечная
лический
однозубое
8
[4] 9-13
[6] 10-14
9
-//-//-
–
243 кВт
ТрехтоГидравчечная
лический
однозубое
[4] 15-19
[6] 14-19
Рыхлитель
ДП-22С
Рыхлитель
ДП-9С
Рыхлитель
Д-576С
Рыхлитель
Д-652Ас
Бульдозеррыхлитель
ДЗ-94 С
Бульдозеррыхлитель
ДЗ-129ХЛ
Дорожностроительный агрегат
ЛД-30
[4] 13-15
[3] 44-46
[2] 30-32
[2] 36-38
[4] 19-24
[6] 21-29
22
1
16
17
2
Бульдозеррыхлитель
ДЗ-94С
Бульдозеррыхлитель
3
ДЭТ-250
4
–
5
243 кВт
6
7
ТрехтоГидравчечная
лический
однозубое
8
[4] 19-24
[6] 29-33
9
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
-//-//-
-//-//-
Т-500
–
368 кВт
ТрехтоГидравчечная
лический
однозубое
[6] 33-38
Т-100М
–
108 л.с.
Поворотный
Бульдозер
ДЗ-53
Бульдозер
ДЗ-24А
Бульдозер
ДЗ-9Б
Дорожностроительные
агрегаты
ЛД-4, ЛД-4А,
ЛД-35
[2] 121-123
-//-//[3] 63-67
[9] 159-160
ДЗ-141ХЛ
18
19
Бульдозер
ДЗ-17
Бульдозер
ДЗ-53
Т-100М
–
108 л.с.
Неповоротный
Канатный [2]112-114
[3] 67-71
-//-//-
[2] 121-123
[3] 63-67
[2] 141-144
[5] 34,44
[8] 27-29
-//-//-
23
Продолжение табл. 3
1
20
21
22
23
2
Бульдозер
ДЗ-24А
Бульдозер
ДЗ-9Б
Бульдозер
ДЗ-42
или
ДЗ-42Г
3
4
5
Т-180
–
180 л.с.
Т-180
–
ДТ-75МР
–
Бульдо- Т-100МГП
зер
ДЗ-54 или
ДЗ-54С
6
7
8
9
10
Неповоротный
-//-//-
[2]141-144
-//-//-
-//-//-
180 л.с.
Неповоротный
-//-//-
[5] 34,44
[8] 27-29
-//-//-
-//-//-
75 л.с.
-//-//-
Гидрав- [2] 108-109 Бульдозер
лический [3] 54-56 ДЗ-29
[6] 50-56 Бульдозер
ДЗ-101
Бульдозер
ДЗ-54С
Бульдозер
ДЗ-54
Бульдозер
ДЗ-110А
Бульдозер
ДЗ-27С
Бульдозер
ДЗ-120
Дорожностроительные
агрегаты ЛД-4,
ЛД-4А, ЛД-35
–
108 л.с.
-//-//-
-//-//-
[2] 124-129
[3] 71-75
[9] 133-139
-//-//-
[3] 52-54
[9] 130-132
[3] 56-60
[3] 71-75
[2] 124-126
[4] 51-56
[4] 48-51
[4] 71-76
-//-//-
24
1
24
2
Бульдозер
ДЗ-101
или
3
Т-4АП
4
8
[4] 41-44
[6] 56-59
9
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
-//-//-
[4] 51-56
[6] 68-82
-//-//-
-//-//-
-//-//-
-//-//[2] 134-136
[3] 83-86
[4] 48-51
[2] 115-116 Бульдозер
[3] 75-78 ДЗ-43
-//-//-
–
5
90 л.с.
6
-//-//-
-//-//-
7
Т-130ГП
–
130 л.с.
-//-//-
Т-130ГП
–
130 л.с.
-//-//-
Т-100МГП –
108 л.с.
Поворотный
ДЗ-101А
25
26
27
Бульдозер
ДЗ110А
или
ДЗ-110В
Бульдозер
ДЗ-27С
Бульдозер
ДЗ-18
Гидравлический
Бульдозер
ДЗ-19
Бульдозер
ДЗ-104
Бульдозер
ДЗ-28
Бульдозер
ДЗ-109ХЛ
[2] 110-111
[2] 130-133
[3] 78-83
[3] 60-63
[3] 86-90
[3] 91-95
25
1
28
29
30
31
2
Бульдозер
ДЗ-19
Бульдозер
ДЗ-104
Бульдозер
ДЗ-28
Бульдозер
ДЗ-109
или
3
4
5
6
-//-//-
7
-//-//-
8
9
Продолжение табл. 3
10
Дорожностроительные
агрегаты
ЛД-4, ЛД-4А,
ЛД-35
[2] 130-133
-//-//[3] 78-83
Т-100МГП
–
108 л.с.
Т-130ГП
–
130 л.с.
-//-//-
-//-//-
[3] 60-63
[4] 45-48
-//-//-
-//-//-
Т-130ГП
–
130 л.с.
-//-//-
-//-//-
[3] 86-90
-//-//-
-//-//-
Т-130
–
118 кВт
-//-//
-//-//-
[3] 91-95
[4] 56-60
[6] 66-68
-//-//-
-//-//-
-//-//-
ДЗ-109ХЛ
32
Бульдозер
ДЗ-35
или
ДЗ-35С
Т-180
–
180 л.с.
неповоротный
Гидравлический
[2] 148-150 Бульдозер
[4] 61-66 ДЗ-24
Бульдозер
ДЗ-35Б
Бульдозер
ДЗ-34С
[2] 137-140
[2] 148-150
[4] 61-66
[2[ 154-156
[3] 100-102
26
1
33
34
35
36
Продолжение табл. 3
10
[4] 66-70
[6] 83-88
2
3
4
5
6
7
8
Бульдозер
ДЗ-120
Бульдозер
ДЗ-24
Бульдозер
ДЗ-35Б
Бульдозер
ДЗ-34С
Т-130ГП
–
130 л.с.
-//-//-
-//-//-
[4] 71-76
Т-180
–
180 л.с.
-//-//-
-//-//-
[2] 137-140
-//-//-
-//-//-
Т-180Кс
–
180 л.с.
-//-//-
-//-//-
-//-//-
-//-//-
ДЭТ-250
–
250 л.с.
-//-//-
-//-//-
[2] 148-150
[5] 29-35
[4] 61-66
[2] 148-150
[3] 100-102
-//-//-
-//-//-
9
Бульдозер
ДЗ-118
Бульдозертолкач
[4] 77-82
ДЗ-121
Бульдозер
[6] 88-92
ДЗ-59ХЛ
Дорожностроительные
агрегаты
ЛД-30,
ДМ-15.
-//-//-//-//-
27
1
37
38
39
2
Бульдозер
ДЗ-118
Бульдозертолкач
ДЗ-121
Бульдозер
9
-//-//-
-//-//-
8
[4] 66-70
[6] 83-88
[9]144-146
[4] 77-82
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
-//-//-
-//-//-
-//-//-
-//-//-
[6] 88-92
-//-//-
-//-//-
Поворотный
Гидравлический
7
3
ДЭТ-250
4
–
5
243 кВт
6
-//-//-
-//-//-
ДЭТ-250
–
243 кВт
-//-//-
Т-330
–
243 кВт
Т-180ГП
–
180 л.с.
ДЗ-59ХЛ
40
Бульдозер
ДЗ-25
[2] 145-147 Бульдозер с
[5] 29-38
рыхлителем
ДЗ-117А
Бульдозер с
рыхлителем
ДЗ-141 ХЛ
Бульдозер
ДЗ-109 ХЛ
Бульдозер
ДЗ-28
Дорожностроительные
агрегаты
ЛД-30 ДМ-15
[4] 9-13
[6] 10-14
[6] 33-40
[3] 91-95
[3] 86-90
28
1
41
2
Бульдозер
с
рыхлителем
3
Т-130МГ
4
–
5
118кВт
6
-//-//-
7
-//-//-
8
[4] 9-13
[6]10-14
9
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
Т-500
–
368кВт
-//-//
-//-//
[6] 33-40
-//-//-
-//-//-
–
Т-74
75 л.с.
Принудительный
ДЗ-117А
42
Бульдозер
с
рыхлителем
ДЗ-141ХЛ
43
Прицепной
скрепер
ДЗ-33
Гидрав- [2] 160-162 Прицепной
лический [4] 91-94 скрепер
[3] 102-105 ДЗ-70
Прицепной
скрепер
ДЗ-30
Прицепной
скрепер
ДЗ-57
Прицепной
скрепер
ДЗ-111
[5] 45-51
[2] 157-159
[5] 45-52
[4] 94-97
29
1
44
45
2
3
4
5
6
7
8
9
Прицепной
скрепер
ДЗ-49
[2] 157-159
-//-//[5] 45-51
Прицепной
скрепер
ДЗ-30
Прицепной
скрепер
ДЗ-111
или
–
Т-74
75 л.с.
Cвободный
-//-//-
–
Т-4АП
130 л.с.
Принудительный
-//-//-
[3]105-108
[4] 94-97
[6]133-134
–
Т100МГП
108 л.с.
-//-//-
-//-//-
[2] 163-167
[3]108-121
[4]83-86
[9] 175-183
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
[5] 45-51
-//-//-
-//-//-
ДЗ-111А
46
Прицепной
скрепер
ДЗ-20
или
ДЗ-20Б
или
ДЗ-20В
Прицепной
скрепер
ДЗ-12
Прицепной
скрепер
ДЗ-77 с
ДЗ-77
ДЗ-77А
Прицепной
скрепер
ДЗ-149
[2] 168-171
[3] 121-126
[4] 87-91
[6] 134-143
[6] 144-146
30
1
47
48
49
50
2
Прицепной
скрепер
ДЗ-77
или
ДЗ-77А
или
ДЗ-77С
Прицепной
скрепер
ДЗ-12
или ДЗ125
Прицепной
скрепер
ДЗ-149
Самоходный
скрепер
ДЗ-13
или
ДЗ-13А
3
–
4
Т130ГП
5
118 кВт
6
-//-//-
–
Т-
108 л.с.
Полупринудительный
Канатноблочный
100МГП
7
-//-//-
9
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
[2]168-171
[5]45-51
-//-//-
-//-//-
-//-//-
-//-//-
8
[2]172-176
[3]121-126
[4]87-91
[6]134-143
–
К-701
221 кВт
Принудительный
Гидрав- [6] 144-146
лический
–
БелАЗ531
360 л.с.
Принудительный
Гидрав- [2] 181-183
лический [3]126-130
[4]101-106
[6]103-110
Полуприцеп
ДЗ-87-1
Самоход
ДЗ-115
Полуприцеп
ДЗ-67
[4[ 97-101
[4] 106-111
[3] 131-138
31
1
51
52
53
2
3
Полуприцепной
скрепер
ДЗ-87-1
Самоходный
скрепер
ДЗ-115
Самоходный
скрепер
ДЗ-11
или
ДЗ-11П
–
4
5
Т-150К 121 кВт
6
7
8
-//-//-
-//-//-
[4]97-101
[6]127-130
Продолжение табл. 3
9
10
Самоходный
[4] 101-106
ДЗ-13А
Самоходный
[6] 114-121
ДЗ-107
Самоходный
[6] 121-127
ДЗ-155-1
-//-//-//-//-
Одноосный
тягач
БелАЗ-531
–
265 кВт
-//-//-
-//-//-
[4] 106-111
[6] 110-114
-//-//-
-//-//-
Одноосный
тягач
–
240 л.с.
-//-//-
-//-//-
[5] 48-53
[9] 183-185
[10] 62-65
-//-//-
-//-//-
МоАЗ-546П
32
1
54
2
Самоходный
скрепер
ДЗ-107-1
или
3
Специальное одноосное шасси.
4
–
5
405 кВт
6
-//-//-
7
-//-//-
8
[6]114-121
9
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
Одноосный
тягач
БелАз-531
–
265 кВт
-//-//-
-//-//-
[6]
-//-//-
-//-//-
ДЗ-107-2
55
Самоходный
скрепер
121-
127
ДЗ-155-1
56
Легкий Специальавтоное шасси
грейдер
ДЗ-99-14
колесная
формула
1х2х3
–
90 л.с.
Полнопо- Гидравворотное лический
[3] 138-144 Автогрейдер
[4] 111-118 легкий
[10] 82-83 Д-710А
Автогрейдер
легкий
Д-710Б
Автогрейдер
легкий
ДЗ-99-2-4
Автогрейдер
легкий
ДЗ-99А-1
Автогрейдер
легкий
ДЗ-99А-1-4
[2] 49-56
[2] 57-59
[3] 159-165
[3] 186-193
[3] 173-179
33
1
57
58
59
60
2
Легкий
автогрейдер
Д-710А
1х2х3
Легкий
автогрейдер
ДЗ-61А
1х2х3
Легкий
автогрейдер
ДЗ-99-2-4
1х2х3
Легкий
автогрейдер
ДЗ-99А-1-1
1х2х3
8
[2] 49-56
9
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
-//-//-
[5] 64-71
-//-//-
-//-//-
-//-//-
-//-//-
[3]159-165
-//-//-
-//-//-
-//-//-
-//-//-
[3]186-193
-//-//-
-//-//-
3
Специальное шасси
4
–
5
90 л.с.
6
7
Полнопо- Гидравворотное лический
Специальное шасси
с двигателем АМ-41
–
90 л.с.
-//-//-
Специальное шасси
с двигателем
Д-60 кс
-//-//-
–
90 л.с.
–
90 л.с.
34
1
61
2
Легкий
автогрейдер
3
-//-//-
4
–
5
90 л.с.
6
-//-//-
7
-//-//-
8
[3]173-179
9
-//-//-
Специальное шасси
с двигателем АМ-01
–
110 л.с.
-//-//-
-//-//-
[2] 60-65
[3]193-200
[4]118-124
[10]84-88
Автогрейдер
средний
ДЗ-122
Автогрейдер
средний
ДЗ-143
Автогрейдер
средний
Д-144 (ДЗ-2)
Автогрейдер
средний
ДЗ-14
Автогрейдер
средний
ДЗ-31-1-1
Автогрейдер
средний
ДЗ-31-2
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
ДЗ-99А-1-4
62
1х2х3
Средний
автогрейдер
ДЗ-31-1
1х2х3
[4] 125-127
[6] 169-175
[8] 68-78
[5] 64-78
[3] 210-207
[3] 214-220
35
1
63
64
65
66
2
3
Средний Специальавтоное шасси
грейдер с двигатеДЗ-122А
лем А-01М
или
ДЗ-122
1х2х3
Средний Специальавтоное шасси
грейдер с двигатеДЗ-143 лем
1х2х3
А-01МС
Средний Специальавтоное шасси
грейдер с двигатеД-144
лем Д-108
(ДЗ-2)
1х2х3
Средний Специальавтоное шасси
грейдер с двигатеДЗ-14
лем У1-Д6
или
ДЗ-14С
1х2х3
4
–
5
99 кВт
6
-//-//-
7
-//-//-
–
100кВт
-//-//-
-//-//-
–
108 л.с.
-//-//-
–
165 л.с.
-//-//-
Механический
-//-//-
9
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
[6]169-195
-//-//-
-//-//-
[8] 68-78
-//-//-
-//-//-
[5] 64-78
-//-//-
-//-//-
8
[4]125-127
[6]160-169
36
1
67
68
69
70
2
Средний
автогрейдер
ДЗ-31-1-2
1х2х3
Средний
автогрейдер
ДЗ-31-2
1х2х3
Тяжелый автогрейдер
ДЗ-98А
или
ДЗ-98
1х2х3
Тяжелый автогрейдер ДЗ140
1х2х3
3
Специальное шасси
с двигателем АМ-01
4
–
5
110 л.с.
6
-//-//-
7
Гидравлический
-//-//-
–
110 л.с.
-//-//-
-//-//-
[3]214-220
[10]84-88
Специальное шасси
с двигателем
Д6250ТК
–
184 кВт
-//-//-
-//-//-
[2]71-72
[3]220-223
[4]127-130
[6]175-186
Специальное шасси
с двигателем
Д6250ТК
–
184 кВт
Полноповоротное
-//-//-
8
[3]201-207
[6]186-192
9
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
-//-//-
-//-//-
-//-//-
Тяжелый автогрейдер
ДЗ-140
Тяжелый автогрейдер
ДЗ-98-0-1
Остальные
машины среднего типа
-//-//-
[6] 191-192
[3] 223-230
-//-//-
37
1
71
72
2
Грейдерэлеватор
ДЗ-501
полуприцепной
Грейдерэлеватор
ДЗ-502
полуприцепной
3
–
–
4
Т100М
Т180ГП
5
108 л.с.
180 л.с.
6
7
8
Дисковый Электро- [2] 84-87
нож. Лен- гидравли- [3]230-234
точный
ческий
[5]97-104
транспортер плоский.
Дисковый
нож ленточный
транспортер
желобчатый
-//-//
[2]92-99
[5]97-104
9
Грейдерэлеватор
Д-437АК
Грейдерэлеватор
ДЗ-502
Грейдерэлеватор
ДЗ-503
Грейдерэлеватор
ДЗ-507
Грейдерэлеватор
ДЗ-507А
-//-//-
Продолжение табл. 3
10
[2] 88-91
[2] 92-99
[5] 97-104
[4] 130-135
[6] 193-202
-//-//-
38
1
73
2
3
ГрейОдноосный
дертягач Беэлеватор лАЗ-531
ДЗ-503
самоходный
74
Грейдерэлеватор
ДЗ-507
или
ДЗ507А
полуприцепной
Каток
самоходный
ДУ-31А
(Д-627А)
75
Специальное шасси
с двигателем
4
–
5
360 л.с.
Колесный
трактор
Т-150К
121,4
кВт
–
6
7
Односто-//-//ронний
струг.
Ленточный
транспортер
желобчатый.
Дисковый Гидравнож
лический
ленточный
транспортер
желобчатый
Пневмоколесное
Гидравлический
Окончание табл. 3
10
-//-//-
8
[5] 97-104
9
-//-//-
[4]130-135
[6]193-202
-//-//-
-//-//-
[3]266-271
Каток самоходный ДУ-29.
Каток полуприцепной
ДУ-37Б.
Каток полуприцепной
ДУ-16В.
[3] 271-274
[3] 274-275
[3] 276-278
39
4. Примеры выполнения расчетной части пояснительной записки
Все нижеприведенные примеры по различным дорожно-строительным
машинам как по теме разработки новой конструкции рабочего оборудования,
так при усовершенствовании конструкции его, освещают три вопроса задания
на курсовою работу. А именно: 3.2. Расчет и обоснование основных параметров
машины и ее рабочего оборудования…; 3.3. Тяговый расчет машины…; 3.4.
Силовые и прочностные расчеты элементов конструкции рабочего оборудования…
Все остальные разделы расчетно-пояснительной записки выполняются в
соответствии с методическими указаниями [2] и настоящим методическим указанием (см. раздел 1).
Пример 1. Усовершенствовать конструкцию отвала с толкающими
брусьями бульдозера ДЗ-35С…
Исходные данные:
1) Базовое шасси–гусеничный трактор Т-180;
2) Мощность силового оборудования 180 л.с.;
3) Тип отвала–неповоротный;
4) Длина отвала по режущему ножу – 3800 мм;
5) Высота отвала– по расчету;
6) Система управления рабочим оборудованием (привод) – гидравлический.
а) Расчет и обоснование основных параметров машины и ее рабочего
оборудования–отвала с толкающими брусьями.
Номинальная сила тяги по условию сцепления определяется по формуле:
(10)
Т н.сц = 1000Gсц ⋅ ϕ сц ⋅ q ,
где Gсц– сцепная масса бульдозера, которая определяется, как
Gсц=(GТ+Gо)Ψ, здесь Gт– масса базовой машины тракторa Т-180, принимается
по технической характеристике, Gт=15,2 т;
Go– масса усовершенствованного рабочего оборудования (отвала с
толкающими брусьями), принимается на 5...7 % выше значения базовой машины, т.е. Gо=G′о+G′о⋅⋅0,05=3,2+3,2⋅0,05=3,36 т;
ϕсц– коэффициент сцепления, принимается из [2] , ϕсц=0,85;
q– ускорение свободного падения (9,81≈10 м/с2).
Тогда Gсц=15,2+3,36=18,56 т, а
Тн=Тн.сц=1000⋅18,56⋅0,85⋅10=148480 Н=148,5кН.
Номинальная сила тяги по мощности силового оборудования (двигателя)
машины (бульдозера) определяется по формуле:
Т н = Т н. мн =
N e ⋅η м
,
V p ⋅ (1 − δ )
(11)
где Nе– эффективная мощность силового оборудования, принимаемая по
технической характеристике, кВт, Ne=163кВт;
40
η=0,85;
δ=0,07;
η – К.П.Д. механической трансмиссии бульдозера (0,85…0,88),
δ – коэффициент буксования движителя машины для гусеничного,
Vр– рабочая скорость бульдозера на первой передаче, м/с, Vр=0,98 м/с;
Т н. мн =
163 ⋅ 0,85
= 152,1 кН
0,98 ⋅ (1 − 0,07)
В результате выполненных расчетов номинального тягового усилия видно, что оно по мощности силового оборудования незначительно выше, чем по
условию сцепления на 2,5 %. Поэтому в дальнейшем для расчетов принимаем
большое значение, т.е. номинальное тяговое усилие по мощности, т.е. 152,1 кН.
После этого устанавливаем основные параметры рабочего оборудования
(отвала) бульдозера, к которым относятся: длина отвала, высота отвала, профиль отвала, высота подъема и величина опускания отвала, а также его масса.
Длина отвала по режущим ножам его задана и увеличена по сравнению с
базовой, т.е. Lо=3800 мм.
Эту величину необходимо проверить, исходя из габарита базового трактора, по формуле:
Lо min = Г ш + 200 (мм)
где Lomin– минимальное значение длины отвала по режущим ножам, мм;
Гш – габаритный размер по ширине базового трактора Т-180, Гш=2740
мм;
Lоmin=2740+200=2940 мм
Для дальнейших расчетов принимаем заданное значение длины отвала по
режущим ножам, т.е. Lо=3800 мм.
Далее определяем высоту отвала, которая вначале определяется ориентировочно исходя из мощности базового трактора Т-180 по формуле:
Н о = (200...250)3 Ne
где Ne– мощность силового оборудования базового трактора в л.с.
Н о = 200 ⋅ 3 180 = 200 ⋅ 5,65 = 1130,0 мм
Так как высота отвала является функцией номинального тягового усилия
по условию сцепления, то ее определяем по формуле:
Н о = 5003 0,1Т н.сц − 0,5Т н.сц = 5003 0,1 ⋅148,5 − 0,5 ⋅148,5 = 1150,0 мм
Принимаем высоту отвала равную 1150 мм.
Для построения профиля отвала (поперечного сечения) необходимо знать
его основные параметры (см. рис. 2а [2]): высоту отвала с козырьком – Но+Нк,
ширину плоской части для крепления ножей – а, радиус кривизны криволинейной части отвала – R, угол резания– δ и угол отваливания – Ψ.
Принимаем ширину плоской части отвала для крепления ножей
41
а=150 мм, угол резания δ=50оС, угол наклона отвала ε=80о, угол отваливания
(опрокидывания) Ψ=60о и высоту отвала с козырьком Но+Нк=1150,0+150=1300
мм.
А так как высота отвала и радиус кривизны связаны формулой:
Н о = а ⋅ sin δ + R(cos ε + cjsψ ) , то радиус кривизны определяем из выражения
R=
Н o − а sin δ 1150 − 150 ⋅ sin 50 o 1150 − 150 ⋅ 0,766
=
=
= 995,2
cos ε + cosψ
cos 80 o + cos 60 o
0,1736 + 0,866
мм
Для построения профиля отвала в установленном масштабе из произвольной точки О на горизонтали проводится прямая под углом δ=50о. На этой
прямой откладывается отрезок а=150 мм и из его конца восстанавливается перпендикуляр вверх, на котором откладывается радиус кривой части отвальной
поверхности R=995,2мм. Из полученного таким образом центра кривизны проводится дуга этим радиусом до пересечения с горизонталью, проведенной на
расстоянии Но=1150 мм от первой горизонтали (от точки О). Касательная к дуге
в точке ее пересечения с верхней горизонталью составит с нею угол отваливания (опрокидывания) Ψ=60о, а линия, соединяющая эту точку с точкой О, составит с нижней горизонталью угол установки отвала ε = 80о. Принимаем величину угла установки козырька 105о по отношению к горизонтали, а высоту его
150 мм.
Профиль вычерчивается на втором листе графической части жирной линией со всеми конструктивными элементами.
Далее необходимо определить положение центра тяжести машины, т.к.
это необходимо будет при силовом расчете, т.е. при определении всех действующих сил на саму машину (бульдозер) и ее рабочее оборудование для определения положения центра тяжести пользуемся методикой [2], из которой Δх
определяется из выражения
Δx =
Go′ (lo + Lon − x1 )
GТ′
где G′о – масса усовершенствованного рабочего оборудования, т;
lо– расстояние от оси передней ведомой звездочки до центра тяжести
рабочего оборудования, м;
lо=1,62 м
Lon – расстояние по осям ведущей и ведомой звездочек , м,
Lon=3,57 м
х1 – расстояние от оси ведущей звездочки до нового положения центра
тяжести, м;
хо– соответствующее расстояние до старого положения центра тяжести.
G′т– масса машины с усовершенствованной конструкцией рабочего
оборудования, т. G′Т=18,56 т
42
Δx =
3,36(1,62 + 3,57 − 2,44)
= 0,498 ≈0,5 м
18,56
Δх=0,5 м меньше 1/6 Lоп=1/6⋅3,57=0,595 м
Следовательно машина будет устойчива в транспортном положении с
усовершенствованной конструкций рабочего оборудования.
б) Тяговый расчет машины-бульдозера с усовершенствованной конструкцией рабочего оборудования.
Последовательность выполнения тягового расчета бульдозера следующая:
1) определяются все действующие сопротивления, возникающие при резании грунта, формировании призмы волочения и ее перемещении;
2) определяется суммарное сопротивление, возникающее в заключительной стадии цикла, как сумма отдельных составляющих;
3) определяется потребная мощность двигателя базового шасси (трактора), необходимая для преодоления всех действующих сопротивлений;
4) определяется коэффициент использования мощности силового оборудования бульдозера и делается вывод о соответствии мощности двигателя базового трактора и мощности потребной при работе в заданных условиях.
При работе бульдозера с неповоротным отвалом (ДЗ-35С) на него действуют такие сопротивления:W1– сопротивление грунта резанию и деформации;
W2– сопротивление перемещению грунта, находящегося перед отвалом в призме волочения; W3– сопротивление грунта подъему вверх по отвалу; W4 – сопротивление перемещению собственно бульдозера, как машины.
– Определяем сопротивление грунта резанию и деформации по формуле:
(Н)
W1 = k p ⋅ в ⋅ h ⋅ g
где kр–коэффициент удельного сопротивления грунта резанию (табл. 4),
2
кг/м принимаем для грунтов II категории kр=5000 кг/м2;
в – длина отвала по режущему ножу, в=3,8 м;
h – глубина резания, h=0,23 м
W1=5000⋅3,8⋅0,23⋅10=43700Н=43,7 кН.
– Определяем сопротивление перемещению призмы волочения грунта перед отвалом по формуле:
(Н)
W2 = Vпр ⋅ γ г ⋅ f г ⋅ g
где Vпр– фактический объем грунта в призме волочения, м3, который определяется как Vпр ≅
в ⋅ Н о2
2tgϕ ⋅ k рх
(м3);
γг– объемная масса грунта в плотном теле (табл. 5), кг/м3, для грунта II
категории (средний суглинок) γг=1700 кг/м3;
fг– коэффициент трения грунта по грунту (табл. 6), fг=0,7;
Но– высота отвала (по расчету), Но=1,150 м;
ϕ – угол естественного откоса грунта (табл. 6), ϕ =40о;
43
kрх=1,25
kрх– коэффициент разрыхления грунта (табл. 5) для среднего суглинка
Таблица 4
Группы грунтов и величины коэффициентов удельного сопротивления
резанию и копанию
Группа
грунта
I
II
III
IY
Y
Удельное сопротивление кг/см2
резанию
копанию
Наименование грунта
Песок, супесок легкий и средний,
влажный и разрыхленный суглинок
Суглинок, гравий мелкий и средний;
легкая влажная или разрыхленная
глина
Суглинок плотный, глина средняя,
тяжелая влажная или разрыхленная
Суглинок тяжелый со щебнем или
галькой, глина тяжелая и очень тяжелая влажная
Глина тяжелая сухая, лесс плотный
отвердевший
0,1-0,3
0,16-0,8
0,27-0,6
0,7-1,6
0,55-1,3
1,2-2,5
1,3-2,5
2,2-3,6
2,3-3,2
3,3-4,5
Таблица 5
Коэффициент разрыхления грунта в ковше скрепера,
объемный вес и значение
Наименование грунта
Объемный
грунта, кг/м3
Песок
Средний суглинок
Тяжелый суглинок
Сухая глина
1500-1700
1600-1800
1650-1800
1700-1800
вес
Х
0,46-0,50
0,37-0,44
0,37-0,44
0,24-0,31
Кр
1,08-1,2
1,2-1,3
1,2-1,3
1,26-1,32
Таблица 6
Угол естественного откоса грунтов, коэффициенты
внутреннего и внешнего трения
Наименование
грунта
Угол естественного
откоса, град.
мокрый
Коэффициент внешнего трения (грунт
по стали)
сухой
влажный
Коэффициент
внутреннего трения (грунт по
грунту)
25
30
28-30 32-35
20
25-27
0,57
0,70
0,40
0,50
0,58-0,36
0,75-0,58
40
35
25
0,40
0,30
0,84-0,46
50
45
40
35
30
15
0,50
0,15
0,30
0,05
1,19-0,58
1,00-0,27
сухой
Песок мелкий
Песок крупный
Растительный
грунт
Суглинки
Глина жирная
влажный
44
3,8 ⋅ 1,152
3,8 ⋅ 1,152
3
=
= 2,4 м ,
Тогда Vпр =
o
2tg 40 ⋅ 1,25 2 ⋅ 0,839 ⋅ 1,25
а W2=2,4⋅1700⋅0,7⋅10=28560 Н=28,56 кН.
– Определяем сопротивление перемещению (подъему) грунта вверх по
отвалу:
(Н)
W3 = V ⋅ γ ⋅ cos 2 δ ⋅ f c ⋅ g
о
где δ– угол резания грунта, δ=50 ;
fc– коэффициент трения грунта о стальную поверхность отвала
(табл.6), fc=0,4;
W3 = 2,4 ⋅ 1700 ⋅ cos 2 50 o ⋅ 0,4 ⋅ 10 = 2,4 ⋅ 1700 ⋅ 0,413 ⋅ 0,4 ⋅ 10 = 6740 Н=6,74 кН
– Определяем сопротивление перемещению (перекатыванию) бульдозера:
W4 = (GТ + Go ) ⋅ ( f ± i )g (кН)
где GТ– масса базового шасси (трактора) принимаем по технической характеристике, GТ=15,2 т;
Go– масса усовершенствованного рабочего оборудования, принятая
Go=3,36 т;
f–коэффициент сопротивления перемещению, принимается от 0,08 до
0,15, f=0,11;
i– уклон местности в долях единицы, принимаем для горизонтального
участка i=0.
Тогда W4=(15,2+3,36)⋅0,11=20,4 кН
– Далее определяем суммарное значение всех действующих сопротивлений:
∑ W = W1 + W2 + W3 + W4 = 43,7 + 28,56 + 6,74 + 20,4 = 99,43 кН.
– Определяем потребную мощность силового оборудования машины необходимую для производства земляных работ в заданных условиях по формуле:
Nn =
где
∑W ⋅V
η
p
(кВт)
∑ W – суммарное значение всех действующих сопротивлений, кН;
Vp– рабочая скорость машины, м/с, ранее принятая Vp=0,98 м/с;
η – коэффициент полезного действия силовой передачи машины,
принимаемый от 0,75 до 0,9,η=0,8
99,4 ⋅ 0,98
= 121,8 кВт
Тогда N n =
0,8
– Определяем коэффициент использования по мощности силового оборудования бульдозера:
N
n N = n ⋅ 100%
Ne
где Nn– потребная мощность силового оборудования для производства
работ в заданных условиях, кВт;
45
Ne– номинальная мощность силового оборудования бульдозера, кВт
(принимаемая по технической характеристике, Ne=163 кВт.
Тогда n N
121,80
⋅ 100% = 75%
163
Как видно из выполненного тягового расчета бульдозера (полученного
коэффициента использования его по мощности), можно сказать, что мощность
двигателя базового шасси вполне достаточна для выполнения земляных работ в
заданных условиях.
в) Силовые и прочностные расчеты машины (бульдозера) и ее рабочего оборудования.
Определение расчетных знаний действующих сил производится в процессе работы бульдозера для следующих положений, при которых в элементах
конструкции рабочего оборудования возникают наибольшие напряжения.
1-ое расчетное положение: упор отвала в препятствие средней точкой
при движении по горизонтальной поверхности и запертом положении механизма подъема.
Как видно из рис.1а в таком положении на кромку ножа отвала действует
горизонтальное усилие Ру, которое может быть определено по формуле:
Pу ⋅ Gсц ⋅ ϕ max + V
Gсц
g
⋅ Co
где Gсц– сцепная масса бульдозера, т.е. масса базового шасси плюс масса
навесного оборудования, Gсц=18560 кг;
ϕmax– максимальное значение коэффициента сцепления движителя с
грунтом, принимаемое для гусеничных машин от 0,85 до 0,95. В расчете Ру
принимаем ϕmax=0,85;
V– скорость бульдозера в момент встречи отвала с препятствием, м/с,
V=0,98 м/с;
Со– суммарная жесткость препятствия и системы навесного оборудоваC ⋅C
ния, определяемая, как C o = 1 2
C1 + C 2
здесь С1– жесткость препятствия (пень сосновый), принимаемая по таблице 7 (см.пример 2).
С1=1730кГс=17300 Н=17,3 кН
С2– жесткость системы навесного оборудования бульдозера, определяется как
С2=α⋅GТ
где α– коэффициент жесткости конструкции навесного рабочего оборудования (бульдозерного) на 1 кг массы базового трактора, принимаемый 9….10
Н/кг, т.е. С2=9⋅15200=136800Н=136,8кН
17,3 ⋅ 136,8 2366,64
=
= 15,36 кН=15360 Н
Тогда C o =
17,3 + 136,8
154,1
46
Рис. 1. Расчетные положения бульдозерного отвала
47
185600
⋅ 15360 = 1577,60 + 169,50 = 174710 Н=174,7кН
10
2ое расчетное положение: в процессе заглубления отвала при одновременном движении вперед по горизонтальной поверхности трактор вывешивается на средней точке отвала.
В этом положении на кромку ножа действуют силы: вертикальная Рz и
горизонтальная Ру (рис.1б и рис.2).
Py = 185600 ⋅ 0,85 + 0,98 ⋅
Вертикальное усилие определяем из выражения Pz = GТ ⋅
lA
(Н),
l + lc
где GТ– масса базового трактора в Н;
lA– расстояние от оси задней ведущей звездочки до центра тяжести
машины, м;
l A = 2,44 м
l– расстояние между осями ведущей и ведомой звездочками ходового
оборудования, м;
l=3,57 м;
lc– расстояние от режущей кромки ножа до оси передней ведомой звездочки, м.
lc=2,43 м;
2,44
= 15,2 ⋅ 0,41 = 62320 Н=62,32 кН
Тогда Pz = 152000
3,57 + 2,43
Горизонтальное усилие определяем по формуле
Py = (Gб − Pz ) ⋅ ϕ max + V
Gб
⋅ Co , Н;
g
где Gб– масса машины в целом, т.е. базового трактора и рабочего оборудования, Н;
Gб=185600 Н;
Pz– вертикальное усилие, равное
Рz=62320H;
ϕmax=0,85 максимальное значение коэффициента сцепления; Go=15360
Н по предыдущему положению
Py = (185600 − 62320) ⋅ 0,85 + 0,98
185600
⋅15360 = 106442 Н=106,44 кН
10
В том случае если трактор вывешивается на крайней точке О1, то действует сила Рх боковое усилие определяем по выражению
Px =
Gб − Pz
185600 − 62320
В
3,800
0,85 ⋅
ϕ max
=
=
2
2
lo + l
2,43 + 3,57
= 52394 ⋅ 0,63 = 33008 Н = 33,0 кН
3-е расчетное положение: в процессе выглубления отвала при одновременном движении вперед по горизонтальному участку трактор вывешивается
на средней точке.
48
Рис. 2. Положение бульдозера при опирании на кромку ножа отвала
49
В этом положении на кромку ножа действует вертикальная Рz и горизонтальная Ру силы (рис. 1в и рис. 2).
Вертикальное усилие определяется из выражения Pz = −Gб . м ⋅
Н;
м;
lв
lc
(Н)
где Gб.м– масса базового трактора и навесного оборудования бульдозера,
Gб.м.=Gсц=185600 Н
lв– расстояние от центра тяжести до передней оси ведомой звездочки,
lв=1,13 м
lc=2,43 м.
Pz = −185600 ⋅
1,13
= 86304 Н=86б3 кН
2,43
Горизонтальное усилие
Py = (Gб + Pz )ϕ max + V
Gб
185600
⋅ Co = (185600 + 86300) ⋅ 0,85 + 0,98
⋅ 15360
g
10
= 231115 + 1654,6 = 232769,6 Н = 232,77 кН
Так как максимальное свободное тяговое усилие по двигателю
Т н. мн < (Gб + Pz ) ⋅ ϕ max , то горизонтальное усилие определяем как
Py = Т н. мн + V
Gб
⋅ Co = 152100 + 1654,6 = 153754 Н = 153,75кН
g
Из полученных значений сил действующих на отвал в средней его точки
для трех положений для дальнейшего расчета на прочность принимаем их максимальные значения, т.е. Ру=174,71 кН (первое положение), Рz=86,3 кН (третье
положение) и Рх=33,0 кН.
Определение усилия в шарнирах крепления толкающих брусьев к базовому трактору (рис. 3).
Как видно из данного рисунка на отвал бульдозера действуют силы Рх, Ру
и Рz.От действия этих в шарнирах О′и О′′ возникают реакции R x′ , R ′y , R ′z и
R ′x′ , R ′y′ , R ′z′ . Помимо этих сил на отвал действует также усилие в гидроцилиндрах, которое определяем из соотношения (сумма моментов относительно оси
О′О′′).
Pг =
Рz в − Р у а
2S
,
где в,а,s – расстояния до линии действия указанных сил, определяемые
конструктивно: в=4,7 м, а=0,73 м и s=2,84 м, тогда
Pг =
86,3 ⋅ 4,7 − 174,71 ⋅ 0,73 405,6 − 127,5
=
= 278,1 кН
2 ⋅ 2,84
5,68
50
Рис.3. Схема действия сил в шарнирах рамы бульдозера
51
Вертикальная реакция в шарнире О′ определяется из уравнения моментов
относительно этой оси
R′z =
− Px a − Pz
lш
+ Рг ⋅ lш ⋅ sin λ
2
,
lш
здесь l – расстояние между шарнирами толкающих брусьев, lш=2,85 м;
λ–угол наклона гидроцилиндров, λ=35о, тогда
− 33,0 ⋅ 0,73 − 86,3 ⋅ 1,42 + 278,1 ⋅ 2,85 ⋅ sin 35 o − 24,1 − 122,5 + 451,77
=
=
2,85
2,85
= 107,1 кН
Rz′ =
Вертикальная реакция в шарнире О′′
Rz′′ = 2 Pг sin λ − Pz − Rz′ = 2 ⋅ 278,1 ⋅ 0,57 − 86,3 − 107,1 = 123,6 кН
Горизонтальная реакция в шарнире О′ определяется из уравнения моментов относительно оси, проходящей через точку О′′ параллельно оси Z:
R′y =
− Px в + Р у ⋅ lш − Рг ⋅ lш ⋅ соsλ
=
lш
− 33,0 ⋅ 4,7 + 174,71 ⋅ 2,85 − 278,1 ⋅ 2,85 ⋅ 0,82
= −307,1 кН
2,85
Горизонтальная реакция в шарнире О′′
R ′y′ = Py − 2 Pг ⋅ cos λ − R ′y = 174,71 − 2 ⋅ 278,1 ⋅ 0,82 − 307,1 = 25,71 кН
Известно, что рама неповоротного бульдозера состоит из толкающих
брусьев, раскосов и боковых тяг. В месте крепления толкающего бруса к базовому трактору действуют реакции Rx, Ry и Rz.
Расчетными сечениями толкающего бруса будут: сечение I-I у места крепления раскоса к толкающему брусу; сечение II-II у места крепления боковой
тяги к толкающему брусу; сечение III-III у места крепления толкающего бруса к
отвалу. Из данных сечений наиболее опасным является сечение III-III у места
крепления толкающего бруса к отвалу. Определяем напряжение в данном сечении по формуле:
σ3 =
R y − Rx
μh
lш
F
− Rz
μh
m
≤ [σ ]
где μh – расстояние по горизонтали между точками крепления раскоса к
отвалу и толкающему брусу μh =1218 мм≈1,2 м;
m– расстояние по вертикалям между точками крепления раскоса и
толкающего бруса к отвалу, m=812 м=0,81 м;
F– площадь коробчатого сечения толкающего бруса сваренного из
двух швеллеров № 12 определяем по формуле F = xz[1 − (1 − β ) ⋅ (1 − α )] , здесь х –
52
высота швеллера, ширина бруса х=100 мм, z – полочка швеллера, толщина бруΔz
0,55
0,5
Δx
са, z =80,0 мм, α = 2 ; β = 2 , т.е. α = 2
= 0,11 , β = 2
= 0,125 ;
10
8
x
z
Δх – толщина полочки швеллера, Δх=6,0 мм;
Δz– толщина стенки швеллера, Δz– толщина стенки швеллера, Δz=5,5 мм
Выполнив расчет по приведенной выше формуле получим F=62,4 см2.
1,2
1,2
− 107,1
2,85
0,81
= 21,6 МПа
62,4
307,1 − 33,0 ⋅
Тогда σ 3 =
Материал швеллера Ст.3
Допускаемое напряжение, с учетом запаса прочности, п=1,4.
[σ ] = σ Т
n
=
240
= 171,4 МПа
1,4
т.е. 21,6 МПа<171,4 МПа, следовательно брусья выполненные из швеллера № 10 обладают значительным запасом прочности.
Расчет основного ножа бульдозера ДЗ-35С производим для первого случая (положения), когда отвал упирается по центру в препятствие. Действующие
при этом силы Ру и Рz необходимо разложить на составляющие, перпендикулярные (направления η) и параллельные (направление ξ ) плоскости ножа
(см.рис.4): γ– угол резания, γ=δ=50о;
Pη = Pz ⋅ cos γ − Py sin γ = 62,32 ⋅ 0,643 − 174,71 ⋅ 0,766 = 40,07 − 133,82 =
= −93,75 кН
Рξ = Р я ⋅ sin γ + Py ⋅ cos γ = 62,32 ⋅ 0,766 + 174,71 ⋅ 0,643 = 47,74 + 112,34 =
= 160,08 кН
Расчетная схема ножа при Рη<0 приведена на рис. 5, из которой напряжение в опасном сечении I-I будет определяться, как
σ=
Pη ⋅ l
W
+
Pξ
F
где W – условный момент сопротивления изгибу, определяемый
W=5δ (см3);
F – условная площадь поперечного сечения, определяемая
2
2
F=30δ (см );
δ– толщина режущего ножа, см;
l и l1– линейные размеры (рис.4), в см.
δ=1,8 см; l=3,0 см; W=29,16 см3; F=97,2 см2
93,75 ⋅ 3,0 160,08
σ=
+
= 113,0 МПа
29,16
97,2
3
53
Рис. 4. Расчетные силы, действующие на нож бульдозерного отвала
54
Режущий нож изготовляется из высокопрочной стали 15хСНД с пределом
прочности σв=520 МПа и текучести σТ=350 МПа.
Допускаемой напряжение с учетом запаса прочности, п=1,4 будет
[σ ] = σ Т
n
=
350
= 250 МПа
1,4
Так как полученное напряжение σ=113,0 МПа значительно меньше
[σ]=250 МПа, то приятный материал ножа и его толщина вполне приемлема.
Пример 2. Разработать конструкцию ломаного отвала к бульдозеру
ДЗ-24.
Исходные данные:
1) Базовое шасси – гусеничный трактор Т-180Г;
2) Мощность силового оборудования–163кВт;
3) Тип отвала – ломаный (3хсекционный)– неповоротный;
4) Длина отвала по режущему ножу (развернутого по прямой) –
3850 мм;
5) Высота секций отвала – по расчету;
6) Система управления (привод) ломаного отвала – гидравлический.
Основные требования к конструкции ломаного отвала и его приводу:
– расположение и размещение ломаного отвала, состоящего из средней
секции (основной) и двух боковых на базовом шасси (тракторе Т-180Г) остается таким же, как и для обычного отвала, т.е. места крепления толкающих брусьев, гидроцилиндров привода, подкосников и других конструктивных элементов
не изменяются;
– отвал разрезается с обеих сторон от средней секции ∧-образным швом,
для возможности и облегчения поворота составляющих частей (боковых секций) внутрь на угол α (рис.3 [2]);
– место разреза отвала спереди и сзади закрывается с помощью полосы
прорезиненного материала;
– поворот обеих боковых секций отвала осуществляется одновременно
относительно точек крепления гидроцилиндров путем выдвижения толкающего
бруса с подкосником;
– толкающий брус разрезной конструкции выполнен в виде телескопической балки;
– выдвижение передней части бруса относительно неподвижной осуществляется с помощью гидропривода.
а) Расчет и обоснование основных параметров машины и ее рабочего
оборудования–ломаного отвала.
Основными параметрами бульдозера с ломаным отвалом, также как и с
обычным являются:
1.Масса рабочего оборудования (ломаного отвала со всеми конструктивными элементами) определяется по сравнению с обычным также как и в предыдущем примере на 5...7 % выше,
55
т.е. Go = Go′ + Go′ ⋅ 0,07 = 2,98 + 2,98 ⋅ 0,07 = 3,2 т
здесь G o′ – масса рабочего оборудования базовой машины (ДЗ-24), принимаемая по технической характеристике, G o′ = 2,98 т;
2. Номинальное тяговое усилие по условиям сцепления определяется по
формуле (1[2]):
Т н = 1000 ⋅ Gсц ⋅ ϕ сц ⋅ g = 1000 ⋅ 18,19 ⋅ 0,85 ⋅ 10 = 154,62 кН
где Gсц = Gб .т. + Go = 14990 + 320 = 18190 кг = 18,19 т
здесь Gб.т.– масса базового шасси (трактора), кг;
Gо– масса нового рабочего оборудования, кг;
ϕсц– коэффициент сцепления принимаемый для гусеничных тракторов, ϕсц=0,85;
q– ускорение свободного падения, q≅10 м/с2.
3. Номинальное тяговое усилие по мощности двигателя (2[2]):
Тн =
163 ⋅ 0,85
= 152,1 кН
0,98(1 − 0,07)
За расчетное значение принимается номинальное усилие по мощности
двигателя, т.е. Тн=152,1 кН.
4. Параметры ломаного отвала:
– длина ломаного отвала с секциями развернутыми по прямой –3850 мм;
– ширина боковых открывающихся секций определяется по формуле
(9[2]).
2 H 2 1164
l= ⋅ =
= 925 мм.
3 tg 3 0,839
– длина средней основной секции Lс.с.=2000 мм;
– ширина захвата при резании с боковыми секциями, установленными
под углом (10[2]) α=75о (рис.3[2]) Lo=вс.с.+2lбsin75o=2000+2⋅925⋅0,9659=3786мм;
– угол резания принимаем δ=50о;
– высота секций отвала определяется по формуле
H o = 500 ⋅ 3 0,1 ⋅ 152,1 − 0,5 ⋅ 152,1 = 1164 мм ;
– профиль отвала принимаем без изменений;
– ход штока поршня выталкивающего гидроцилиндра при угле поворота
боковых секций 75о составит lш=250 мм.
Смещение центра тяжести машины (бульдозера) определяем при сдвинутом положении частей ломаного отвала согласно расчетной схемы (рис.1а[2]) по
формуле (6[2]) при хо=Lоп/2 (см.пример 1):
3,20 ⋅ 10(1,62 + 3,57 − 2,44)
Δx =
= 0,484 м
(14,99 + 3,2) ⋅ 10
Δх=0,48 м меньше 1/6Lon=1/63,57=0,595 м, следовательно машина будет
устойчива в транспортном положении с ломаным отвалом.
56
б) тяговый расчет машины-бульдозера с ломаным отвалом.
Последовательность выполнения тягового расчета подобна предыдущему
примеру 2. При работе бульдозера с неповоротным ломаным отвалом на него
действуют все те же сопротивления:
– сопротивление грунта резанию при развернутом ломаном отвале по
прямой W1 = 5000 ⋅ 3,85 ⋅ 0,186 ⋅10 = 35805 Н = 35,8 кН
Сопротивление резанию грунта при боковых секциях отвала установленных под углом 75о:
W1 = 5000 ⋅ 3,786 ⋅ 0,186 ⋅ 10 = 35,2 кН
– сопротивление перемещению призмы волочения грунта перед отвалом
W 2 = 2,48 ⋅ 1700 ⋅ 0,7 ⋅ 10 = 29,6 кН.
Vпр =
3,85 ⋅ 1,164 2
3
= 2,48 м
2 ⋅ 0,839 ⋅ 1,25
– определяем сопротивление перемещению грунта вверх по отвалу:
W3 = 2,48 ⋅ 1700 ⋅ 0,413 ⋅ 0,4 ⋅ 10 = 6,96 кН
– определяем сопротивление перемещению бульдозера
W 4 = (14990 + 3200) ⋅ 0,11 ⋅ 10 = 20,0 кН
– суммарное значение всех действующих сопротивлений будет:
∑ W = 35,8 + 29,6 + 6,96 + 20,0 = 92,36 кН,
–потребная мощность силового оборудования бульдозера с ломаным отвалом:
92,36 ⋅ 0,98
Nn =
= 113,1 кВт
0,8
– коэффициент использования машины по мощности силового оборудо113,1
⋅ 100% = 69% .
вания n N =
163
Как видно из выполненного тягового расчета бульдозера с ломаным отвалом при данной мощности силового оборудования базового шасси он вполне
способен выполнить земляные работы в заданных условиях.
в) силовые и прочностные расчеты бульдозера с ломаным отвалом.
В данном примере наибольший интерес представляют толкающие брусья,
т.к. они помимо обычного назначения выполняют дополнительно роль гидравлического толкателя, а, следовательно, нагрузка на них будет несколько увеличена. И максимальная нагрузка на этой конструктивный элемент будет при расчетном положении, когда бульдозер во время резания грунта совершает наезд
на препятствие одним концом отвала (правой или левой секцией). Расчетная
схема сил, действующих на машину и рабочее оборудование ее (ломаный отвал), показана на рис. 5а,б.
Активная сила – сила тяги (движущая сила) в этом положении носит характер удара и ее значение, определяемое по формуле [4], будет максимальным,
т.е.
57
Рис. 5. Расчетные схемы бульдозера с ломаным отвалом: а) схема сил,
действующих на машину; б) схема сил, действующих на толкающий брус;
в) расчетная схема толкающего бруса с его сечением
58
Т н. max = Т н + V
Gm ⋅ Co ⋅ 100
q
(кН),
где Тн– номинальная сила тяги, принятая для расчетов, Тн=152,1 кН;
V – соответствующая ей (Тн) скорость движения, м/с, V=0,8 м/с;
Gm– масса машины, т.е. базового шасси (трактора) вместе с навесным
оборудованием (ломаным отвалом), т,
Gm = Gсц = 18,19 т
Со– суммарная жесткость препятствия С1 и системы навесного оборудования С2,
Со =
С1 ⋅ С 2
17,3 ⋅134,9
=
= 152,2 кН
С1 + С 2 17,3 + 134,9
С1– жесткость препятствия (пень сосновый) принимаемая по таблице
7. С1=17,3 кН, С2=9⋅14990=134910 Н=134,91 кН
Таблица 7
Коэффициенты жесткости препятствий
№
Виды препятствий
Коэффициент
п/п
жесткости С1,
кгс/см
1
2
3
1
Грунт I-й группы при заглублении отвала шириной
В=30 см под углом резания, град:
30
1,15
60
1,35
2
Грунт 2-й группы при заглублении отвала шириной
В=300 см под углом резания, град:
30
170
60
520
3
Грунт 3-й группы при заглублении отвала шириной
В=300 см под углом резания, град:
30
285
60
850
4
Сосновая свая с заделкой нижнего конца; удар отвалом на высоте 15 см от заделки; диаметр сваи, см:
30
1730
70
9300
5
Кирпичный столб шириной 65 см и площадью поперечного сечения 3900 см2, удар отвалом на высоте 15
см от заделки
18150
6
Камень (гранит), массив шириной В=50 см
130000
Т н. max = 152,1 + 0,8 ⋅
18,19 ⋅10 ⋅152,2
= 285,3 кН
10
59
Реакция грунта на отвале Рх определяется из уравнения Σх=0 и равна
Px = Т н. max = 285,3 кН
Сила Рz определяется по формуле
Pz = Px ⋅ ctg (δ + ϕ )
о
где δ – угол резания, δ=50 ;
ϕ – угол, соответствующий коэффициенту трения грунта по металлу,
о
ϕ=26 .
o
Pz = 285,3 ⋅ ctg (50 + 26 ) = 285,3 ⋅ 0,2493 = 71,1 кН
Реакция на штоке гидроцилиндра подъема отвала определяется из равновесия рабочего оборудования с учетом наличия 3х отдельных частей отвала.
Составляется уравнение ∑ M E1 = 0 (рис. 5б),
2 ⋅ S ⋅ r − Px ⋅ m − Pz ⋅ l 2 = 0 ,
P ⋅ m + Pz ⋅ l 2
откуда 2S = x
r
где m – расстояние от центра упряжного шарнира Е до линии действия
силы Рх, m=0,58 м;
l2–расстояние от центра упряжного шарнира Е до линии действия силы Рz, l2=4,4 м;
r – расстояние от той же точки до линии действия силы S, r=2,4м, то285,3 ⋅ 0,58 + 71,1 ⋅ 4,4
= 199,3 кН.
гда 2S =
2,4
Из условия равновесия рабочего оборудования определяем реакции в упряжном шарнире Е.
Из ∑ Z , E z + Pz − S ⋅ sinν = 0 , откуда при υ=35о
E z = − Pz + S ⋅ sinν = −71,1 + (199,3 : 2) ⋅ 0,57 = 14,3 кН
Из ∑ Х = 0, Е х − Рх − S ⋅ cosν = 0
или E x = 285,3 + (199,3 : 2) ⋅ 0,82 = 367,0 кН
Реакция в подкоснике ВД и в шарнире А определяется из условия равновесия толкающего бруса (рис. 5в). Из уравнения ∑ М А = 0
Рд ⋅ r1 + E z ⋅ lo − E x ⋅ l = 0 , откуда
Pд =
− E z ⋅ lo + E x ⋅ l − 14,3 ⋅ 3,68 + 367,0 ⋅ 0,22 − 52,6 + 80,74
=
= 28,14 кН
=
0,6
0,6
z1
где lo– расстояние от упряжного шарнира Е до шарнира А по горизонтали, lo=3,68 м;
l – расстояние от линии действия силы Ех до шарнира А, l=0,21 м;
r1 – расстояние от линии действия силы Р2 до шарнира А, r2=0,6 м.
Из уравнения ∑ X = 0 определяем силу
Ax = E x + PД ⋅ соs29 o = 367,0 + 28,14 ⋅ 0,87 = 391,5 кН.
60
Из уравнения
∑ Z = 0 определяем силу
Az = − E z + PД ⋅ sin 29o = −14,3 кН
Далее выполним проверку прочности толкающего бруса. Из расчетной
схемы (рис. 5в) следует, что наиболее опасным будет сечение в месте шарнира
подкосника на брусе (точка Д) I-I. В плоскости ХОZ действует изгибающий
момент МI-I и сжимающая сила NI-I, т.е.
Ì I − I = E Z ⋅ cos 5 o ⋅ 290 = 14,3 ⋅ 0,996 ⋅ 290 = 4130,4 кНсм
N I −I =
Ex
367,0
+ PД ⋅ соs 29 o =
+ 28,14 ⋅ 0,87 = 393,0 кН
o
cos 5
0,996
Материал толкающих брусьев и откосников–сталь 15хСНД с пределом
текучести σТ=340 МПа. Поперечное сечение бруса сохраняется такое же как у
базовой машины, т.е. коробчатое (рис. 5в) и имеет характеристики:
F=80,0 см2 и W=534,6 см2. Коэффициент запаса принимаем п=1,4. Суммарное
напряжение в сечении бруса I-I будет равно:
M
N
σ max = I − I + I − I < [σ ]
W
F
[σ ] = σ Т
к
=
340
= 242,8 МПа
1,4
4130,4 393,0
+
= 126,4 МПа,
534,6
80
что значительно меньше [σ]=242,8 МПа, следовательно, имеющиеся толкающие брусья обладают значительным запасом прочности.
σ max =
Пример 3. Разработать конструкцию канатно-блочной системы принудительного заглубления отвала бульдозера ДЗ-17.
Исходные данные:
1. Базовая машина –бульдозер ДЗ-17 на гусеничном тракторе Т-100 м;
2. Мощность силового оборудования–108 л.с.или 98 кВт;
3. Тип отвала–поворотный;
4. Длина отвала по режущему ножу–3970 мм;
5. Высота отвала–1050 мм;
6. Высота подъема отвала–1100 мм;
7. Максимальное опускание отвала – 1000 мм;
8. Система управления отвалом–канатно-блочная.
Для разработки конструкции канатно-блочной системы принудительного
заглубления отвала произведем определение действующих усилий при работе
машины и необходимые вычисления применительно к кинематической схеме и
конструкции данной системы механизма подъема и опускания отвала.
61
а) Расчет и обоснование основных параметров машины и ее рабочего
оборудования.
В связи с разработкой новой конструкции вполне естественно в целом
произойдет увеличение массы навесного оборудования с системой управления,
т.е.
Go = (0,18...0,23)GТ = 0,2 ⋅1190 = 2380 кГc
Сцепная масса всей машины будет Gcц=(GТ+Gо)ψ
где GТ– масса базового трактора, GТ=11900 кг;
Go– масса отвала вместе с системой канатно-блочного управления;
ψ– коэффициент использования массы машины по сцеплению (для гусеничных тракторов 1,0…0,9), ϕ=0,98.
Тогда Gсц (11900 + 2380) ⋅ 0,98 = 14000 кг = 14,0 т
Номинальное тяговое усилие определяется по условиям сцепления ходового оборудования машины с поверхностью перемещения ее и проверяется по
мощности силовой установки.
По условию сцепления значения номинальной силы тяги определяется по
формуле 1 [2]:
Т н = 1000 ⋅ Gсц ⋅ ϕ cц = 1000 ⋅14,0 ⋅ 0,9 = 12600 кГс
По мощности силовой установки сила тяги определяется по формуле:
Тн =
N e ⋅ 75 ⋅ η
,
Vp
где Ne– мощность силового оборудования (двигателя) по технической характеристике машины, л.с.;
η – коэффициент полезного действия силовой передачи машины, принимаемый 0,75…0,90;
Vp– скорость передвижения машины при выполнении работ, м/с.
Тогда Т н =
108 ⋅ 75 ⋅ 0,9
= 11215 кГс
0,65
Для дальнейших расчетов принимаем наибольшее значение силы тяги,
т.е. по условию сцепления Тн=12600 кГс.
Параметры рабочего оборудования (отвала с толкающей рамой) не рассчитываются, так как оно принимается неизменным.
Предположим, что расстояние до центра тяжести бульдозера от оси ведущей звездочки гусеницы d=1,5 м (см. рис. 6). Из данной расчетной схемы
также определяется расстояние до линии действия горизонтальной составляющей усилия резания Rx от опорной поверхности.
h=0,18Но=0,18⋅1,05=0,189 м≅0,2 м
Тогда координата центра давления машины на грунт в общем случае работы определяется,
x = (Cсц ⋅ d + Rz ⋅ d1 − Rx ⋅ h /(Cсц + Rz ) ,
где Rx– горизонтальная реакция грунта ориентировочно определяемая,
как Rx=0,7Тн=8820 кГс, а вертикальная составляющая Rz ≅ Rx⋅tg17o ≅8820⋅0,3≅
62
≅ 2650 кГс, тогда x =
14000 ⋅1,5 + 2650 ⋅ 4,3 − 8820 ⋅ 0,2
= 1,87 м как видно из расчета
14000 + 2650
центр давления лежит на расстоянии от середины опорной поверхности меньше, чем 1/6 длины ее [4], что допустимо.
Рис. 6. Расчетная схема бульдозера с принудительным заглублением отвала
б) Тяговый расчет машины-бульдозера с поворотным отвалом.
Тяговый расчет выполняем в связи с увеличением массы машины за счет
разработки конструкции канатно-блочной системы принудительного заглубления отвала.
– сопротивление грунта резанию для универсального бульдозера
W1 = K p ⋅ в ⋅ h ⋅ sin α
где Кр– коэффициент сопротивления грунта резанию и деформации, зависящий от категории грунта и его состояния, принимаемый по таблице 4,
Кр=6000 кг/м2;
63
в– длина отвала по режущим ножам, в=3970 мм;
h – глубина резания грунта 178 мм;
α– угол установки отвала в плане принимаемый по технической характеристике, α=63о.
Тогда W1=6000⋅3,97⋅0,178⋅sin63o=4049,4⋅0,981=3608 кГс;
– сопротивление перемещению призмы волочения грунта перед косоустановленным отвалом (см. пример 1):
W2 = 1,86 ⋅ 1700 ⋅ 0,88 = 2785 кГс
Объем грунта в призме волочения
o
2
Vпр =
в ⋅ sin 63 ⋅ H o 3,97 ⋅ 0,891 ⋅1,1
=
= 1,86 3
м
2tgϕ ⋅ K p
2 ⋅ 0,839 ⋅1,25
– определяем сопротивление перемещению грунта вверх по отвалу (см.
пример 1)
W3 = 1,86 ⋅ 1700 ⋅ 0,413 ⋅ 0,4 = 522 с кГс
– Сопротивление от перемещения грунта вдоль по отвалу (в сторону):
W4 = Wпр ⋅ γ г ⋅ f г ⋅ f c ⋅ sin δ ⋅ sin α = 1,86 ⋅1700 ⋅ 0,7 ⋅ 0,4 ⋅ 0,785 ⋅ 0,891 = 618,8 кГс
– сопротивление перемещению самого бульдозера
W5 = (11900 + 2380) ⋅ 0,11 = 1570,8 кГс
– суммарное значение всех действующих сопротивлений будет
∑W = W1 + W2 + W3 + W4 + W5 = 3608 + 2785 + 522 + 618,8 + 1570,8 = 9104,6 кГс
Потребная мощность силового оборудования для производства земляных
работ в заданных условиях:
Nг =
∑W ⋅ V
270 ⋅η
г
=
9104,6 ⋅ 2,36
= 99,1 л.с.
270 ⋅ 0,8
– коэффициент использования машины по мощности силового оборудования
99,5
= 0,92 или 92 %.
108
Как видно из выполненного тягового расчета бульдозера ДЗ-17 при данной мощности силового оборудования базового трактора, он используется по
мощности на 92 % и выполняет земляные работы в заданных грунтовых условиях.
в) силовой расчет машины и кинематический расчет канатноблочной системы принудительного заглубления отвала.
Определение действующих усилий на машину ведем для трех расчетных
случаев.
1ый случай. В период заглубления отвала в процессе движения базовый
трактор
вывешивается
на
отвале
(реакция
В=0),
тогда
nN =
R z = GТ
d
1,5
= 11900 ⋅
= 3773,8 кГс. Суммарную жесткость препятствия и навесноd1
4,73
64
го оборудования (С) определим по данным таблицы 10 справочника [4], считая
жесткость оборудования С2=15000 кГс/см, препятствия
С1=850 кГс/см
C ⋅C
850 ⋅ 15000
= 800 кГс/см
C= 1 2 =
C1 + C 2 850 + 15000
Рабочая скорость движения принимается по технической характеристике
базового трактора Т-100М, Vp=2,36 км/ч≅0,65 м/с
Rx = (Gсц − Rz ) ⋅ ϕ + V p
Gсц
981
= 8181 + 6942 = 15123 кГс
⋅ c = (14000 − 3773,8) ⋅ 0,8 + 65
14000
⋅ 800 =
981
2ой случай .В период выглубления отвала в процессе движения базовый
трактор вывешивается на отвале (реакция А=0), при этом
Rz = −GТ ⋅
Rx = Т Н + V p
3,0 − d
1,5
= 11900 ⋅
= 7437,5 кГс
2,4
lc
Gсц
981
⋅ с = 12600 + 6942 = 19542 кГс.
3ий случай. На той же рабочей скорости Vp=2,36 км/ч≅65 см/с бульдозер
внезапно уперся незагруженным отвалом в жесткое препятствие, гусеницы забуксовали. Препятствие–кирпичный фундамент, коэффициент жесткости которого (таблица 10 [4]) С1=18150 кГс/см, тогда суммарная жесткость будет
18150 ⋅ 15000
C=
= 8250 кГс/см
18150 + 15000
Rx + Т н + V p
Gсц
981
⋅ с = 12600 + 65 ⋅
14000
⋅ 8250 = 12600 + 22295 = 34895 кГс
981
Два первых случая можно отнести к действию постоянных и случайных
нагрузок, третий – к действию аварийных.
Механизм принудительного заглубления отвала (подъема–опускания отвала (рис. 6).
Наибольшее усилие на штанге данного механизма в каждом случае определяется по соотношению плеч действия сил Rz и S относительно точки О.
Определяем потребное усилие для случая принудительного заглубления
отвала (случай нагружения I).
Пренебрегая в первом приближении внецентренностью действия силы S и
незначительным наклоном линии действия ее к вертикали, получим
4,4
S=
⋅ R z ≈ 1,16 R z = 1,16 ⋅ 3773,8 = 4377,6 кГс
3,8
Для наилучшей реализации этого усилия запроектируем четырехкратный
полиспаст. Усилие на одной ветви каната которого будет
4377,6
S1 =
≈ 1095 кГс
4
65
Для
процесса
выглубления отвала (случай нагружения II)
8627,5
S = 1,16 ⋅ 7437,5 = 8627,5 , а S1 =
= 2156,8 кГс.
4
По данным справочника [4], запас прочности каната (троса) для дорожностроительных машин рекомендуется обычно ≥7.
В однобарабанной лебедке привода рабочего оборудования базовой машины ДЗ-7А(Д-269Б) применяется стальной канат диаметром 13,5 мм с разрывным усилием Sращр.=9795 кГс, а наибольшее тяговое усилие (Smax) развиваемое данной лебедкой равно 2300 кГс, тогда существующий коэффициент запаса
прочности будет
S разр
S max
=
9795
= 4,25 .
2300
Для работы лебедки проектируемой системы принудительного заглубления аварийным следует считать случай нагружения II, тогда применяемый канат (трос) должен быть с разрывным усилием равным S разр = 2156 ⋅ 4,25 = 9166,5
кГс.
Следовательно, в системе принудительного заглубления отвала вполне
можно оставить тот же канат диаметром d=13,5 мм марки 13,5-180-1
ГОСТ 2688-55 с разрывным усилием Sразр=9795 кГс, тогда запасы прочности (по
соотношению Sраз/Smax) будут равны для первого случая ≈9, для аварийного
второго случая ≈4,5.
В данном случае следует учесть также возможность пробуксировки
фрикционной муфты лебедки до возникновения усилия аварийной величины.
Принимая окружную скорость на барабане (как на лебедке ДЗ-7А) V=1,75
м/с получим скорость опускания (заглубления)– подъема (выглубления) в созданной системе
Vн =
1,75
≈ 0,44 м/с, что вполне допустимо.
4
Конструкцию штанги механизма принудительного заглубления отвала
принимаем коробчатого сечения из двух швеллеров №10, усиленных стальными полосками толщиной 6 мм.
Определим приближенно момент сопротивления данного сечения относительно каждой из осей, проходящих через центр тяжести его. Так как суммарная толщина каждой стенки приблизительно равна 1см=10 мм, момент сопротивления будет W□=4/3⋅102⋅1,0≅130 см3
Площадь данного сечения
F□=4⋅10⋅1=40 см2
Наибольший изгибающий момент будет
М□=SII⋅15=8627,5⋅15≅1229400 кГс см
Суммарное напряжение
M S II 129400 8627,5
G∑ =
+
=
+
≈ 1210 кГс/см2
W
F
130
40
66
Данное напряжение вполне допустимо для материала штанги, т.е. для
стали Ст.3.
Для установления возможности работы в грунтах III категории и определения значения максимальной глубины резания (h), используя результаты расчета действующих сопротивлений, определим максимально возможное сопротивление грунта резанию W1, как
W1 = Tн. max − (W2 + W3 + W4 + W5 ) = 11215 − (2785 + 522 + 618,8 + 1570,8) =
= 5718,4 кГс
В данном случае величина максимальной силы тяги принята по мощности
установки, т.е. Тн.max=11215 кГс
При отвале установленном под углом 90о к продольной оси машины
(максимальный объем грунта в призме волочения), глубина резания грунта III
категории при принудительном заглублении не должна быть больше следующего значения
h=
W1
5718,4
=
= 11 см
в ⋅ К р 397 ⋅1,3
Таким образом, работа бульдозера с принудительной системой заглубления отвала возможна в грунтах III категории на глубину в среднем до
11 см.
На основании выполненного расчета выполняется графическая часть проекта.
Пример 4. Разработать конструкцию двухзубого рыхлителя к бульдозеру ДЗ-54 С.
Исходные данные:
1. Базовая машина-бульдозер ДЗ-54С на гусеничном тракторе
Т-100МГП;
2. Мощность силового оборудования– 98 кВт;
3. Количество рыхлительных зубьев– 2;
4. Расстояние между зубьями по осям – 850 мм;
5. Тип грунта – III-IV категории;
6. Глубина рыхления – 450, 0 мм;
7. Система управления рыхлительным оборудованием–гидравлическая.
Разработка дополнительного рыхлительного оборудования к бульдозеру
ДЗ-54С требует глубокого изучения тактико-технических данных и параметров
этой машины и детального обоснования возможности оснащения ее рыхлительным органом.
Подробно изучив конструкцию рыхлителей отечественного производства
(первый раздел пояснительной записки) принимаем решение разместить
2хзубое рыхлительное рабочее оборудование сзади базового трактора
Т-100МГП, осуществив трехточечную подвеску его.
На рис. 7а представлена принципиальная схема размещения рабочего
оборудования (бульдозера и рыхлителя) на базовом тракторе.
67
а) Расчет и обоснование параметров машины и ее рыхлительного оборудования.
Массу рыхлительного оборудования Gр принимаем как разницу между
общей массой всего навесного оборудования и массой бульдозерного оборудования, т.е. Go–Gб.
Для нашего случая, когда на базовый трактор навешивается два вида рабочего оборудования, общая масса его ориентировочно может быть определена
по формуле 5[2].
Go=(0,35….0,45)GТ
где GТ– масса базового трактора Т-100МГП, которая принимается по его
технической характеристике, GТ=11100 кг
Go=0,35⋅11100=3885 кг
Gб– масса бульдозерного рабочего оборудования по технической характеристике ДЗ-54, Gб=1780 кг, т.е.
Gp=3885-1780=2105 (кг)
Учитывая, что рыхлитель будет иметь всего два зуба, его массу можно
уменьшить на 1/3 и принять, как Gр=1405 кг.
Номинальное тяговое усилие новой машины (бульдозера-рыхлителя) определяем по условию сцепления из выражения 1[2]:
Тн=1000⋅14,285⋅0,85⋅10≈121,4 кН
По мощности двигателя базового трактора тяговое усилие определяем по
формуле 2[2]:
Тн =
98 ⋅ 0,85
= 136,5 кН
0,65 ⋅ (1 − 0,07)
В дальнейших расчетах принимается тяговое усилие по мощности силового оборудования, т.е. Тн=136,5 кН.
Согласно данным таблицы 2[4] и рис.8 принимаем следующие значения
параметров 2х зубого рыхлительного оборудования:
– глубина рыхления hmax=450 мм;
– угол рыхления γ=40о;
– расстояние несущей рамы над опорной поверхностью грунта,
К=300 мм;
– расстояние от оси ведущей звездочки до центра тяжести рыхлителя,
d2=lp=1250 мм;
– угол въезда ψ=25о;
– ширина (толщина) зуба, в=80 мм.
68
Рис. 7. Расчетные схемы рыхлительного оборудования к бульдозеру ДЗ-54С:
а) принципиальная схема размещения рыхлительного и бульдозерного рабочего
оборудования; б) расчетное положение при рыхлении грунта; в) расчетное
положение при заглублении зубьев в грунт; г) расчетная схема рыхлительного
зуба.
69
Высота зуба определяется по формуле (рис. 8): На=а+К+hmax
Здесь а – конструктивный размер, который принимаем а=0,4 м, тогда
Нз=0,4+0,3+0,45=1,15 (м)
Профиль зуба принимаем – прямой, шаг зубьев (расстояние между зубьями по осям) задан и равняется 850 мм; расположение зубьев – симметричное.
Положение центра тяжести машины (рис. 7а) определяется из условия,
что сила тяжести трактора GТ приложена по середине опорной длины Lоп. Смещение центра тяжести Х1 определяется из выражения:
X1 =
Lon
L
) − Gб (lб + on
2
2 или
GТ + Gб + G p
G p (l p +
2,32 ⎞
2,32
⎛
1,405 ⋅10⎜1,25 +
) ⋅10
⎟ − 1,78(1,37 +
33,86 − 45,03
2 ⎠
2
⎝
=
= −0,08 м
(11,1 + 1,78 + 1,405) ⋅10
142,85
Таким образом, полученное значение Х1=-0,08 м находится в пределах
2,32
допускаемого значения, т.к. 1/6 Lon=
= 0,39 > 0,08 .
6
Следовательно, устойчивость новой машины (бульдозера-рыхлителя) в
транспортном положении обеспечена.
б) Тяговый расчет бульдозера-рыхлителя.
Тяговый расчет новой машины выполняем при работе ее рыхлительным
рабочим оборудованием, т.е. при рыхлении грунтов III-IV категории.
–
определяем
сопротивление
грунта
резанию
(рыхлению):
W1 = k p ⋅ в ⋅ h ⋅ ϕ ⋅ 10 (н)
где кр– удельное сопротивление грунта рыхлению (таблица 4), кр=13000
2
кг/м ;
в – ширина захвата, определяемая как расстояние между внешними
боковыми поверхностями крайних рыхлительных зубьев, в=0,85+0,08=0,93 м;
h– глубина рыхления, принимаемая по максимальному (заданному)
значению, т.е. h=0,45 м;
ϕ –коэффициент неполноты рыхления, принимаемый (ϕ=0,75…0,8),
ϕ=0,78.
W1=13000⋅0,93⋅0,45⋅0,78⋅10=41600 Н=41,6 кН
– Определяем сопротивление волочению массы грунта и корней перед
рыхлительным рабочим органом: W2=GГ⋅fГ,
где GГ – масса грунта и корней перемещаемых в призме волочения перед
рыхлителем,
принимаемый
при
полном
выглублении
зубьев,
т.е.ориентировочно в зависимости от ширины захвата и высотой зубьев, GГ≈720
кГ;
fГ –коэффициент трения массы призмы волочения о грунт, fГ=0,4…0,6;
fГ=0,5;
Тогда W2=720⋅0,5⋅10=3600 Н=3,6 кН.
70
Рис. 8. Расчетная схема к определению параметров рыхлителя и положения
центра тяжести
– Определяем сопротивление перемещению бульдозера-рыхлителя, как
W3 = (GТ + Gб + G Г ) ⋅ f ,
где f– коэффициент сопротивления перемещению машины (для гусеничного
движителя
принимаемый
0,08…0,15),
f=0,11,
тогда
W3=14285⋅0,11⋅10=15710 Н=15,71 кН.
– Определяем суммарное значение всех действующих сопротивлений:
∑W = W1 + W2 + W3 = 41,6 + 3,6 + 15,71 = 60,9 кН.
– Определяем потребную мощность силового оборудования базового
трактора, как N Г = ∑
где
W ⋅V
η
,
∑ W – суммарное значение всех действующих сопротивлений, кН;
V – рабочая скорость машины, м/с;
η– коэффициент полезного действия силовой передачи машины,
η=0,8 или N Г =
60,9 ⋅ 0,65
= 49,5 кВт
0,8
Коэффициент использования машины по мощности силового оборудоваN
49,5
ния n N = n =
= 0,51 или 51 %.
98
Ne
71
Как видно из выполненного тягового расчета бульдозера-рыхлителя ДЗ54С, базовый трактор Т-100МГП используется по мощности силового оборудования на 51 %, что является вполне допустимым.
в) Силовые и прочностные расчеты машины и ее рыхлительного рабочего оборудования.
На бульдозер-рыхлитель в процессе работы его рыхлительным оборудованием действует сила Р, которая раскладывается на горизонтальную Рх и вертикальную Рz (см.рис. 7б).
Сила Рх имеет максимальное значение и определяется тяговыми возможностями машины с учетом динамического характера приложения нагрузки из
выражения: Px = Т н ⋅ К Т ⋅ К d ,
где КТ– коэффициент использования тягового усилия, КТ=0,8 [4];
Кd– коэффициент динамичности, который принимается в пределах
2,5…3,0 [4], Кd=2,5.
При принятых значениях данных коэффициентов
Px = 136,5 ⋅ 0,8 ⋅ 2,5 = 273,0 кН
Вертикальная составляющая реакции грунта Рz может быть определена
по формуле: Pz = Px′ ⋅ tgν ⋅ k dв ,
где ν – угол наклона силы Р к поверхности рыхления принимают равным
о
20 [3], т.е. tg20о=0,36;
Px′ – горизонтальная составляющая реакции грунта без учета коэффициента динамичности, Px′ = TН ⋅ К Т = 136,5 ⋅ 0,8 = 109,2 кН
Кdв– коэффициент динамичности в вертикальном направлении, принимаемый в пределах 1,4…1,8, Кdв=1,5
Следовательно, Pz = 109,2 ⋅ 0,36 ⋅ 1,4 = 55,04 кН
В точке С возникает внутренняя сила Сс с ее составляющими Схс и Сzc,
значения которых определяются из условия равновесия системы зубья-рама, из
уравнений ∑ X = 0 и ∑ Z = 0
C xc = Px = 273,0 кН, C zc = PZ = 55,04 кН
В данной конструкции 2х зубого рыхлителя необходимо выполнить расчет зуба на прочность и подобрать гидроцилиндры для привода рыхлительного
рабочего оборудования.
Расчетное положение для зуба соответствует рыхлению грунтов IV или
мерзлых II,III категорий на максимальную глубину, внезапному наезду на камень одним зубом (гидроцилиндры заперты).
Для выбора гидроцилиндров необходимо найти максимальное значение
усилия S на штоке поршня. Для этого рассмотрим второе расчетное положение,
которое соответствует началу заглубления зубьев в грунт, когда усилие S настолько велико, что возможно вывешивание машины относительно точки В
(рис. 7в). Используя данную расчетную схему, составляем уравнение равновесия:
72
∑М
откуда S =
Pz max ⋅ d 2′′ − G p ⋅ l ′p′
откуда Pz max
r
GТ ⋅ lo
=
Lon + d 2′′ + m
∑М
о
и
о
=0 и
∑М
в
=0
= S ⋅ r − Pz max ⋅ d 2′′ + G p ⋅ l ′p′ = 0
∑M
в
= GТ′ ⋅ lo − Pz max ( Lon + d 2′′ + m) = 0
равной
(бульдозера-рыхлителя)
GM
G М = GТ + Gб + G р = 111,0 + 14,05 + 17,8 = 142,85 кН
Все размеры в последующих расчетах приняты согласно расчетных схем
(рис. 7) и эскизного проект рыхлителя (лист 2 графическая часть):
при
lo =
массе
машины
Lon
2,32
− x1 =
− 0,08 = 1,08 м, d 2′′ = 0,92 м, l ′p′ = 0,75 м, r = 0,7 м и m = 0,75 м.
2
2
При полученных значениях
142,85 ⋅ 1,08
Pz max =
= 38,7 кН
2,32 + 0,92 + 0,75
38,7 ⋅ 0,92 − 14,05 ⋅ 0,75
S=
= 35,85 кН
0,7
Расчет зуб на прочность предусматривает установление его размеров в
поперечном сечении. Расчетная схема зуба приведена на рис.7г. В сечении I-I в
плоскости ХОZ действует изгибающий момент, равный
M I − I = Px ⋅ 0,925 + Pz ⋅ 0,3 = 273,0 ⋅ 0,925 + 55,04 ⋅ 0,3 = 26903700 Нсм
На основании указаний параграфа 1.3.4 первого раздела настоящих методических указаний определяем нормальное напряжение от изгиба при принятой
характеристике сечения (рис. 7г): в=80 мм, Н=200 мм, d=100 мм
Wy =
в⋅Н 2
d2
10 2
8 ⋅ 20 2
3
(1 − 2 ) = 400 см
(1 − 2 ) =
H
20
6
6
σ I −I =
26903700
= 672,6 МПа
400
Рыхлительный зуб изготовляется из высокопрочной стали 15хСНД с пределом прочности σв=520 МПа и пределом текучести σТ=350 МПа.
Допускаемое напряжение для такого материала будет:
[σ ] = 350 = 250 МПа
1,4
Следовательно, размеры приняты заниженные, сечение слабое. Следует
принять другие размеры сечения зуба, а именно: в=120 мм, Н=270 мм, d=100
мм, тогда W y = 1254 см3 и σ I − I = 214,5 МПа, что удовлетворяет прочности материала зуба.
В сечении II-II принимаем размеры в=80 мм, Н=110 мм, угол α между горизонтальной плоскостью и осью наконечника зуба равен 22о (при υ=40о),
Wy=161,3 cм3, F=88 cм2.
73
В этом сечении действует изгибающий момент в плоскости ХОZ равный
M II − II = Px ⋅ l + Pz ⋅ l1 = 273,0 ⋅ 20 ⋅ sin 22 o + 55,04 ⋅ 20 ⋅ cos 22 o = 273,0 ⋅ 20 ⋅ 0,375 +
+ 55,04 ⋅ 20 ⋅ 0,375 + 55,04 ⋅ 20 ⋅ 0,927 = 3067900 Нсм
И сжимающая сила NII-II, равная
N II − II = Px ⋅ cos 22 o − Pz ⋅ sin 22 o = 273,0 ⋅ 0,927 − 55,04 ⋅ 0,375 =
= 273,6 кН = 273600 Н
Общее напряжение в сечении II-II составит:
3067900 273600
σ=
+
= 190,2 + 31,1 = 221,3 МПа
161,3
88
что значительно меньше допустимого напряжение [σ]=250 МПа
Выбор гидравлического цилиндра производим по расчетному значению S
(максимальное усилие на штоке поршня одного гидроцилиндра). Так как исполнительных гидроцилиндров в нашем рыхлительном оборудовании два, то
S 35,85
= 17,925 кН
данное усилие будет S1 = =
2
2
В соответствии с принятой конструкцией рыхлителя ход поршня ln≈650
мм (см.лист 2 графическая часть).
На основании этих данных выбираем гидроцилиндр по нормам ВНИИстройдормаша диаметром 70 мм и ходом поршня ln=700 мм.
Пример 5. Разработать конструкцию навесного рыхлителя плотных
и мерзлых грунтов к бульдозеру ДЗ-34С.
Исходные данные
1.Базовая машина-бульдозер ДЗ-34С на гусеничном тракторе
ДЭТ-250;
2. Мощность силового оборудования-243 кВт;
3. Количество рыхлительных зубьев– 3 шт;
4. Расстояние между зубьями по осям–820 мм;
5. Тип грунта– IV категории, мерзлые;
6. Глубина рыхления– 900 мм;
7. Система управления рыхлительным оборудованием–гидравлическая.
Вместе с данными исходными показателями глубоко изучаем (знакомимся) тактико-технические параметры базовой машины и ее возможности.
Ознакомившись с конструкцией рыхлителей отечественного производства, выбираем подвеску основной рамы проектируемого рыхлителя трехшарнирную (трехточечную) ввиду ее простоты конструкции и надежности. Раму
конструируем для установки на ней трех зубьев.
Для монтажа каждого зуба под требуемым углом к плоскости рамы в зависимости от глубины рыхления предусматриваем перестановку фиксирующего пальца в монтажных отверстиях. Рама изготовляется из листовой стали толщиной 20 мм. Она имеет проушины для соединения с трактором, гидроцилиндрами управления и для крепления зубьев. Для обеспечения жесткости конструкции рамы между проушинами приваривают трубы диаметром 300 мм. К ра-
74
ме трактора прикрепляем два кронштейна, к которым шарнирно прикрепляют
корпуса гидроцилиндров.
а) Расчет и обоснование параметров машины и ее рыхлительного
оборудования.
Массу рыхлительного рабочего оборудования Gр определяем по предыдущему примеру (пример 4) как G p = Go − Gб
Go = (0,35...0,45)GТ = 0,35 ⋅ 27400 = 9590 кг
тогда G p = 9590 − 3980 = 5610 кг
Номинальное тяговое усилие новой машины (бульдозера-рыхлителя) определяем по условию сцепления из выражения 1 [2]:
Т н = 36990 ⋅ 0,85 ⋅10 = 314,4 кН
По мощности двигателя базового трактора тяговое усилие определяем по
формуле 2[2]:
Тн =
243 ⋅ 0,85
= 268,3 кН
0,83(1 − 0,07)
В дальнейших расчетах принимаем тяговое усилие по мощности силового
оборудования, т.е.Тн=268,3 кН.
Высота зуба по предыдущему примеру будет Нз=0,42+0,63+0,9=1,95 м.
Положение центра тяжести машины (рис.9) определяем из условия, что
сила тяжести трактора GТ приложена по середине опорной длины L. Смещение
центра тяжести Х1 определяем также по предыдущему примеру:
4,42 ⎞
4,42 ⎞
⎛
⎛
5,61 ⋅ 10⎜ 2,0 +
⎟ − 3,98 ⋅ 10⎜1,53 +
⎟
2 ⎠
2 ⎠
⎝
⎝
X1 =
= 0,24 м
(31,38 + 3,98 + 5,61) ⋅ 10
Таким образом, полученное значение Х1=0,24 м находится в пределах до4,42
пускаемой величины, т.к. 1 / 6 L =
= 0,74 > 0,24 .
6
Следовательно, устойчивость новой машины (бульдозера-рыхлителя) в
транспортном положении обеспечена.
б) Тяговый расчет бульдозера-рыхлителя
Тяговый расчет новой машины выполняем при работе ее рыхлительным
рабочим оборудованием на рыхлении грунтов IV категории и мерзлых.
– определяем сопротивление грунта рыхлению: W1 = k p ⋅ в ⋅ h ⋅ ϕ ⋅ 10
где кр– удельное сопротивление грунта рыхлению, принимаем для грунтов IV категории и мерзлых, кр=16000 кг/м2;
в – ширина захвата (ширина рыхления), в=0,82⋅2+0,09=1,73 м;
h – глубину рыхления принимаем в половину от заданной величины,
так как рыхление заданных грунтов будет производится на двух глубинах, т.е.
h=0,45 м;
ϕ– коэффициент неполноты рыхления, ϕ =0,78.
W1 = 16000 ⋅ 1,73 ⋅ 0,45 ⋅ 0,78 ⋅ 10 = 97,1 кН
75
– Определяем сопротивление волочения массы грунта и корневых систем
перед рыхлительным рабочим органом, приняв ее в зависимости от ширины захвата и выглубленных зубьев, т.е. Gг≅2250 кГ.
Тогда W2=2250⋅0,5⋅10=11,25 кН
– Определяем сопротивление перемещению бульдозера-рыхлителя (см.
предыдущий пример):
W3 = (31,38 + 3,98 + 5,61) ⋅ 0,11 ⋅ 10 = 45,0 кН.
– Определяем суммарное значение всех действующих сопротивлений:
∑W = 97,1 + 11,25 + 45,0 = 153,35 кН
– Определяем потребную мощность силового оборудования машины
Nn =
153,35 ⋅ 0,83
= 159,1 кВт
0,8
Коэффициент использования машины по мощности силового оборудова159,1
= 0,65 или 65 %.
ния n N =
243
Как видно из выполненного тягового расчета силовое оборудование машины используется по мощности на 65 %, что является вполне допустимым.
а)
б)
Рис.9. Расчетные схемы рыхлительного рабочего оборудования:
а) схема заглубления рыхлительных зубьев; б) схема выглубления рыхлительных зубьев.
76
в) Силовые и прочностные расчеты машины и ее рыхлительного рабочего оборудования.
В процессе работы машины, т.е. при рыхлении грунтов и вычесывании
корневых систем на зуб рыхлительного оборудования действуют следующие
нагрузки:
– горизонтальная составляющая сопротивления грунта Rx(Рис. 9а)
Rx = Т н ⋅ kТ ⋅ k d = 268,3 ⋅ 0,8 ⋅ 2,5 = 536,6 кН
где кТ– коэффициент использования тягового усилия [4], кТ=0,8;
кd – коэффициент динамичности [4], кd=2,5.
– вертикальную составляющую Rz, действующую вверх или вниз (заглубление или выглубление), определяем с учетом коэффициента динамичности
кd=1,5; перед этим определяем боковую составляющую из выражения
R y = 0,4Т н ⋅ кТ = 0,4 ⋅ 268,3 ⋅ 0,8 = 85,85 кН или с учетом коэффициента кd=1,2
R y = 85,85 ⋅ 1,2 = 103,0 кН
Усилие заглубления Rz (Рис. 9а)определяем из условия вывешивания задней части трактора на зубе рыхлителя: GТ=313,8 кН – масса трактора; Gб=39,8
кН – масса бульдозерного оборудования; Gр=56,1 кН – масса рыхлительного
оборудования.
∑ M A = 0 , по этому соотношению и в соответствии с приведенной расчетной схемой:
Rz =
GТ ⋅ l1 − Gб ⋅ l2 + G p (L + l3 )
L + l4
=
313,8 ⋅ 2,04 − 1,53 + 56,1(4,42 + 2,0)
= 143 кН
4,42 + 2,15
С
учетом
вышеприведенного
коэффициента
динамичности
Rz=143⋅1,5=214,5 кН
Теперь определим усилие выглубления рыхлителя (Рис. 9б), R ′z
По уравнению ∑ Ì Â = 0 находим
Rz′ =
Gб (l 2 + L − l7 ) + GТ (l6 − l7 ) − G p (l7 + l3 )
l7 + l5
+ 313,8(2,38 − 0,67) − 56,1(0,67 + 2,0)
=
=
39,8(1,53 + 4,42 − 0,67) +
0,67 + 2,17
39,8 ⋅ 5,28 + 313,8 ⋅1,71 − 56,1⋅ 2,67
=
2,84
= 210,2 кН
С учетом коэффициента динамичности Rz′ = 210,2 ⋅1,5 = 315,3 кН.
Далее определим опорные реакции в шарнирах крепления зуба
(Рис. 10). Принимаем, что нагрузки приложены на конце зуба. На центральный
(средний) зуб при максимальной глубине рыхления действуют максимальные
величины Rx, Ry и половина от максимального значения R z′ . Сила 0,5 R z′ воспринимается опорой В, что обеспечено посадкой пальца в отверстии.
В плоскости ХОZ ∑ М В = 0 ,
тогда Аx =
R x ⋅ L + 0,5 R z′ ⋅ l 4 536,6 ⋅1,92 + 0,5 ⋅ 315,3 ⋅ 0,78
=
= 1153,0 кН
l1
0,72
77
Так как
Вx =
∑M A = 0
0,5 Rz′ (l 4 − l3 ) + Rx ⋅ l 2 + 0,5 R z′ l3 0,5 ⋅ 315,3(0,78 − 0,69) + 536,6 ⋅1,1 +
=
l1
0,72
+ 0,5 ⋅ 315,3 ⋅ 0,69
= 990,7 кН
В плоскости УОZ
∑Ì
Â
= 0 , тогда Ау =
Ry ⋅ L
l1
= 274,7 кН,
∑ Y = 0 , отсюда
В у = Ау − R у = 274,7 − 103 = 171,7 кН.
– Расчет зуба
На центральный зуб при максимальной глубине рыхления (900 мм) действуют максимальные значения реакций Rx, Rу(рис. 10), а половина от максимального значения R ′z учитывается неполностью в связи с тем, что при значении вертикальных нагрузок действующих на зуб, близких к максимальным,
значительно уменьшаются тяговосцепные качества базового трактора.
Геометрическая характеристика сечения I-I
9 ⋅ 40 2
10 2
Wy =
(1 − 2 ) ≅ 2370 см3
6
40
2
30 ⋅ 9
Wx =
≅ 405 см3
6
Изгибающий момент в сечении по плоскости ZOX равен
M 1 = R x ⋅ l 2 + 0,5 R z′ ⋅ l3 = 536600 ⋅ 153 + 0,5 ⋅ 315300 ⋅ 69 = 92977650 Нсм
M
92977650
σ1 = 1 =
= 39231 Н/см2=392,3 МПа
2370
Wy
Изгибающий момент в плоскости УОZ
М 2 = R y ⋅ l 2 = 103000 ⋅153 = 15759000 Нсм
σ2 =
M 2 15759000
2
=
= 38911,1 Н/см =389,1МПа
405
Wx
σ
= σ 1 + σ 2 = 392,3 + 389,1 = 781,4 МПа
∑
Зуб изготовляется из марганцовомолибденовой стали с пределом прочности порядка 1400….1800 МПа, что значительно выше полученного суммарного
напряжения 781,4 МПа.
Рассмотрим сечение II-II (рис. 10). Определим моменты сопротивления:
9 ⋅ 19 2
Wy =
= 540 см3
6
78
Рис. 10. Расчетная схема зуба рыхлительного оборудования
79
19 ⋅ 9 2
Wx =
= 257 см3
6
Площадь данного поперечного сечения
F = 9 ⋅ 19 = 171 см2
Изгибающий момент в плоскости ХОZ
М II1 = Rx ⋅ l5 ⋅ sin 25o + 0,5Rz′ ⋅ l5 ⋅ cos 25o = 536600 ⋅ 41⋅ 0,4226 + 0,5 ⋅ 315300 ⋅
⋅ 41⋅ 0,9063 = 15155460 Нсм
Изгибающий момент в плоскости УОZ
М II = R y ⋅ l5 = 103000 ⋅ 41 = 4223000 Нсм
Сжимающая нагрузка
S = R x ⋅ cos 25 o − 0,5 R z′ ⋅ sin 25 o = 536600 ⋅ 0,9063 − 0,5 ⋅ 315300 ⋅ 0,4226 =
2
= 552943 Í
Напряжение в сечении II-II определим по формуле:
σ=
М II1
Wy
+
M II 2
Wx
+
S 15155460 4223000 552943
=
+
+
= 47734 Н/см2=477,3МПа
F
540
257
171
Расчет основной рамы
Определим необходимую толщину δ листов стального проката, из которых сварена рама. Проведем расчет опасного сечения II-II проушины (кронштейна рамы) на изгиб от наибольшей силы Рц (Рис. 11). Изгибающий момент в
данном сечении определяем по формуле М = Рц ⋅ 50 = 536600 ⋅ 50 = 26830000 Нсм,
приняв при этом Рц=Рx=536,6 кН.
Представляя это нагружение за случайное, и приняв значение коэффициента запаса, равное 1,4 вычисляем допускаемое напряжение для материала Ст.3:
[σ ] = σ Т
1,4
=
220
= 157,1 МПа
1,4
Необходимый момент сопротивления
26830000
≅ 1707,8 см3
15710
Соответственно момент инерции будет
W ⋅ H 1565,3 ⋅ 46
Jx = x
=
≅ 39280 см4
2
2
Сечение II-II коробчатое с одной толщиной стенок с указанными размерами на рис. 11. Момент инерции такого сечения определяется по формуле:
Wx =
Jx =
δ ⋅H3 ⎛ В
6
⎞
⎜ 3 + 1⎟ , откуда толщина листа стенки будет
⎝ Н ⎠
80
Рис. 11. Расчетная схема кронштейна рамы рыхлительного рабочего
оборудования
81
δ=
Jx ⋅6
39280 ⋅ 6
=
= 1,21 см
16
В
3
3
H (3 + 1) 46 (3 + 1)
Н
46
Для надежности конструкции основной рамы принимаем δ=15 мм.
Проверим сечение I-I на срез τ =
0,5Pу
F
где F – площадь поперечного сечения I-I без учета наваренных шайб,
равная примерно F=54 см2.
0,5 ⋅ 536600
τ=
= 49,7 МПа
54
На смятие σ см =
0,5 Рц
2d ⋅ δ
=
0,5 ⋅ 536600
= 89,4 МПа
2 ⋅10 ⋅1,5
Из условий наибольшего возможного нагружения металла на смятие в
нижнем отверстии крепления зуба определим диаметр этого отверстия dn (диаметр пальца).
Допустимое напряжение принимаем [σ ] =
σТ
1,15
=
220
= 191,3 МПа
1,15
В месте крепления пальца щеки проушины усилены приваренным стальным листом (δ=3 см). Таким образом, суммарная толщина в отверстии будет
δΣ=1,5+3=4,5 см.
Определим диаметр пальца
dn =
Ax
2[σ ]⋅ δ
=
∑
1153,0
= 0,07 м
2 ⋅191,3 ⋅ 4,5
Принимаем dn=8 см с учетом надежности.
Проверим напряжение τ на срез в металле пальца:
Ax
1153
τ=
=
= 11,5 МПа
2 ⋅ 0,785 ⋅ d n2 2 ⋅ 0,785 ⋅ 8 2
Напряжение на изгиб при расстоянии между опорами (парными проушинами), равном конструктивно примерно 10 см может быть определено, как
A ⋅ 10
1153 ⋅ 10
σ= x 3 =
= 112,6 МПа
2 ⋅ 0,1d n 2 ⋅ 0,1 ⋅ 512
Предел текучести металла пальца должен быть не меньше
σ Т ≥ 112,6 ⋅1,15 = 129,5 МПа
Выбираем материал сталь Ст.3 с пределом текучести σТ=220МПа.
– Выбор гидроцилиндров и насоса.
Наибольшее усилие возникает при действии на зуб максимальной составляющей Rx (Рис.9).
Предполагаем, что плечо приложения этого наибольшего усилия будет
при работе в мерзлых грунтах при Нм=0,9 м. При этом большее плечо приложения горизонтального усилия возможно при рыхлении на большую глубину, что
82
возможно в немерзлых грунтах, где величина динамической нагрузки будет несколько меньше.
Так как исполнительных механизмов (гидроцилиндров) два, то
Pц =
Rx 536,6
=
= 268,3 кН
2
2
По справочнику [4] выбираем гидроцилиндры с креплением на проушине
с демпфированием, шифр которого 1-220х1250 (диаметр Д=220 мм, ход=1250
мм, максимальное расчетное усилие на штоке 380 кН). Объем масла, поступающего в цилиндр при заглублении,
πD 2
3,14 ⋅ 22 2
Vö =
⋅ 12,5 =
⋅ 12,5 ≅ 4750 см3
4
4
Ввиду значительного объема масла, подаваемого в один гидроцилиндр,
подбираем гидронасос производительностью Q=410 л/мин (марки УРС-10, аксиально-плунженрный, точно такой же который установлен в гидросистеме базового трактора ДЭТ-250).
Время отпускания рыхлительных зубьев на максимальную глубину с помощью двух гидроцилиндров, при значении объемного коэффициента полезного действия ηо=0,95 будет равно
t=
Vц ⋅ 2
Q ⋅ 9 ⋅η
2
=
4750 ⋅ 2
= 0,03 мин = 1,8 с
410 ⋅ 81⋅ 0,95
Пример 6. Усовершенствовать конструкцию рабочего оборудования
скрепера ДЗ-74.
Исходные данные:
1. Тип скрепера – полуприцепной;
2. Базовый трактор тягач – К-702;
3. Мощность силового оборудования– 200 лс (181,5 кВт);
4. Емкость ковша (геометрическая)– 10 м3;
5. Способ загрузки ковша – силой тяги тягача;
6. Способ разгрузки ковша – принудительный;
7. Максимальная глубина резания–320 мм;
8. Система управления – гидравлическая.
а) Расчет и обоснование основных параметров машины и ее рабочего
оборудования (ковша).
К основным параметрам рабочего органа скрепера относятся: форма и
вид ковша, емкость, конструктивные параметры ковша и его масса.
Форма и вид ковша зависят от того, для какой машины он предназначен и
какую работу выполняет. В данном случае форму и вид ковша принимаем такие
же как и у скрепера ДЗ-74. Геометрическая емкость ковша увеличивается на 1
м3, т.е. по сравнению с существующей и принимается 10 м3. При данной величине геометрической емкости ковша и габаритных размерах трактора тягача К702 определяем основные линейные параметры скрепера ДЗ-74 с усовершенствованной конструкцией рабочего оборудования его, т.е. ковша.
83
Ширину ковша скрепера определяем с учетом конструктивных соображений по формуле
Вк = К Т + Вш + 2Δв ,
где КТ– колея трактора тягача (К-702), КТ=2120 мм;
Вш– ширина пневматической шины колеса, Вш=635 мм;
Δв– зазор между боковой стенкой ковша и наружным краем шины,
конструктивно принимаемый в пределах 30…60 мм, Δв=45 мм.
Тогда Вк=2120+635+45=2800 мм.
Определяем длину ковша с учетом заданной величины геометрического
объема его из выражения: Lk =
αVr
Вк
,
где α – коэффициент зависящий от емкости ковша, определяемый как отL
ношение длины ковша к его высоте ( α = k ) [4].
Hk
Для заданной геометрической емкости ковша Vг=10 м3 принимаем α=0,9.
Тогда Lk =
0,9 ⋅10
= 1,795 м = 1795 мм
2,8
Определяем высоту ковша, как
Нк =
Vг
10
=
= 1,992 м = 1992 мм
0,9 ⋅ 2,8
α ⋅ Вк
Так как соотношение между длиной днища и высотой боковой стенки
ковша рекомендуется принимать в пределах 1….1,25 [4], то принимаем длину
днища ковша равной его высоте, т.е. Lк=1992 мм.
Таким образом, на основании полученных величин линейных параметров
ковша конструктивно принимаем следующие его размеры: длина ковша
Lк=2000 мм=2,0 м, ширина ковша Вк=2,8 м и высота его, Нк=1,8 м.
К основным параметрам скрепера (машины) определяющим его эксплуатационные качества, относят: массу скрепера, распределение нагрузок по осям,
рабочие и транспортные скорости движения.
Масса скрепера полуприцепного типа может быть принята из выражения
Gс=(0,9…1,3) Vг, или в нашем случае Gc=0,9Vг=9 т=9000 кГс=90 кН.
Скорости движения груженого и порожнего скрепера определяются согласно технической характеристике тягача и условиями работы машины. Однако для полуприцепных скреперов скорости движения в процессе производства
земляных работ не должны превышать следующего предела
5,5…6,3 м/с. Принимаем скорость движения при резании грунта и наборе им
ковша машины равной 0,8 м/с, а скорость при разгрузке грунта 1,25 м/с. Скорость грузового и холостого хода машины принимаем 5,9 м/с.
б) Тяговый расчет полуприцепного скрепера
Последовательность выполнения тягового расчета скрепера следующая:
84
– определяем все действующие сопротивления в заключительной стадии
наполнения ковша;
– определяем суммарное значение всех действующих сопротивлений в
заключительной стадии наполнения ковша;
– сопоставляем величину суммарного сопротивления с тяговыми возможностями скрепера (тягача) и делаем вывод об обеспечении нормальной работы
машины при резании грунта и наборе им ковша;
– определяем потребную мощность двигателя скрепера (трактора тягача)
при работе его без толкача;
– делаем окончательный вывод о соответствии фактической мощности
силового оборудования (номинальной по технической характеристике) и потребной мощности двигателя скрепера при работе в данных условиях и принятых режимах.
1. Определяем сопротивление грунта резанию (копанию), как
W1 = k p ⋅ в ⋅ h
где кр– удельное сопротивление грунта резанию, для грунтов II-III категории по трудности разработки принимаем кр=11000 кг/м2;
в – ширина захвата (резания), которая принимает равной ширине
ковша, т.е. в=Вк=2,8 м;
h – толщина срезаемой стружки принимается менее максимальной
глубины резания, т.е. h=0,3 м.
W1=11000⋅2,8⋅0,3=92,4 кН
Определяем сопротивление силы тяжести вырезаемого пласта грун2.
та проникающего в ковш, как W2=в⋅h⋅H⋅γг,
где Н – высота подъема пласта грунта в ковше, принимаемое равной высоте ковша, т.е. Н=Нк=1,8 м;
γг– объемная масса грунта, принимаемая для среднего суглинка по
таблице 5, γг=1700 кг/м3
W2 = 2,8 ⋅ 0,3 ⋅ 1,8 ⋅ 1700 = 25,7 кН
3. Определяем сопротивление грунта, находящегося в ковше, проникновению в ковш пласта грунта или сопротивление преодоления сил трения между
пластом грунта движущемся вверх и грунтом, находящимся по обе стороны его
в ковше по формуле:
W3 = x ⋅ в ⋅ Н 2 ⋅ γ г
где х – коэффициент, отражающий действие трения в сложном процессе
движения грунта внутри ковша, принимаемый для глин от 0,24 до 0,31 для суглинков 0,37…0,44 и для песков 0,46…0,50. В нашем случае х=0,4.
Тогда W3=0,4⋅2,8⋅1,82⋅1700=61,7 кН.
4. Определяем сопротивление призмы волочения грунта перед ковшом,
как W4 = m ⋅ в ⋅ Н 2 ⋅ γ г ⋅ f г ,
где m – примерное отношение высоты призмы волочения к высоте загрузки в ковше, принимаемое от 0,3 до 0,6, m=0,45;
85
fг– коэффициент трения грунта о грунт, fг=0,6
W4 = 0,45 ⋅ 2,8 ⋅ 1,8 2 ⋅ 1700 ⋅ 0,6 = 41,6 кН
5. Определяем сопротивление перемещению груженого скрепера из выражения:
W5 = (Gc + Gг )( f o ± i )
где Gc– масса скрепера по ранее вычисленному Gc=9000 кг;
Gг – масса грунта находящегося в ковше, определяется, как
Gг =
Vk ⋅ γ г ⋅ ϕ
,
кр
здесь ϕ– коэффициент заполнения ковша грунтом, принимаемый в пределах от 0,7 до 1,3, ϕ=0,9;
кр– коэффициент разрыхления грунта, принимаемый от 1,2 до 1,3,
кр=1,25.
Gг =
10 ⋅1700 ⋅ 0,9
= 12240 кг;
1,25
fо– коэффициент сопротивления качению, равный при работе на уплотненных грунтах 0,1, а на рыхлых грунтах 0,2.
i – уклон местности, где работает машина. В данном случае принимаем i=0.
Тогда W5 = (9000 + 12240 ) ⋅ 0,1 = 21,3 кН
6. Определяем суммарное значение всех действующих сопротивлений в
конце процессе наполнения ковша
∑W = W1 + W2 + W3 + W4 + W5
∑W = 92,4 + 25,7 + 61,7 + 41,6 + 21,3 = 242,7 кН
Сопоставим данное значения суммарного сопротивления с тяговыми возможностями скрепера. Для нормальной работы полуприцепного скрепера без
толкача должно быть соблюдено условие
Fk max ≥ ∑ W
здесь Fkmax– максимальная касательная сила тяги на ведущих колесах машины, которая определяется по тяговой характеристике ее или расчетом по
формуле
270 ⋅ Ne ⋅η
Fk max =
Vp
где Ne – мощность силового оборудования (двигателя) машины, принимаемая по технической характеристике базового тягача (К-702),
Ne=200 л.с.;
η– коэффициент полезного действия силовой передачи, принимается
в пределах от 0,75 до 0,85, η=0,8;
Vp– рабочая скорость машины, принимаемая также по технической характеристике, Vp=2,88 км/ч
86
Fk max =
270 ⋅ 200 ⋅ 0,8
= 15000 кГс = 150000 Н = 150 кН
2,88
Полученное значение максимальной касательной силы тяги проверяем по
условиям сцепления по формуле
Fk . max = Gcц ⋅ ϕ сц ,
где Gсц– сцепная масса машины, т.е. масса приходящаяся на ведущие оси
ее, определяется как
Gсц = GТ + 0,5(Gc + Gг ) = 12450 + 0,5(9000 + 12240 ) = 23070 кГс = 230,7 кН
ϕсц– коэффициент сцепления ведущих колес по поверхности каче-
ния, для колесных тракторов принимается в пределах от 0,65 до 0,85
ϕсц=0,7
тогда Fkmax=230,07⋅0,7=161,5 кН.
Как видно из полученных значений Fkmax условие нормальной работы
скрепера без толкача не соблюдается.
Следовательно, для нормальной работы нашего скрепера необходимо
обязательное применение толкающего средства (толкача).
Определяем потребную мощность силового оборудования (двигателя) для
полуприцепного скрепера без толкача
Nn =
∑W ⋅ V
η
p
=
242,7 ⋅ 0,8
= 242,7 кВт
0,8
Кaк видно из полученного значения мощности силового оборудования
242,7 кВт оно значительно превышает ее номинальное значение 181,5 кВт. Отсюда также следует, что применение толкача необходимо. Поэтому в качестве
толкача для нормальной работы скрепера выбираем бульдозер с неповоротным
отвалом ДЗ-52, у которого отвал поднимается на высоту 750 мм.
Для окончательного вывода о возможности нормальной работы скрепера
с усовершенствованной конструкцией ковша ДЗ-74 при использовании в качестве толкача бульдозера ДЗ-52 необходимо проверить соблюдение следующего
условия:
( Fk max + Т Т ) ⋅ ко ≥ ∑ W
где ТТ– толкающее усилие толкача, которое определяется, исходя из максимального значения силы тяги его с учетом коэффициента динамичности
кд=1,5, т.е.
Т Т = Т н ⋅ к д = Gсц ⋅ ϕ сц ⋅ к д ⋅ g = 10 ⋅ 180 ⋅ 0,85 ⋅ 1,5 ⋅ 10 = 129,8 кН
kо– коэффициент одновременности
(ко=0,85…0,9); ko=0,85
тогда (161,5 + 129,8) ⋅ 0,85 ≥ 242,7
работы
скрепера
и
толкача
247 ,6 кН ≥ 242,7 кН
Таким образом, с применением в качестве толкача бульдозера ДЗ-52 нормальная работа скрепера ДЗ-74 обеспечена.
87
в) Силовые и прочностные расчеты машины (скрепера) и ее рабочего
оборудования.
Определение внешних сил и расчет на прочность основных элементов
конструкции машины выполняем для положений скрепера, соответствующих
наибольшей нагрузке при нормальных условиях его эксплуатации.
а)
б)
Рис. 12. Схемы определения сил действующих на скрепер: а) в транспортном
положении при прямолинейном движении; б) в конце заполнения и начале
подъема ковша.
88
Нагрузки при транспортном положении груженого скрепера принято определять для двух положений: прямолинейного движения скрепера и при его
повороте.
В данном случае для упрощения расчета принимаем только первое положение, т.е. скрепер с ковшом заполненным грунтом движется по горизонтальной неровной поверхности (рис. 12а).
При определении действующих нагрузок в этом положении необходимо
учитывать коэффициент динамичности кд=2 [4], а в вертикальную активную нагрузку Gc+r включаем массу скрепера с тягачом и грунтом.
Окружная сила Ро на ведущих колесах скрепера направлена на преодоление сил сопротивления качению R1пер и R2пер, которые могут быть определены,
как
R1пер = R1 ⋅ f и R2 пер = R2 ⋅ f
где R1 и R2 вертикальные реакции на передние и задние колеса.
Для обеспечения движения скрепера должно быть соблюдено неравенство:
Po ≥ R1пер + R2 пер = (R1 + R2 ) ⋅ f
где Ро=Fкmax=161,5 кН;
f – коэффициент сопротивления качению, f=fo=0,1.
Из уравнения моментов сил относительно точки О (ведущие колеса) находим значение реакции R1 и R2, как
Gc+ г ⋅ l ⋅ k д
,
l1
R2 = Gc + г ⋅ к д − R1
R1 =
м;
где l1– расстояние по осям колес скрепера и ведущих колес тягача, l1=6,5
l – расстояние от оси колес скрепера до центра тяжести или точки
приложения силы Gc+г, l=3,65 м;
Gc+г=GТ+Ga+г=12,45+21,24=33,69 т
33690 ⋅ 3,65 ⋅ 2
R1 =
= 378,4 кН
6,5
R2 = 33690 ⋅ 2 − 37836,46 = 295,4 кН, тогда R1пер = 378,4 кН ⋅ 0,1 = 37,8 кН , а
R2 пер = 295,4 ⋅ 0,1 = 29,5 кН
Определяем нагрузки на конструкцию скрепера при копании (резании)
им грунта. Максимальное значение они (нагрузки) будут иметь в конце наполнения и начале подъема ковша скрепера. Расчетная схема для этого положения
приведена на рис. 12б. Как видно из этой схемы на скрепера действуют следующие активные силы: окружное усилие Ро=Fmax=161,5 кН, тяговое усилие тягача Ртяг, масса скрепера с грунтом и тягачом Gc+г=336,9 кН, реактивные силы–
реакции грунта на колеса R1 R2, силы для преодоления сопротивления грунта
резанию (копанию) Рк и Рн, силы сопротивления движению колес R1пер и R2пер,
89
реакции в шарнире крепления тяговой рамы к ковшу Rx и Ry, а также усилие на
штоке гидроцилиндров подъема ковша Рц.
Для полуприцепного скрепера расчетную силу тяги определяем из выражения: PТ = ( Ро max − R1пер ) ⋅ к д = (161,5 − 37,8) ⋅ 2 = 247,4 кН.
Тяговое усилие толкача определяем по формуле:
Ртяг = GТ ⋅ ϕ cц ⋅ к од = 10180 ⋅ 0,9 ⋅ 0,8 ⋅ 10 = 73,3 кН
Расчетная
сила
тяги
с
учетом
работы
толкача
будет
Р р = РТ + Ртяг = 247,4 + 73,3 = 320,7 кН
При резании (копании) грунта и наполнении им ковша на скрепер будут
действовать также и силы со стороны грунта и призмы волочения Рк, Рн, Rн и Rk
(рис. 12б). Силу Рк определяем из уравнения тягового баланса скрепера, как
Pk = Pp − ( Pпр + R2пер ) ,
где Рпр– сопротивление перемещению призмы волочения,
Рпр=W4=41,6 кН, тогда Pk = 320,7 − ( 41,6 + 29,5) = 249,6 кН.
Значения сил Рн, Rн и Rk находим из условия равновесия сил действующих на скрепер при втором положении (рис. 12б). ∑МВ=0
R1 ⋅ l + R1пер ⋅ h − Pн ⋅ l1 − Po ⋅ h − Gк + г ⋅ l 2 − Pтяг ⋅ h2 = 0
Pн =
R1 ⋅ l + R1пер ⋅ h − Po ⋅ h − Gк + г ⋅ l2 − Pтяг ⋅ h2
l1
=
378,4 ⋅ 6,5 + 37,8 ⋅ 0,3 − 161,5 ⋅ 0,3 −
− 212,4 ⋅ 3,65 − 73,3 ⋅ 0,8 2459,6 + 11,34 − 48,45 − 775,3 − 58,6
=
= 305,5 кН
5,2
5,2
∑х=0 Rk + R1пер + R2 пер − Ро − Ртяг = 0
Rk = Po + Pтяг − R1пер − R2 пер = 161,5 + 73,3 − 37,8 − 29,5 = 167,5 кН
∑У = 0
Gк + г − R1 − R2 + Rн = 0
Rн = R1 + R2 − Gк + г = 378,4 + 295,4 − 212,4 = 467,4 кН
– Расчет тяговой рамы скрепера.
Тяговая рама служит для соединения тягача с ковшом скрепера. Она воспринимает весовые нагрузки от ковша и передает ему тяговое усилие от тягача.
Конструктивно тяговая рама состоит из хобота, упряжных балок и соединяющей их поперечной балки.
Прочность тяговой рамы проверяют для двух расчетных положений:
1) конец заполнения ковша грунтом и начало его подъема (третье расчетное положение);
2) движение груженого скрепера на повороте (второе расчетное положение).
Для настоящего примера вполне достаточно будет выполнить проверку
тяговой рамы на прочность для третьего расчетного положения.
На рис. 13 приведена схема внешних сил, действующих на тяговую раму
для этого расчетного положения. В этот момент возникает наибольшее усилие в
90
механизме подъема ковша. При этом горизонтальная составляющая реакции
грунта на ноже Р1=Рк достигает максимального значения, т.е. Р1=Рк=249,6 кН.
Вертикальная составляющая Р2 вследствие начавшегося выглубления
ковша направлена вниз и определяется, как Р2=(0,2…0,25)Р1, т.е.
P2 = 0,225P1 = 0,225 ⋅ 249,6 = 56,16 кН .
В центре тяжести ковша с грунтом, приложены силы масса ковша с грунтом Gк+г=144,9 кН и сила инерции Рj, определяемая как:
Pj =
Gк + г Vc
⋅ ,
g tp
где tp– время разгона центра тяжести ковша от нуля до скорости подъема
Vп, принимаем равной tp=2 c;
Vn– скорость подъема в точке приложения силы Sn принимаем в прем/с;
тогда
делах
0,08…0,4
м/с;
т.е.
Vn=0,24
a+в
2,06 + 2,47
4,53
Vc = Vn ⋅
= 0,24
= 0,24
= 0,24 ⋅ 0,96 = 0,24 м/с
а+с
2,06 + 2,65
4,71
144,9 0,24
Pj =
⋅
= 1,74 кН
10
2
На буфере ковша скрепера приложены горизонтальная Т⋅″сosβ и вертикальная Т⋅″sinβ составляющие полного усилия толкача, т.е. горизонтальная сила ТТ⋅соsβ=129,8⋅0,906=117,6кН, вертикальная сила Тт⋅sinβ=129,8⋅0,423=54,9
кН.
В точке «В» (рис. 12) со стороны оси колеса на ковш действуют реактивные силы: вертикальная Ув=R2=295,4 кН и горизонтальная
хв=R2пер=29,5 кН, тогда
56,16 ⋅ 0,56 + 249,6 ⋅ 0,43 + 295,4 ⋅ 2,88 + 29,5 ⋅ 0,25 + 54,9 ⋅ 4,32 +
Sn =
6,6
+ 117,6 ⋅ 0,52 31,44 + 107,3 + 850,7 + 7,3 + 237,1 + 61,2
=
= 196,2 кН
6,6
Как видно из рис. 13 составляющие Х и У полного реактивного усилия в
упряжных шарнирах тяговой рамы определяем из суммы проекций всех сил на
горизонтальное и вертикальное направления, т.е.
Х = Р1 + fR2 − Т ′′ ⋅ сosβ = 249,6 + 29,5 + 117,6 = 396,7 кН
У = S n + R2 − P2 − G − Pj + Т ′′ ⋅ sin β = 196,2 + 295,4 − 56,16 −
− 144,9 − 1,74 + 54,9 = 343,7 кН
Усилия Rм и RN, действующие на тяговую раму со стороны тягача и седельно-сцепного устройства, можно определить по зависимостям:
M ш + Т ш ⋅ h1
;
h6
M + Т ш (h6 + h1 )
RN = ш
h6
RM =
91
где: Тш– горизонтальное усилие, передающееся от полуприцепа на тягач,
определяемое как: Т ш = Rk − Pf = R1 (ϕ − f ) = 378,4 ⋅ 0,4 = 151,4 кН ;
Мш – момент сил действующий в седельно-сцепном устройстве, определяемый
M ш = R1 [a2 + hш (ϕ − f )] − GТ (а1 + а2 ) = 378,4[0,2 + 2,06 ⋅ 0,4] − 124,5(2,56 + 0,2) =
как:
= 386 − 343,6 = 42,4 кН ⋅ м = 42400 Нм
42,4 + 151,4 ⋅ 0,51
= 199,35 êÍ
0,6
42,4 + 151,4(0,51 + 0,6)
RN =
= 350,7 êÍ
0,6
Прочностной расчет тяговой рамы выполняют для пяти основных сечений (см. рис. 14). Однако для первоначального заключения о прочности конструкции основной рамы достаточно будет сделать расчет для трех сечений. Первым целесообразно подобрать сечение поперечной балки (сечение II-II). Поперечная балка находится в сложном напряженном состоянии под действием крутящего момента, который определяется из выражения:
Тогда RÌ =
Х
У
343,7
396,7
⋅ У1 + Х 1 =
⋅ 41 +
⋅ 247 = 8132350 + 42446950 =
2
2
2
2
= 50579300 Нсм
M кр =
В этом же сечении действуют изгибающие моменты в плоскостях Уz и Хz,
которые определяем как:
У
343,7
⋅ Z1 =
⋅ 80 = 13748000 Н ⋅ см
2
2
Х
396,7
= ⋅ Z1 =
⋅ 80 = 15868000 Н ⋅ см
2
2
M изг . х =
М изг . у
Здесь Z1– расстояние от оси упряжной балки до сечения II-II (см. рис. 14).
Эквивалентный момент, действующий в данном сечении (II-II) будет:
2
2
2
M экв = M изг
3748000 2 + 15868000 2 + 50579300 2 =
. х + M изг . у + M кр =
= 5475000 Нсм
Из условий прочности поперечной балки в сечении II-II можно определить необходимый момент сопротивления сечения. Поперечную балку изготавливают из трубы с толщиной стенки δ =8…16 мм.
W=
M экв
[σ ]и
=
πД 2 ⋅ δ
4
, откуда, задавшись толщиной стенки δ =12 мм, опреде-
ляем минимальный потребный диаметр трубы, как
Д≥
4 М экв
=
4 ⋅ 5475
= 22 см,
3,14 ⋅1,2 ⋅12
πδ [σ ]и
где [σ ]и – предел прочности трубы из стали 15хСНД
[σ ]и = 12000 кгс/см2
92
Рис. 13. Расчетная схема тяговой рамы в конце заполнения и начале подъема
ковша
Рис. 14. Расчетные сечения тяговой рамы
93
Упряжные балки тяговой рамы испытывают напряжение изгиба в плоскоX
Y
и . Изгибающий момент в опасном сечении
сти ХУ от действия сил
2
2
I-I упряжной балки равен:
М изг =
Х
У
396,7
343,7
⋅У1 + ⋅ Х 1 =
⋅ 41 +
⋅ 247 = 50579000 Н⋅см.
2
2
2
2
Момент сопротивления опасного сечения упряжной балки (коробчатого
прямоугольного сечения) определяется зависимостью:
WZ =
δ ⋅ H 2 3В
3
(
Н
+ 1),
где: Н – высота прямоугольного сечения по осям стенок, см;
В – ширина прямоугольного сечения по осям стенок, см;
δ– толщина стенок балки, см.
Используя условие прочности и выше– приведенные зависимости, а также толщину листа δ=2 см из стали Ст.3 с [σ ]и = 9000 кгс/см2 и полагая, что Н=Д,
рассчитываем ширину упряжной балки по формуле:
В≥
⎞ 22 ⎛ 3 ⋅ 50579000 ⎞
Н ⎛ 3М изг
⎜⎜
− 1⎟⎟ = ⎜
− 1⎟ = 7,33 ⋅ 0,74 = 5,42 см
2
2
3 ⎝ [σ ]и ⋅ δ ⋅ Н
⎠
⎠ 3 ⎝ 9000 ⋅ 2 ⋅ 22
Принимаем ширину сечения упряжной балки 6 см.
В сечении III-III хобот тяговой рамы (рис. 14) представляет собой брус
малой кривизны, для его расчета необходимо определить суммарный изгибающий момент ∑Мизг, а также суммарную продольную N и поперечную Q силы.
Суммарный изгибающий момент, действующий в сечении III-III будет:
∑М
изг
= Rш ⋅ Х 2 + Т ш ⋅ У 2 + М ш
где Rш и Тш – соответственно вертикальная и горизонтальная нагрузки,
действующие на тяговую раму со стороны тягача в третьем расчетном положении, которые определяются, как
Rш = R1 − GТ = 378,4 − 124,5 = 253,9 кН,
Тш была определена ранее и равна Тш=151,4 кН.
Тогда
∑М
изг
= 253,9 ⋅ 154,7 + 151,4 ⋅ 41 + 42400000 = 87885730 Н ⋅ см
Х2 и У2– расстояние по горизонтали и вертикали между центром сечения
III-III и точкой приложения сил Rш и Тш.
Продольная (суммарная) сила будет определяться, как
N = Rш ⋅ cosα + Т ш ⋅ sin α = 253,9 ⋅ 0,86 + 151,4 ⋅ 0,5 = 218,35 + 75,7 = 294,05 кН
Поперечная (суммарная) сила будет определяться, как
Q = Т ш ⋅ cos α − Rш ⋅ sin α = 151,4 ⋅ 0,86 − 253,9 ⋅ 0,5 = 130,2 − 126,9 = 3,3 кН
здесь α– угол наклона сечения III-III к горизонту, α=30о.
Для бруса малой кривизны (когда р/Н>5,где р и Н– соответственно радиус кривизны и высота сечения бруса) условие прочности имеет вид
94
σ=
N ∑ M изг
+
≤ [σ ]и ,
F
W
где F, W – площадь и момент сопротивления рассматриваемого сечения
III-III. Полагая, что контуры сечения хобота тяговой рамы должны быть прямоугольными, а толщина листов δ и высота поперечного сечения известны из
предыдущих расчетов принимаем «Н», как Н=(1,15-1,25)Д, т.е.
Н=1,2⋅Д=1,2⋅22=26,5 см, а ширину В–конструктивно, как В=8 см тогда
σ=
+
N
+
2δ ( В + Н )
3М изг
29405
=
+
⎞ 2 ⋅ 2(8 + 26,5)
2 ⎛ 3В
δН ⎜ + 1⎟
⎠
⎝Н
3 ⋅ 8788573
= 10093,16кгс / см 2
3
⋅
8
2 ⋅ 26,5 2 (
+ 1)
26,5
Полученное значение значительно меньше [σ]и=12000 кгс/см2, следовательно поперечное сечение хобота тяговой рамы выбрано правильно.
Пример 7. Усовершенствовать конструкцию основной рамы автогрейдера ДЗ-2.
Исходные данные:
1. Тип автогрейдера – средний;
2. Мощность силового оборудования– 108 л.с. или 98 кВт;
3. Колесная формула – 1х2х3;
4. Длина отвала по режущим ножам 4000 мм;
5. База продольная (колес)– 5800 мм;
6. Ширина колеи (передних и задних колес) – 2000 мм;
7. Опускание отвала ниже уровня колес – 200 мм;
8. Масса автогрейдера – 12800 кг.
а) Расчет и обоснование основных параметров машины и ее рабочего
оборудования.
Главным параметров автогрейдера является общая масса машины – Ga.
Кроме этого автогрейдер имеет ряд основных параметров: мощность силового
оборудования (двигателя)– Ne, силу тяги – РТ, рабочие – Vp и транспортные
скорости– VТ, колесную формулу (схему).
Общая масса автогрейдера Ga и сцепная Gсц связаны следующей зависимостью: Gсц = G a ⋅ ξ
где ξ– коэффициент определяемый колесной формулой машины, для автогрейдеров с колесной формулой 1х2х3 его принимают в пределах от 0,7 до
0,75. Приняв ξ=0,725, получим Gсц=12800⋅0,725=9280 кГ=92,8 кН.
Максимальную свободную силу тяги автогрейдера можно определить по
сцепной массе, как: PТ = Gсц ⋅ ϕ cц = 9280 ⋅ 0,85 = 7890 кГ = 78,9кН ,
где ϕсц– коэффициент сцепления ведущих колес с поверхностью качения,
для колесного движителя принимается от 0,65 до 0,85.
95
Рабочую скорость для дальнейших расчетов принимаем Vp=3,44
км/ч=0,95м/с, транспортную VТ=28 км/ч=7,77 м/с.
К основным параметрам отвала автогрейдера относят его длину Lотв, высоту Нотв и радиус кривизны r. Если длина отвала задается конструктивно (как
в нашем случае) Lотв=4000 мм, то высоту отвала определяем в зависимости от
заданной длины его с условием, что весь грунт, вырезанный ножом перемещается в сторону (в бок) по отвалу, не просыпаясь через верхнюю его кромку при
разных углах резания и захвата.
Высоту отвала с учетом этих условий определяем по формуле [2]:
Н отв = А ⋅ 3 0,1PТ − 0,5РТ = 450 ⋅ 3 0,1⋅ 78,9 − 0,5 ⋅ 78,9 = 838 мм .
Принимаем высоту отвала Нотв=840 мм, тогда величину радиуса кривизны отвала определяем по формуле [4]:
r=
Н отв
,
соsψ + cos α
где α – угол резания, который обычно для автогрейдеров принимают равным, α =30…45о; α =40о;
ψ – угол опрокидывания грунта, исключающий пересыпание его за
отвал принимают ψ =65…70о, ψ =67,5о;
840
840
=
= 538,5 мм
Тогда r =
cos 67,5 o + cos 40 o 0,92 + 0,64
На основании полученных данных вычерчивается поперечное сечение
отвала автогрейдера (см. графическое приложение лист 2).
б) Тяговый расчет автогрейдера
Последовательность выполнения тягового расчета автогрейдера производится в следующем порядке:
1) определяются все составляющие (действующие) сопротивления на машину при резании грунта и его перемещении;
2) определяется суммарное составляющее сопротивление, возникающее в
заключительной стадии цикла;
3) определяется потребная мощность силового оборудования (двигателя)
автогрейдера;
4) делается вывод о соответствии мощности двигателя машины и мощности потребной при работе в заданных условиях.
– определяем сопротивление грунта резанию, которое пропорционально
площади поперечного сечения стружки, вырезаемой отвалом:
W1 = k p ⋅ Fотр ,
где: кр– удельное сопротивление грунта резанию, принимаемой по табл. 4.
кр=0,9 кг/см2=9000 кг/м2;
Fстр– площадь поперечного сечения, м2, определяемая как
Fстр =
h⋅l
⋅ sin β ;
2
96
здесь h– глубина резания, м;
h=0,4…0,51 Нотв; h=0,45⋅0,84=0,38 м
l =Lотв– длина режущей кромки ножа отвала, м; l=(0,4…0,5)Lотв;
l=0,5⋅4,0=2,0 м;
β – угол установки отвала в плане, β =30о…45о, β =40о
0,38 ⋅ 2,0
0,76 ⋅ 0,64
Fстр =
⋅ sin 40 o =
= 0,24 м2
2
2
Тогда W1=9000⋅0,24=21600Н=21,6 кН.
– сопротивление перемещению грунта перед отвалом в призме волочения: W2 = Gг ⋅ f г ⋅ sin β ,
где Gг– масса грунта в призме волочения перед отвалом, которая приближенно определяется как:
Gг =
2
⋅ Lотв
Н отв
⋅γ г ,
2tgρ
здесь:ρ– угол естественного откоса грунта, принимаемый равным 40о;
3
γ г – объемная масса грунта кг/м , принимаемая, γ г = 1700 кг / м 3 ;
fг – коэффициент трения грунта по грунту, принимаемый fг=0,85.
0,84 2 ⋅ 4,0
2,82
Тогда Gг =
⋅ 1700 =
⋅ 1700 = 28,5 кН
o
2 ⋅ 0,84
2 ⋅ tg 40
W2 = 28,5 ⋅ 0,85 ⋅ 0,64 = 15,5 кН
– сопротивление подъему грунта вверх по отвалу:
W3 = Gг ⋅ f c ⋅ cos 2 α ⋅ sin β ,
где fc– коэффициент трения грунта о поверхность отвала (стали), принимаемый fc=0,4.
Тогда W3=28,5⋅0,4⋅0,762⋅0,64=4,25 кН
– сопротивление перемещению грунта вдоль отвала в сторону:
W4 = Gг ⋅ f c ⋅ f г ⋅ соsβ = 28,5 ⋅ 0,4 ⋅ 0,85 ⋅ 0,76 = 7,36 кН
– сопротивление перекатыванию (движению) самого автогрейдера:
W5 = Ga ( f o ± i ),
где Ga– масса автогрейдера со всем видом навесного оборудования,
Ga=12800 кг;
fo– коэффициент сопротивления перекатыванию автогрейдера, принимаемый fo=0,08;
i– уклон местности в долях единицы, принимаем горизонтальный участок, т.е. i=0, тогда W5=12800⋅0,08=10240Н=10,24 кН.
– определяем суммарное значение всех составляющих (действующих)
сопротивлений:
∑W = W
1
+ W2 + W3 + W4 + W5 = 21,6 + 15,5 + 4,25 + 7,36 + 10,24 = 58,95 кН
– определяем потребную мощность силового оборудования (двигателя)
автогрейдера для производства заданного вида работ:
97
Nn =
∑W ⋅ V p
η
(кВт)
где Vр– рабочая скорость автогрейдера, принятая ранее, как V=0,95 м/c;
η– к.п.д. механической передачи машины (автогрейдера), принятый
η=0,85
58,95 ⋅ 0,95
= 65,88 кВт
Тогда N n =
0,85
– определяем коэффициент использования двигателя автогрейдера
ДЗ-2 по мощности
N
n N = n ⋅ 100% ,
Ne
где Ne – номинальная мощность силового оборудования автогрейдера,
принимаемая по технической характеристике, Ne=98,0 кВт
65,88
⋅ 100 = 67%
тогда n N =
98,0
Следовательно, автогрейдер ДЗ-2 на запланированном виде работ по
мощности силового оборудования будет использоваться на 67 %, что вполне
приемлемо.
в) Силовые и прочностные расчеты основной рамы автогрейдера
Для выполнения основной цели поставленной в задании работы – усовершенствовать (усилить) конструкцию основной рамы в связи с изменением
основных параметров рабочего оборудования, необходимо разработать новую
более прочную конструкцию основной рамы. При этом конфигурация основной рамы должна быть разработана так, чтобы изгиб балки (ланжерона) осуществлялся только в одной плоскости и сохранилось во всех участках балки вертикальность стенки швеллера и перпендикулярность к ее плоскости полок в
любом нормальном сечении. Конструктивная разработка должна быть обоснована расчетами с построением соответствующих схем и действующих нагрузок
(сил) в опасном сечении для выбранных случаев нагружения.
Для выполнения основных силовых и поверхностных расчетов основной
рамы вычерчиваем расчетную схему единую для расчетных случаев нагружения (см. рис. 15).
Исходя из данной расчетной схемы принимаем следующие обозначения:
Рн– сила инерции массы автогрейдера, приложенная в центре тяжести (Ц.т.)
машины; Rx, Ry,Rz– реакции грунта, приложенные условно к переднему углу
режущей кромки; х′, у′, z′ и z″,у″– реакции на ведущих и ведомых колесах; F′ и
F″– силы сопротивления перекатыванию колес; Х, У, Z – реакции в шарнире
крепления тяговой рамы.
По чертежам машины и по справочным данным [4] имеем следующие
значения величины указанных на расчетной схеме:
Н = r + 0,5 = 0,54 + 0,5 ≅ 1,4 м
98
L = 0,3 ⋅ β = 0,3 ⋅ 5,8 = 1,74 м
l≈2,6 м; d=c≈1,0 м; h≈1,8 м
Наиболее опасным сечением основной рамы будет место перехода двухбалочной конструкции в однобалочную I-I (на расчетной схеме) и Б-Б (на рабочем чертеже).
Геометрические характеристики расчетного коробчатого сечения следующие: высота А=26 см, ширина S=30 см; толщина вертикальных стенок δ=1
см; толщина горизонтальных полок δ1=2 см; площадь поперечного сечения
Fc≈160 см2.
Моменты сопротивления по соответствующим осям будут:
30 ⋅ 263 − 28 ⋅ 22 3
3
≅ 1480 см
6 ⋅ 26
26 ⋅ 30 3 − 22 ⋅ 283
3
Wz =
≅ 2050 см
6 ⋅ 30
Wкр = 2( А − δ ) ⋅ (S − δ 1 ) ⋅ δ ≅ 2 ⋅ 25 ⋅ 28 ⋅1 ≅ 1400 см3
Wy =
Проверку прочности выполним для двух случаев нагружения.
Случай нагружения первый. В конце прохода автогрейдера по резанию
грунта правым передним краем ножа–отвала задние колеса забуксовали в глубоких колеях на месте – передний мост вывешен. Рассматриваем это положение, как совместное действие постоянных и случайных нагрузок.
Определим действующие усилия:
Pн ≅ (К дин − 1) ⋅ Gсц ⋅ ϕ сц = (1,2 − 1) ⋅ 9,28 ⋅ 0,85 = 15,8 кН
Х ′ = G сц ⋅ ϕ сц = 9, 28 ⋅ 0,85 = 78,8 кН
F ′ = Gc ⋅ f = 9,28 ⋅ 0,2 = 18,56 кН
F ′′ = 0; Z ′′ = 0; У ′′ = 0;
Rx = −( X ′ + Pи − F ′) = −(78,8 + 15,8 − 18,6) = −76,0 кН
Rz =
G ⋅ L + Pи ⋅ Н 128,0 ⋅1,74 + 15,8 ⋅1,4 222,7 + 22,1
=
=
= 51,0 кН
5,8 − 1,0
4,8
В−d
(
)
R y = Rx ⋅ ctg ϕ ст + 35о = 51,0 ⋅ ctg 65o = 23,8 кН
где ϕст – угол трения грунта по стали ϕс≈30о.
Нагрузки действующие на раму в точке О:
X = R x = −76,0 кН
R (l − d ) − Rx ⋅ c 51,0(2,6 − 1,0) − (−76) ⋅ 1,0 81,6 + 76,0
Z= z
=
=
= 60,6 кН
l
2,6
2,6
У=
Rx
в
+ R y (l − d )
76 ⋅1 + 23,8 ⋅1
2
=
= 38,4 кН.
l
2,6
99
Рис. 15. Расчетная схема автогрейдера с усиленной конструкцией
основной рамы
Моменты и силы в расчетном сечении:
M z = X ( h − c) − z ⋅ l = 76,0 ⋅ 0,8 − 60,6 ⋅ 2,6 = −233,56 кН⋅м
M y = Y ⋅ l = 38,4 ⋅ 2,6 = 99,84 кН⋅м
M кр = R y ⋅ h + Rz ⋅
в
= 23,8 ⋅ 1,8 + 51,0 ⋅ 1 = 93,84 кН⋅м
2
Сжимающая сила Х=76,0 кН
Нормальные напряжения
σ я = 0;σ у =
Му
Wz
=
998400 кГс ⋅ см
2
= 487,0 кГс/см или 48, 7 МПа
3
2050 см
100
От снижающей силы σ с =
X
7600 кГс
2
, σc =
= 47,5 кГс/см или 4,75 МПа
2
Fc
160см
Касательное напряжение
τ=
М кр
Wкр
=
938400 кГс ⋅ см
= 670,3 кГс/см2 или 67,03 МПа
3
1400 см
Суммарное наибольшее напряжение
σ
∑
=
(σ
+ σ с ) + 3τ 2 ≈
2
у
(487 + 4,75)2 + 3 ⋅ 670 2
2
≅ 1260 кГс/см =126 МПа
Для стали марки Ст.3 допустимое напряжение
[σ ] = σ Т /1,4 = 2400 /1,4 ≅ 1714 кГс/см2 или 171,4 МПа, что значительно больше σ∑=126 МПа.
Случай нагружения второй. Машина движется на максимальной рабочей скорости Vp=6 км/ч≈1,66 м/с, нож слегка приподнят над поверхностью
грунта и почти не загружен, угол его установки в плане не менее 60о; происходит внезапная встреча ножа ( в его средней части) с жестким препятствием
(пнем большого диаметра), колеса забуксовали. Такой случай считается аварийным.
Определяем действующие при этом усилия: так сила инерции при наезде
G
на препятствие будет Pи = v p c ⋅ a ,
q
где vp – рабочая скорость машины в момент наезда на препятствие (пень),
vp=166 см/с;
с – коэффициент жесткости препятствия, с=1730 кгс/см;
Ga– масса автогрейдера полная, Ga=12800 кгс;
q– ускорение земного тяготения, q=981 см/с2.
Pи = 166 ⋅ 1730 ⋅
12800
= 24941кгс ≅ 249 кН
981
Х = Rx = x′ + Pи − F ′ − F ′′ ≅ 78,8 + 249,0 − 18,56 = 309,2 кН
Rz = 0; R = Rx ⋅ ctg (ϕ ст + 60) ≈ 0
M z = X ( h − c) = 309,2 ⋅ (1,8 − 1,0) = 247,4 кН⋅м
M
2474000
кгс
σz = z =
= 1671,6 2 = 167,2 МПа
[σ ] 1480
см
Х 30920
σс = =
= 193,25 кгс / см 2 = 19,325 МПа
Fc
160
σ z = σ z + σ c = 167,2 + 19,3 = 186,5 МПа
[σ ] = σ Т = 2400 = 2087 кгс / см 2 = 208,7 МПа
1,15 1,15
Что больше полученного значения σ ∑ = 186,5 МПа, следовательно,
прочность конструкции обеспечена.
101
Выполним проверку данного сечения основной рамы на усталостную
прочность. Расчет будем вести для первого случая с некоторым запасом, так
как здесь не учтены случайные нагрузки.
σ расч =
σ max σ Т
≤
α ⋅γ
n
где σ max = σ ∑ = 1260 кгс / см 2 = 126 МПа ;
α– коэффициент режима работы, α≈1.
Для определения коэффициента снижения допускаемых напряжений имеем следующие величины: коэффициент асимметрии цикла по экспериментальным данным r=1,4; эффективный коэффициент концентрации напряжений
β=1,4.
По справочнику [4] для этих коэффициентов γ=0,9, тогда
1260
≈ 1400 кгс или
140
0,9
2400
<
= 1715 = 171,5 МПа.
1,4
σ расч =
σ расч
МПа,
что
допустимо,
так
как
Пример 8. Усовершенствовать конструкцию режущего оборудования
грейдер-элеватора ДЗ-507А.
Грейдер-элеватор ДЗ-507А предназначен для послойного вырезания
грунта при строительстве и реконструкции автомобильных и железных дорог;
каналов различного назначения и других гидромелиоративных сооружений, а
также для возведения насыпей из боковых резервов, разработки выемок и неглубоких канав с отвалом грунта в сторону или с погрузкой его в транспортные
средства.
Грейдер-элеватор может разрабатывать грунты I,II,III категорий с каменистыми включениями размером не более 200 мм на отметках выше уровня
грунтовых вод на участках с поперечным уклоном не более 10о.
Исходные данные:
1. Тип машины – полуприцепная, колесная;
2. Тип трактора тягача – колесный Т-150К;
3. Мощность силового оборудования, кВт–121,4;
4. Техническая (эксплуатационная) производительность м3/ч–630;
5. Наибольшая дальность перемещения грунта в поперечном направлении, м–10,5;
6. Наибольшая высота подачи грунта, м–3,4;
7. Дорожный просвет в транспортном положении, мм –350;
8. Скорость движения, км/ч
рабочая (первая передача)
–3,9;
транспортная, max
– 20;
9. Режущий рабочий орган– дисковый нож;
–20-40;
10. Угол резания, град
– 40-55;
11. Угол захвата, град
102
12. Колея в рабочем положении, мм
– 3330;
13. Масса, кг
с трактором
– 13500;
грейдер-элеватора
– 6500.
а) Расчет и обоснование основных параметров рабочего оборудования
К основным параметрам грейдер-элеватора с дисковым режущим рабочим органом можно отнести: диаметр и углы установки дискового ножа; вылет
и наибольшую высоту подъема транспортера.
Основными размерами дискового ножа являются: диаметрD, радиус кривизны r; угол заострения режущей кромки β.
Значительное влияние на характер рабочего процесса оказывает кривизна
ножа. Увеличение радиуса кривизны ведет к снижению энергоемкости, однако
при слишком пологом очертании ножа ухудшается подача грунта на транспортер. Величину радиуса кривизны ножа с внутренней заточкой приблизительно
можно определить, как r≈(0,85…1,0)D,
где D – диаметр дискового ножа который можно определить в зависимости от производительности грейдер-элеватора.
По технической характеристике производительность грейдер-элеватора
ДЗ-507А 630 м3/ч. Так как в задании поставлена цель усовершенствования конструкции режущего рабочего органа, которая должна вести к увеличению производительности машины. Поэтому принимаем производительность машины
(Пэ) несколько больше производительности по технической характеристике, а
именно Пэ=700 м3/ч.
Тогда диаметр дискового ножа определяем в зависимости от принятой
производительности и рабочей скорости передвижения грейдер-элеватора:
3,3П э
Кп ⋅Vp
D=
где Пэ– производительность грейдер-элеватора эксплуатационная, равная;
Кп=0,85…0,95 коэффициент, учитывающий потери грунта при подаче его на
транспортер, принимаем 0,85;
Vp– рабочая скорость передвижения грейдер-элеватора, которую принимаем по технической характеристике, как Vp=3900 м/ч.
Тогда D =
3,3 ⋅ 700
≅ 0,85 м = 850 мм
0,85 ⋅ 3900
Следовательно, кривизна ножа будет r = 0,925 ⋅ 850 = 843,6 мм.
Центральный угол дискового ножа определяем из соотношения:
sin
ω
=
D
2r
2
850
sin =
= 0,5037
2 2 ⋅ 843,6
ω
т.е.центральный угол дискового ножа D≈60o
103
Угол заострения лезвия ножа может быть выражен через центральный
угол ω и угол при вершине конуса заточки λ (рис. 16):
ω
λ ω+λ
β = − (90 o − ) =
− 90
2
2
2
Приняв угол при вершине конуса заточки λ = 150 o получим угол заострения лезвия ножа, как β = 60 + 156 − 90 = 18 o
2
Кроме рассмотренных размеров дискового ножа важное значение с точки
зрения производительности и энергоемкости машины, имеют параметры установки ножа: угол установки γ; угол резания δ; задний угол α; измеренные в вертикальной диаметральной плоскости и соответствующие углы ϕ,δг, и αг в экваториальной плоскости, проведенной через горизонтальный диаметр.
Правильный выбор величин углов установки ножа способствует уменьшению потерь при подаче грунта на транспортер и тем самым получению наибольшей производительности машины.
При заданных конструктивных параметрах ножа значения углов резания
и задних углов определяются величинами углов установки ϕ и γ. Взаимосвязь
между этими углами, измеренными в диаметральных плоскостях, при γ=55о и
ϕ=45о будет δ = γ + β − D = 55 + 18 − 60 = 43o
2
2
60
ω
δ ã = ϕ + β − = 45 + 18 −
= 33 î α = δ − β = γ − = 25 î
2
2
2
ω
αГ = δГ − β = ϕ −
ω
2
= 15 о .
б) Тяговый расчет грейдер-элеватора
Последовательность выполнения тягового расчета грейдер-элеватора следующая:
– определяем все сопротивления, возникающие и действующие на машину при резании грунта и его перемещении;
– определяем суммарное значение всех действующих сопротивлений;
– определяем потребную мощность силового оборудования (двигателя)
тягача (полуприцепной вариант);
104
Рис. 16. Параметры дискового ножа грейдер-элеватора
Рис. 17. Схема определения площади сечения вырезаемой стружки
дисковым ножом
105
– определяем коэффициент использования грейдер-элеватора по мощности и делаем вывод о соответствии мощности двигателя тягача мощности требуемой для работы грейдер-элеватора в заданных условиях.
При выполнении тягового расчета принимаем следующие условия: разрабатываемый грунт предполагаем II-III категории; глубина резания равна полоD
вине диаметра дискового ножа h = ; углы установки принимаем из расчета
2
о
о
параметров ϕ=45 , γ =55 .
Сопротивления, возникающие при работе грейдер-элеватора, определяем
следующим образом:
1. Сопротивление грунта резанию W p = k p ⋅ Fc
где кр– удельное сопротивление резанию в кН/м2; для грунтов II категории кр=110…130 кН/м2; III категории кр=140…170 кН/м2; кр для наших условий
принимаем, кр=140 кН/м2;
Fc– площадь сечения вырезаемой стружки в м2.
При установке дискового ножа под углами ϕ=45о; γ=55о и глубине резаD
ния
сечение стружки будет представлять собой половину эллипса АВСД
2
за вычетом площади ЕДС перекрытия стружек при последовательных проходах
(рис. 17).
Площадь сечения стружки определяем как Fc=F1-F2
где F1– площадь фигуры АВСД
πD 2
F1 =
sin ϕ ⋅ sin γ
4⋅2
F2– площадь фигуры ЕДС, может быть принята равной 0,2 F1.
в формулу Fc, получим
Подставляя значения F1 и F2
2
Fc ≈ 0,1πD ⋅ sin ϕ ⋅ sin γ
или Fc = 0,1 ⋅ 3,14 ⋅ 0,85 2 ⋅ sin 45 o ⋅ sin 55 o = 0,226 ⋅ 0,707 ⋅ 0,819 = 0,131 м2.
Таким образом W p = 140 кН / м 2 ⋅ 0,131 = 18,34 кН .
2. Сопротивление качению колес грейдер-элеватора при рабочем движении определим по формуле Wm=(Gм+Gг)⋅(fo±i)
где GМ– сила тяжести грейдер-элеватора, включая силу тяжести
тягача, Н;
GГ– сила тяжести грунта на ленте транспортера в Н;
fo– коэффициент сопротивления перекатыванию, fo=(0,1…0,15), принимаем fo=0,125;
i – уклон местности, предполагаем что работа производится на горизонтальном участке, следовательно i=0.
GГ = в ⋅ h ⋅ l ⋅ γ ⋅ q Н
здесь в– ширина ленты транспортера по технической характеристике,
в=1,2 м;
106
h=0,25 м – высота слоя грунта на ленте;
l – длина транспортера по технической характеристике, l=7,5 м;
γ– объемная масса грунта перемещаемого на транспортере,
γ =1700 кг/м3.
Тогда G Г = 1,2 ⋅ 0,25 ⋅ 7,5 ⋅1700 ⋅10 = 38250 Н=38,25 кН
WТ = (135 + 38,25) ⋅ 0,125 = 21,65 кН
Потребная мощность силового оборудования трактора-тягача Т-150к определяем, как N п =
(W
p
+ WТ )⋅ V
η
=
(18,34 + 21,65) ⋅1,08 = 54
0,8
кВт
Коэффициент использования по мощности силового оборудования трактора-тягача для передвижения грейдер-элеватора при резании и перемещении
грунта будет:
N
54
ηN = n =
= 0,45 т.е. используется на 45 %.
N e 121,4
Вместе с этим в процессе работы грейдер-элеватора мощность силового
оборудования трактора-тягача через вал отбора мощности расходуется на привод транспортера N1 и на подъем одного из рабочих органов (плужной балки) –
N2.
Мощность расходуемая на привод транспортера может быть определена
по формуле:
2
П тр ⋅ Vтр
1
N1 =
( П тр ⋅ Н + ωП тр ⋅ l +
)
367
2qη тр
т/ч;
где Птр– максимальная производительность ленточного транспортера, в
Н – разность уровней концевых барабанов транспортера, в м;
ω– приведенный коэффициент сопротивления движению ленты при
роликах на подшипниках качения, ω=0,04…0,06;
l – расстояние между концевыми барабанами по горизонтали, в м;
Vтр– скорость ленты транспортера, в м/с;
ηтр– к.п.д. транспортера, изменяющийся в пределах 0,5…0,7 в зависимости от скорости ленты и соотношения между длиной пути разгона грунта и
длиной транспортера.
Производительность транспортера определяем по формуле:
П тр = 3600 ⋅ Fг ⋅ V л ⋅ γ г (т/ч)
Здесь Vл– скорость ленты транспортера, м/с;
γг– объемная масса разрыхленного грунта т/м3;
Fг– площадь сечения слоя грунта на ленте транспортера , в м2.
Исходя из предположения, что грунт на ленте лежит по всей ее ширине
2
слоем, очерченным по параболе (рис.18) получим: Fг = в л ⋅ ho + в л ⋅ h1
3
107
2
F1 = 1,2 ⋅ 0,08 + ⋅ 1,2 ⋅ 0,1 = 0,176 м2
3
Для определения производительности транспортера, принимаем скорость
ленты по технической характеристике Vп=3,5 м/с; объемную массу разрыхленного грунта (среднего суглинка) γг=1,6 т/м3.
Тогда П тр = 3600 ⋅ 0,176 ⋅ 3,5 ⋅1,6 = 3548 т/ч,
а мощность необходимая для привода транспортера будет:
1
3548 ⋅ 3,5 2
N1 =
(3548 ⋅ 4 + 0,05 ⋅ 3548 ⋅ 7 +
) = 50,5 кВт
367
2 ⋅ 10 ⋅ 7
Мощность потребную для подъема плужной балки определяем по формуле N 2 =
S ⋅ Vб
кВт,
1000 ⋅η
где S – сила натяжения цепи или канатов полиспаста подъемного механизма, в Н;
Vб – скорость подъема плужной балки, м/с;
η – к.п.д. привода подъемного механизма, η=0,8…0,85;
Силу натяжения тяговой цепи (см. рис. 19) определяем из уравнения моментов относительно точки О:
G ⋅ l + P1 ⋅ l3
S= n 2
l1
где Gn– масса плужной системы машины (плужная балка, кронштейн и
дисковый нож), Gn≈18500Н;
Р1– вертикальная сила, действующая на дисковый нож при его выглублении, принимаем равной 1/3 Wp=6110 Н;
l1,l2,l3 принимаем конструктивно по конструктивной схеме машины
18500 ⋅ 1292 + 6110 ⋅ 786
S=
= 15474 Н≈15,4 кН
1855
Тогда потребная мощность N2 для подъема плужной системы будет
15474 ⋅ 0,6
N2 =
= 10,9 кВт
1000 ⋅ 0,85
Полная мощность потребная для привода механизмов управления и
транспортера будет:
N m = 50,5 + 10,9 = 61,4 кВт, а мощность потребная для работы всей машины (грейдер-элеватора) будет:
N n.o. = N n + N м = 54 + 61,4 = 115,4 кВт.
Тогда коэффициент использования по мощности силового оборудования
трактора-тягача определяем как
nN =
N n.o 115,4
=
= 0,95 или 95 %.
N e 121,4
108
Что вполне удовлетворяет производству работ грейдер-элеватором
ДЗ=507А в грунтах II-III категорий.
Рис. 18. Сечение слоя грунта на ленте грейдер-элеватора
Рис. 19. Нагрузки, действующие на механизм подъема плужной балки
в) Силовой и прочностной расчеты основных элементов конструкции грейдер-элеватора.
– определение усилий действующих на дисковый нож при работе машины. Во время работы (при резании грунта и его перемещении на ленточном
транспортере) на дисковый нож действует сила Т1 (см. рис. 20); Т1 = (Т Т − WТ ) ⋅ кд ,
где ТТ– сила тяги трактора (тягача), кН;
Wm– тяговое усилие, потребное на перекатывание машины, кН;
109
кд– коэффициент динамичности, принимаемый в пределах 1,5…2,5,
для нашего случая принимаем кд=2.
Т Т = 1000 ⋅ GТ ϕ сц ⋅ q = 1000 ⋅ 7,0 ⋅ 0,75 ⋅10 = 52500 Н = 52,5 кН
Тогда Т1 = (52,5 − 21,65) ⋅ 2 = 61,7 кН
Кроме того, на нож действует масса плужной системы Gn и равнодействующая R реакции грунта, составляющими которой являются силы Rx,Ry,Rz направленные по координатным осям.
Во время работы дисковый нож установлен на угол резания δ=40о и угол
захвата (установки) γ =55о.
Сила тяги ТТ может быть разложена на нормальную Тн к плоскости диска,
определяемую как
Т н = Т 1 ⋅ sin γ = 61,7 ⋅ 0,8192 = 50,5 кН и на касательную к диску Тк, определяемую как Т к = Т1 ⋅ соsγ = 61,7 ⋅ 0,5736 = 35,4 кН
Из уравнения равновесия всех сил относительно координатных осей определим значение силы реакции грунта R и ее составляющих Rx, Ry и Rz из следующих выражений:
R x = Tн ⋅ sin γ ⋅ sin δ + Tк ⋅ соsγ ⋅ cos δ = 50,5 ⋅ 0,8192 ⋅ 0,6428 + 35,4 ⋅ 0,5736 ⋅ 0,766 =
= 26,6 + 15,5 = 42,1 кН
R y = Tk ⋅ sin γ ⋅ cos δ + Tн ⋅ сosγ ⋅ sin δ = 35,4 ⋅ 0,8192 ⋅ 0,7660 + 50,5 ⋅ 0,5736 ⋅ 0,6428 =
= 22,2 + 18,6 = 40,8 кН
Rz = Tн ⋅ соsδ + Gn = 50,5 ⋅ 0,766 + 18,5 = 38,7 + 18,5 = 57,2 кН
Тогда R = R x2 + R y2 + R z2 = 42,12 + 40,8 2 + 57,2 2 = 81,9 кН
Проверочный расчет стойки дискового ножа на прочность выполняют на
всю силу Т1, приложенную на конце ножа (случай, когда дисковый нож встретил непреодолимое препятствие).
В то же время стойка дискового ножа может быть рассчитана на изгиб
как консольная балка от действия двух сил Rх и Rу.
110
Рис. 20. Схема сил, действующих на дисковый нож грейдер-элеватора
– Расчет плужной балки.
Схема сил, действующих на плужную балку, показана на рис. 21. Как
видно из данного рисунка, на эту балку действуют силы: в горизонтальной
плоскости Rx – продольная реакция грунта, действующая при вырезании его,
поперечная реакция Rу и сила тяги SТ=Т1, приложенная в точке А; в вертикальной плоскости – продольная реакция Rx, вертикальная реакция Rz сила тяги
SТ=Т1 и масса плужной системы Gn.
111
Исходя из конструкции плужной системы грейдер-элеватора ДЗ-507А,
конструктивно принимаем следующие размеры приложения указанных сил по
данному рисунку: l1=562 мм; l2=1967 мм; l3=1124 мм; l4=464 мм;
l5=786 мм; l6=778мм; l7=281 мм; l8=899 мм; l9=592 мм.
Определяем реакции опор RA и RВ в горизонтальной плоскости:
R y (l 2 − l3 ) − Rx ⋅ l7 + SТ (l6 + l7 ) 40,8(1967 − 1124 ) − 42,1⋅ 281 +
RA =
=
l2
1967
+ 61,7(778 + 281)
= 44,7 кН
RВ =
R y ⋅ l3 − R x ⋅ l 6
l2
=
40,8 ⋅ 1124 − 42,1 ⋅ 778
= 6,7 кН
1967
Определяем реакции опор RА1 и RВ1 в вертикальной плоскости:
R A1 =
Gn (l 2 − l5 ) + Rz (l 2 − l3 ) + Rx ⋅ l8 − SТ (l8 − l4 )
=
l2
18,5(1967 − 786) + 57,2(1967 − 1124) + 42,1⋅ 899 − 61,7(899 − 464)
=
1967
81076,5
=
= 41,2 кН
1967
=
RВ1 =
Gn ⋅ l5 + Rz ⋅ l3 − Rx ⋅ l4 18,5 ⋅ 786 + 57,2 ⋅ 1124 − 42,1 ⋅ 464
=
= 30,1 кН
l2
1967
Определяем изгибающий момент от горизонтальных сил в наиболее
опасном сечении плужной балки а-в
М изг = SТ ⋅ l9 − R A ⋅ l1 = 61,7 ⋅ 59,2 − 44,7 ⋅ 56,2 = 1140,5 кНсм
и действующее в сечении напряжение (материал плужной балки–сталь
15хСНД с пределом текучести σТ=340 МПа. Балка коробчатого сечения с характеристикой Wy=540 см3 и Wx=400 см3).
М
1140,5
σ Г = изг =
= 21,1 МПа
540
Wy
112
Рис. 21. Схема сил, действующих на плужную балку грейдер-элеватора
113
Определяем изгибающий момент от сил, действующих в вертикальной
плоскости в том же сечении (а-в):
М изг = R A ⋅ l1 + SТ (l8 − l4 ) = 44,7 ⋅ 56,2 + 61,7(89,9 − 46,4) = 2512,1 + 2683,9 =
= 5196,0 кНсм
и действующее в сечении напряжение
σВ =
M изг 5196,0
=
= 129,9 МПа
400
WВ
Тогда суммарное наибольшее напряжение в опасном сечении плужной
балки «а-в» будет:
σ = σ Г + σ В = 21,1 + 129,9 = 151,0 МПа
Если принять коэффициент запаса прочности п=1,4, то допускаемое наσ
340
= 242,8 МПа , то есть 242,8 МПа>151 МПа
пряжение будет [σ ] = Т =
п
1,4
Следовательно, имеющаяся плужная балка обладает значительным запасом прочности.
Пример 9. Разработать конструкцию ковша специального профиля
для экскаватора ЭО-3221.
Экскаватор ЭО-3221 на гусеничном ходу с увеличенной опорной поверхностью гусениц. Назначение: производство земляных работ в грунтах IIVкатегорий, разработка новых и очистка находящихся в эксплуатации каналов
мелиоративных и ирригационных систем, погрузка и разгрузка сыпучих материалов. Наиболее рационально использование на слабых грунтах с малой несущей способностью (заболоченных местах, сильно переувлажненных грунтах
и т.п.), так как уширенное и удлиненное гусеничное ходовое оборудование
обеспечивает низкое давление на грунт и высокую проходимость машины.
Исходные данные:
1. Тип рабочего оборудования – обратная лопата;
2. Объем ковша, м3 – 0,63;
3. Мощность силового оборудования (двигателя), кВт – 56;
4. Глубина копания, м, Нк – 4,8;
5. Высота выгрузки, м, Нв – 5,0;
6. Наибольший радиус копания, м, R1 –7,9;
7. Наибольшая скорость передвижения, км/ч – 3;
8. Просвет под поворотной платформой С, м – 1,05;
9. Просвет под нижней тележкой или мостами С1, м – 0,53;
– 3,7;
10. База Б, м
– 2,36;
11. Колея К, м
– 17,0;
12. Продолжительность рабочего цикла, с
– 13,8.
13. Масса экскаватора, т
114
а) Расчет и обоснование основных параметров рабочего оборудования
Анализ поперечных профилей дорожных водоотводных канав, осушительных каналов небольшой глубины показывает, что наиболее рациональным
будет параболический профиль. Поэтому специальный профиль разрабатываемой конструкции ковша и должен соответствовать ему, а, следовательно, боковые стенки и режущая кромка ковша должны быть криволинейными.
В соответствии с этими соображениями принимаем следующую расчетную схему (см. рис. 22). Из технологических и конструктивных соображений
принимаем ширину ковша специального профиля Бк=1300 мм.
Тогда профиль, описывающий принятую форму ковша, будет полукруг с
размерами hk=650 мм, Бк=1300 мм. Тогда площадь сечения будет равна
πhk2 3,14 ⋅ 0,65 2
Fk =
=
= 0,663 м2. Так как экскаватор относится к третьей раз2
2
мерной группе, то объем ковша его по технической характеристике дается
Vk=0,63 м3.Тогда зная площадь сечения ковша, определяем его длину по форV
0,63
муле: Lk = k =
= 0,95 м.
Fk 0,663
Массу разработанного ковша специального профиля можно ориентировочно определить по эмпирической формуле [2], как:
Gk = Vk = 0,63 = 0,795 т или G k = 1,5 ⋅ Vk = 0,945 т для дальнейших
расчетов принимаем среднее между ними значение, т.е. Gk=0,87 т.
Остальные необходимые размеры принимаются из исходных данных или
из технической характеристики экскаватора ЭО-3221 (см. рис. 23).
Для получения полного профиля канавы необходимо ширину ковша увеличить до размера соответствующего ширине канавы по верху, т.е. до
вк=1800мм. С этой целью необходимо оснастить ковш дополнительными боковыми ножами, которые должны быть размещены спереди по периметру параболы имеющей параметры h′ и в; обоснованные размерами канавы (см. рис. 24)
h′=hк-hc
где hк– глубина канавы, см; hc – толщина стружки, снимаемой ковшом за
один раз.
Если глубина канавы hк=60 см, а толщина стружки hc=20 см, то h′=6020=40 см, а в′=Бк+2Δв=вк, здесь Δв– расстояние от верхней части ковша до бокового ножа. Принимая Δв=25 см, будем иметь в′к=130+2⋅25=180,0 см.
Профильный режущий нож крепится в верхней части ковша к специальному козырьку, а в нижней части – к боковым стенкам ковша, как показано на
рис. 22.
б) Расчет усилия резания и силовой расчет
Наибольшее сопротивление грунта резанию будет тогда, когда все элементы фасадной части конструкции ковша будут участвовать в этом процессе.
115
Согласно расчетной схеме (см. рис.25), усилие резания в этом случае должно
преодолевать сопротивление:
Pp = P1 + 2W р.с. + 2W р.н.
где Р1– сопротивление резанию основным ножом ковша выпуклого профиля; Wp.с.– сопротивление резанию боковыми стенками ковша; Wр.н– сопротивление резанию боковыми ножами ковша. Из предыдущей расчетной схемы
(рис. 24) видно, что в данном положении снимается полная стружка: основным
ножом выпуклого профиля – ho ,боковыми ножами – hн и стенками самого ковша– hc, т.е. h=ho+hн+hc.
Рис. 22. Ковш экскаватора с криволинейными ножами:
1–ковш; 2– козырек; 3–боковые ножи; 4 – боковая режущая стенка ковша
116
Рис. 23.Схема работы экскаватора с обратной лопастой:
1–ковш; 2– гидроцилиндры ковша; 3–рукоять; 4– гидроцилиндр рукояти; 5,6 –
удлиняющая и основная части стрелы; I-III– положение ковша во время работы.
117
Рис. 24. расчетная схема ковша:
а) поперечный профиль ковша (вид спереди);
б) размеры и вид плоского ножа
118
Рис. 25. Расчетная схема ковша с элементами его крепления к рукояти
119
Далее необходимо определить все действующие сопротивления.
Сопротивление резанию грунта основным ножом с криволинейной режущей кромкой определяем при следующих допущениях: угол резания δ остается постоянным по всей поверхности ножа, режущая кромка имеет профиль
параболы. Основными параметрами, определяющими условия резания являются ширина в и толщина стружки (рис. 24).
Усилие резания Рр при этом раскладывается на две составляющие горизонтальную Р1 и вертикальную Р2 по осям Z и У.
Данные силы при резании грунта плоским параболическим ножом с постоянной толщиной стружки можно определить по формулам [3]:
2
⎡2
⎤
M 1 ⋅ ho ⋅ в ⎢ К1 ⋅ γ Г ⋅ ho + C ⋅ ctgϕ 2 (K1 − 1)⎥ ,
3
⎣5
⎦
2
⎡2
⎤
P2 = M 2 ⋅ ho ⋅ в ⎢ К1 ⋅ γ Г ⋅ ho + C ⋅ ctg 2ϕ 2 ( K1 − 1)⎥ .
3
⎣5
⎦
P1 =
Принимая во внимание, что наиболее трудоемкой будет работа в суглинистых грунтах, коэффициент К1=1,28[3].
Объемная масса грунта γг в полутвердом состоянии равна 2 т/м3, толщина
срезаемой стружки ho=0,1 м, углы внутреннего ϕ2 и внешнего ϕ1 трения грунта
соответственно 23о, 17о, коэффициенты внутреннего μ1 и внешнего μ2 трения
равны соответственно 0,3 и 0,42, коэффициент сцепления
С=0,04 МПа, ширина резания в=0,6 м, угол резания δ=30о.
Коэффициенты М1 и М2 рассчитываются по формулам:
М 1 = 1 + ctgδ ⋅ tgϕ1 ,
M 2 = ctgδ − tgϕ1
И с учетом принятых значений δ и ϕ1, получим
М1=1,53, а М2=1,42
Для принятых расчетных условий (параметров)
P1 = 2 / 3 ⋅1,53 ⋅10 ⋅ 60[0,4 ⋅1,28 ⋅ 0,002 ⋅10 + 0,04 ⋅ 2,356 ⋅ 0,28] = 1677 Н
Соответственно, вертикальная составляющая сила будет равна:
Р2 = 2 / 3 ⋅1,42 ⋅10 ⋅ 60[0,4 ⋅1,28 ⋅ 0,002 + 0,04 ⋅ 0,966 ⋅ 0,28] = 1556 Н .
Сопротивление резанию грунта боковыми стенками ковша определим как
резание элементарным профилем по формуле:
W pc = 10Cho1,35 (1 + 0,1S ) ⋅ V
где С – параметр, определяющий работу, отнесенную к 1 м3, Нсм/м3(для
суглинков 5…8, принимаем С=5);
S–толщина стенки ковша, конструктивно принимаем S=1,5 см;
V – коэффициент, учитывающий влияние угла заострения. При угле
заострения β=45о, V=1; при принятых значениях
W pc = 10 ⋅ 5 ⋅ 101,35 (1 + 0,1 ⋅ 1,5) ⋅ 1 = 1288 H
Для двух стенок 2Wpc=2576 Н, угол резания δс=90о.
120
Сопротивление резанию для боковых ножей определяется так же, как и
для стенок ковша. Принимая толщину ножа S=2 см, с заточкой его под углом
β=45о, будем иметь:
W pн = 10 ⋅ 5 ⋅ 401,35 (1 + 0,1 ⋅ 2) ⋅ 1 = 5420 Н .
Для двух ножей 2Wрн=10840 Н. Угол резания δн=90о.
Общее сопротивление резанию
Pp = P1 + 2W pc + 2W pн = 15093 Н .
Во время работы расчетный узел испытывает наибольшие усилие в третьем расчетном положении (рис. 26), которое соответствует окончанию копания
грунта. В этот момент на ковш действуют силы: реакция грунта Рp(P1, P2,
Wpc,Wpн), сила тяжести Gk+2 и сила, развиваемая гидроцилиндром поворота
ковша Рцк (рис.25). Силы P1,P2,Wpc,Wpн рассчитаны ранее. Значение силы Рцк определяется по расчетной схеме, как:
Pцк = Т ⋅ r / r2
где Т – сил, передаваемая на ковш через систему рычагов от гидроцилиндра, Н.
Если составить уравнение равновесия сил относительно точки С1 находящейся на рукояти, то можно определить силу Т.
∑ М с1 = 0,2W pн ⋅ l + Gк+г ⋅ r1 + 2Wpc ⋅ l1 + P1 ⋅ lo − Tr = 0
Откуда T =
2W pн ⋅ l + Gк + г ⋅ r1 + 2W pc ⋅ l1 + P1 ⋅ lo
r
Принимая значение плеч l=0,28 м, r1=0,198 м, l1=0,542 м, lo=0,725 м,
r2=0,312 м , r=0,27 м (рис. 25).
Силу тяжести ковша с грунтом определяем, как
к
Gк + г = Vк ⋅ γ г н + Gк = 1,36 т = 13600 Н ,
кр
где кн и кр – коэффициенты наполнения и разрыхления грунта в ковше
(кн=1,0, кр=1,1).
Определяем значение силы Т
10840 ⋅ 0,28 + 13600 ⋅ 0,19 + 2576 ⋅ 0,542
= 25,98 кН
Т=
0,27
Тогда усилие в цилиндре ковша должно быть
25,98 ⋅ 0,27
Рц .к . =
= 22,48 кН
0,312
121
Рис. 26. Расчетная схема элементов конструкции рабочего оборудования
экскаватора: а) нагружении ковша при заглублении;
б) нагружения балки;
1–балка; 2-проушина; 3–вырез под козырек
122
Рис. 27. Расчетные схемы: а) узла сочетания ковша с рукоятью:
1– рукоять; 2–балка; 3–вкладыш; 4–палец
б) для бокового ножа ковша
в) Расчет узлов и деталей ковша на прочность
Для разработки конструкции специального профиля рассчитаем на прочность некоторые его элементы: балку, соединение боковых ножей, палец, соединяющий ковш с рукояткою, боковые ножи.
– Балка служит для крепления рукоятки и тяги поворота к ковшу при
помощи пальцев, для которых в ней сделаны проушины (см. рис. 27а). Определим толщину балки, исходя из максимально возможного ее загружения. Расчетная сила Рх принимается для случая, когда ковш в начале копания грунта
внезапно упирается в жесткое препятствие (см. рис.26а), находясь на расстоянии R1 от центра тяжести системы (машины).
Суммарная жесткость препятствия и ковша определяет по известной
формуле [4].
C ⋅C
C= 1 2 ,
C1 + C 2
где С1– жесткость ковша; С2– жесткость препятствия. Согласно данным
этого же источника [4], принимаем С1=92⋅103 Н/м, а С2=1850⋅103Н/м.
92 ⋅ 10 3 ⋅ 1850 ⋅ 10 3
= 87,6 ⋅ 10 3 Н/м
Тогда C =
3
3
92 ⋅ 10 + 1850 ⋅ 10
123
Для принятого условия силу Rx определяем по формуле
Rx = Tx + Vп Gк + р ⋅ С ⋅ 10 / g
где Тх– усилие от штока поршня гидроцилиндра стрелы на ноже ковша;
Vп– скорость перемещения поршня, Vп=0,125 м/с;
Gк+р– сила тяжести ковша и рукояти;
Тх– движущаяся сила во время столкновения ковша с препятствием,
которая определяется, как Tx = Pцр ⋅ сos30o ⋅ 0,79 / 2,50 (Н)
здесь Рцр– усилие гидроцилиндра рукояти, определяемое по формуле:
Pцр = 2 ⋅ π ⋅ V 2 ⋅10 ⋅ 08 / 4 = 195200 Н – это усилие соответствует выталкиванию
штока с учетом его диаметра.
Тогда Tx = 195200 ⋅ cos 30 o ⋅ 0,79 / 2,5 = 53418 Н и R x = 53546 Н.
Значение вертикальной составляющей реакции грунта на ковш Rz возможно при «вывешивании» машины на ковше, опорные реакции на колесах
близки к нулю. В этом случае уравнения равновесия относительно точки опрокидывания 0 (рис. 26а) позволит найти значения этой силы:
G (R − l )
108000(7,6 − 5,0)
= 56160 Н
R z = M 1 c или R z =
5,0
lc
где GМ– сила тяжести машины (экскаватора) без рабочего оборудования и
системы его управления.
За расчетное значение принимается наибольшая сила R z = 56,16 кН.
Опасным сечением в балке будет сечение II-II, где сделан вырез под коl
зырек ковша. Изгибающий момент здесь будет равен M = R z ⋅
или
2
0,128
M = 56,16 ⋅
= 3594 Н⋅м
2
Принимая это нагружение за случайное, берем коэффициент запаса прочности
К=1,4.
Материал
ст.3,
допускаемое
напряжение
[σ ] = 240 = 171,4 МПа, где σТ для ст.3 принимаем σ T
[σ ] = σ T
1,4
или
= 240 МПа.
1,4
Момент сопротивления в сечении II-II относительно оси Х-Х
M
3594
Wx =
= 0,21 ⋅ 10 −4 м3.
или Wx =
[σ ]
171,4
Момент инерции J x = W x ⋅ H / 2 , где Н– длина прямоугольного сечения
балки. Принимая Н=0,172 м будем иметь
J x = 0,21 ⋅ 10 −4 ⋅ 0,172 / 2 = 0,018 ⋅ 10 −4 м4.
124
С другой стороны, для прямоугольного сечения J x = H 2 ⋅ в / 12 . Откуда определим толщину балки в=0,018⋅10-4⋅12/0,005≈4,5 мм с учетом размера козырька, принимаем вб=60 мм.
Расчет соединения бокового ножа.
Боковые ножи ковша в верхней части прикрепляются к специальной
планке, которая крепится к корпусу ковша болтами.
В связи с этим в дальнейшем в расчете необходимо определить количество болтов. Для этого принимаем среднее значение допускаемого напряжения на
срез [τсрез]=0,27σТ
Для σТ=240 МПа, [σсрез]=66,48 МПа.
Из условия прочности определим диаметр болта:
d o ≥ 4 Px / πiz τ ср
[ ]
где Рх– расчетное усилие, равное Rx и приложенное к боковому ножу
(53546 Н); i– число плоскостей среза, i=1; z – число болтов крепления ножей.
Для одной половина конструктивно принимаем z=6 шт. Тогда
d o = 4 ⋅ 53546 / 3,14 ⋅ 1 ⋅ 6 ⋅ 66,48 ≅ 15,6 мм
Принимаем болт М 20⋅60,58, ГОСТ 7805-70.
В нижней части боковые ножи крепятся непосредственно к корпусу ковша при помощи заклепок, количество которых определяем по условию прочности на срез по формуле
P ⋅4
п ≥ 2x
,
πd 3 τ ср
где Рх– расчетное усилие, принятое перед этим; d3– диаметр заклепки,
принимаем его равным диаметру болта, т.е. d3=20 мм;[τсрез]– допускаемое сопротивление заклепок на срез, принимаем равным 98,1 МПа.
Тогда п ≥ 53546 ⋅ 4 / 3,14 ⋅ 0,022 ⋅ 98,1 = 1,7 шт
По условию прочности на смятие
Px
n>
t ⋅ d 3 [σ c ]
где t– толщина листа, t=20 мм;
[σсм]– допускаемое напряжение на смятие, [σс]=235,44 МПа
n = 53546 / 2 ⋅ 2 ⋅ 235,44 = 0,6 шт
Принимаем внизу крепление боковых ножей двумя заклепками 20⋅42
ГОСТ10299-80 в общем количестве 4 штуки. Для их размещения необходимо
определить ширину бокового ножа с каждой стороны ковша. Из условия прочности на растяжение рабочая площадь сечения ножа должна быть определена
из выражения
[ ]
Fн =
Рx
[σ ]
p
125
здесь [σp]– допускаемое напряжение на растяжение, принимаемое
15,96 МПа.
Тогда Fí = 53546 / 15,96 = 3,36 см2
Рабочая ширина ножа (за вычетом ослабления заклепочными отверстиями) будет
в н′ =
Fн 3,36
=
= 1,7 см
t
2
Вместе с этим нож к пластине крепится с помощью сварки. Для прочности сварного соединения необходимо, чтобы допускаемое суммарное сопротивление было не меньше силы действующей на данное соединение, т.е.
2 Fфл + 2 Fлб ≥ F , F = 0,7 ⋅ k p ⋅ l
где kp– принимаем для флангового и лобового швов, кр=10 мм; l – длина
шва принимается конструктивно 200 мм для флангового, 40 мм для двух лобовых швов.
Тогда Fфл=1400 мм2, Fлб=280 мм2, F=1680 мм2.
Допускаемое напряжение растяжения для соединяемых деталей сваркой
будет σТ=225 МПа и [n]=1,45
[σ ] = σn
p
[ ]
Т
225
= 155 МПа
1,45
Напряжение в швах при срезе [τ ср ] = 0,6[σ р ] или [τср]=0,6⋅155=93 МПа
Тогда τ =53546/1680=31,9 МПа <[τср].
Условие прочности сварного соединения также выполняется.
Расчет пальца соединяющего рукоять с ковшом. Расчетную схему см.
рис. 27, из которого диаметр пальца определяем из условия работы его на срез:
d n = 2R ′ / π [τ ]
где R′– расчетное усилие, определяемое как 2 R ′ = R z = 56160 Í ; [τ ]– допускаемое напряжение на срез. Для ст.3 [τ ]=107,8 МПа
Тогда d = 56160 / 3,14 ⋅ 107,8 = 13,2 мм
Конструктивно с большим запасом прочности принимаем диаметр пальца
d=90 мм.
Напряжение смятия во вкладыше втулки пальца будут равны
σ c = R ′ / td
где t – ширина вкладыша, принимая t=0,08 м, будем иметь
σ c = 28080 / 0,08 ⋅ 0,09 = 3,88 МПа, что удовлетворяет условию прочности.
Расчет на прочность боковых ножей.
Расчетная схема представлена на рис. 27б, из которой видно, что практическое значение силы, действующей на балку с двумя опорами может быть определено, как
То есть σ p =
126
16,93
С1 ⋅ С 2 ,
lн2
где С1– жесткость при боковом изгибе балки, C1 = E ⋅ J z , E – модуль упругости. Для стали Е=0,196⋅105Мпа; Jz – момент инерции относительно оси Z-Z,
Ppн =
Jz =
δ н ⋅ ан3
; ан– ширина ножа, м; δн– толщина ножа (20 мм); С2– жесткость при
12
кручении, С2=G⋅Jk; Jk– момент инерции при кручении, Jk=β⋅aн⋅δн3; β– коэффициент, зависящий от отношения ан/δн (для балки с сечением в виде узкого прямоугольника β=1/3); G– модуль упругости при сдвиге, G=Е/2(1+μ)=Е/2,6.
Из приведенных формул определим основные размеры ножа ан и lн.
Ширина ножа aн = Rx ⋅ lн2 / Еδ н2 ⋅ 16,93 ⋅ 0,36 .
При длине l í = 0,6 м (конструктивно принятой величины в зависимости
от параметров самого ковша) и Ppí = R x = 53546 Н из вышеприведенного выражения получаем ан=8 см. С учетом размещения заклепок диаметром
20 мм принимаем ан=10 см.
Пример 10. Усовершенствовать конструкцию самоходного катка на
пневмошинах ДУ-31А.
Каток ДУ-31А предназначен для уплотнения дорожных оснований и покрытий из грунтов, гравийных и щебеночных материалов, перемешанных с неорганическими (минеральными) и органическими вяжущими материалами.
Усовершенствование конструкции данного катка будет заключаться в
разработке более совершенного варианта гидравлической системы подвески
колес катка (рабочего оборудования), т.е. необходимо будет скомпоновать подвеску и составить гидравлическую схему.
Взятый за базовый вариант каток ДУ-31А должен иметь гидравлическую
(независимую) подвеску колес, за счет чего при уплотнении они (колеса) будут
приспосабливаться к неровностям укатываемой поверхности. Ввиду постоянства давления в каждом цилиндре подвески будет сохраняться примерно одинаковая сила воздействия каждого колеса на уплотняемую поверхность.
Исходные данные:
1. Масса, т:
без балласта
8,44
с балластом
16,0
2. Ширина уплотняемой полосы, мм– 1920
3.Количество колес, шт:
передних (ведомых)
3
задних (ведущих)
4
4. Схема расположения колес
шахматная
5. Размер шин
14,00-20′′
6. Трансмиссия
гидромеханическая
127
7. Скорость движения, км/ч
до 18
8. База, мм
3600
а) Расчет и обоснование основных параметров катка
К основным параметрам пневмоколесных катков, в том числе и самоходных, относятся типоразмеры пневмоколесных шин, зазоры между шинами и
максимальная масса катка. Принимаем эти параметры такими, какие они есть у
катка ДУ-31А, т.е. размер шин 14,00-20′′, расстояние (зазор) между шинами
433мм, максимальная масса катка (с балластом) –16 т.
Следовательно, никаких расчетов по данным параметрам не производим.
б) Тяговый расчет катка
Возможность преодоления возникающих сопротивлений при работе катка
определяется максимальным значением окружной силы на ведущих колесах
Pomax , величина которой ограничивается усилием сцепления шины с грунтом
(уплотняемой поверхностью)
4
Gсц = Gk ⋅
n
(
)
где Gk– максимальная масса катка, Gk=16 кг;
n – общее количество колес катка.
Gсц = 16 ⋅
4
= 91428 Н=91,43 кН
7
Таким образом, окружная сила на ведущих колесах должна быть как
Pomax ≥ ϕ ⋅ Gсц > ∑ W
здесь: ϕ– коэффициент сцепления, который принимаем для пневмоколес
равным 0,6;
ΣW– сумма всех сопротивлений возникающих при работе катка,
кН, которая определяется выражением
∑W = Wn + Wi + Wn
где Wn– сопротивление перекатыванию катка определяемое, как
Wn = G k ⋅ f ⋅ g
здесь f– коэффициент сопротивления перекатыванию катка, с учетом трения с подшипниках, зависящий от характера и степени уплотнения грунта, принимаемый для средних условий f = 0,13.
Wn = 16000 ⋅ 0,13 ⋅ 10 = 20,8 кН
Wi– сопротивление от преодоления уклона поверхности уплотнения определяемое, как Wi = G k ⋅ i ⋅ g
здесь i– расчетная (предельно) величина уклона местности, принимаемая
i=3 %
Wi = 16000 ⋅ 0,03 ⋅10 = 4,8 кН
128
Wн– сопротивление от преодоления сил инерции, определяемое по
Gk ⋅ Vср
формуле: Wn ≅
,
gt
где Vср– средняя рабочая скорость катка, м/с, принимаем Vср=1,4 м/с;
t – время разгона катка до скорости Vср, с. Принимаем t=8 с
Wн =
16000 ⋅1,4
= 290 кГс=2,9 кН
9,81 ⋅ 8
Сопротивлением воздуха пренебрегаем, так как скорость движения катка
мала, да и площадь парусности как боковая так лобовая невелики.
Таким образом, суммарное сопротивление всех действующих составляющих будет: ∑ W = 20,8 + 4,8 + 2,9 = 28,5 кН, а максимальное значение окружной силы будет: Pomax = 91,43 ⋅ 0,6 = 54,86 кН.
В зависимости от полученных значений ΣW и Pomax принимаем
Ро=30,0 кН.
Необходимый крутящий момент на каждом ведущем колесе определяем
по формуле M кр =
Ро ⋅ r
n
где r – радиус колеса в рабочем положении, определяемый как
r = εro
здесь rо – радиус шины (колеса) в свободном состоянии, равный 573 мм;
ε – коэффициент деформации шины, равный 0,9.
Тогда r = 0,9⋅573=516 мм
30,0 ⋅ 0,516
M окр =
= 3,87 кНм
4
И, наконец определяем потребную мощность силового оборудования для
выполнения работы катком по формуле:
Nn
∑W ⋅ V
ср
η
где ΣW– суммарное значение действующих сопротивлений, принимаем
равным принятому значению Ро, т.е. ΣW=30 кН;
Vср– принятая ранее равной 1,4 м/с;
η– к.п.д. трансмиссии от двигателя к ведущим колесам катка,
η=0,87.
30.0 ⋅ 1,4
Nn =
= 48,3 кВт
0,87
Коэффициент использования по мощности силового оборудования (двигателя) катка при работе его на уплотнении грунта будет
N
48,3
= 0,73 ,
nN = n =
66
Ne
129
т.е.используется на 73 %, что вполне приемлемо для работы катка.
в) Силовой и прочностной расчеты элементов конструкции подвески
колес.
Как принято для пневмоколесных катков, назначаем величину отклонения каждого колеса от средней опорной поверхности катка по вертикали в пределах ± 10 см. На каждое колеса катка при работе проходится нагрузка
G1 =
Gк 16000
=
= 2285,7 кГс=22,86 кН
п
7
Балансиры задних ведущих колес будут опираться непосредственно на
гидроцилиндры. Передняя подвеска будет иметь рычажную конструкцию (см.
рис. 28). Принимаем конструктивно отношения плеч рычага как 2/3, что соответствует следующим размерам в натуре 180/270 мм (меньшее плечо на гидроцилиндре). В соответствии с этим усилие на штоке гидроцилиндра будет
3
P1 = 22,86 ⋅ = 34,29 кН
2
Ход поршня Н1=20⋅2/3=13,5 см
Для задней подвески соответственно принимаем: Р2=22,86 кН;
Н2=20 см.
При равном давлении масла в цилиндрах соотношение их диаметров будет такое:
D1
3
=
= 1,23
D2
2
С достаточным приближением выбираем по нормальному ряду диаметров
[4] D1=80 мм, тогда D2=D1/1,23≈65 мм.
Рабочий объем масла в цилиндрах равен:
Vц = 0,785D12 ⋅ H 1 ⋅ 3 + 0,785D22 ⋅ H 2 ⋅ 4 ≈ 4700 см3
Для восполнения объема масла в цилиндрах или погашения избытка его при
резком опускании или подъеме отдельных колес на неровностях уплотняемой
поверхности – предусматривается в гидросистеме подвески колес установка
одного аккумулятора для передних колес и двух аккумуляторов для задних (cм.
рис. 29). При этом предусмотрена возможность отключения каждого аккумулятора.
130
Рис. 28. Конструкция гидравлической подвески передних колес
самоходного пневмокатка
131
Давление масла в гидросистеме определим по формуле:
P 3429 кГс
P= 1 =
= 68 кГс/см2=668,6 Па≈0,67 кПа
F1
50,3
Исходя из этого значения можно оставить насос, который стоит в гидросистеме катка ДУ-31А, т.е.НШ-32 с удельной производительностью 32,57
см3/об.
Тогда при nмин=1100 об/мин общая производительность будет
32,57⋅1100⋅0,9=32200 см3/мин≈530 см3/с. Следовательно, весь рабочий объем в
Vц
4700
=
≈ 9 с.
цилиндрах насос может заполнить за время равное
530 530
Определение наибольшего усилия, которое требуется для поворота передних колес на месте. Ориентировочно момент сопротивления повороту нагруженного колеса на пневмошине определяем по формуле:
π
M n = λ3 σ ⋅ ϕ ⋅ k 3
12
где σ– среднее давление на площади контакта шины с опорной поверхностью, кГс/м2
k
λ=
≈ 0,7
2a
здесь а – большая полуось эллипса площади контакта шины с опорной
поверхностью, а=0,25 м (рис. 30).
Их этого же рисунка площадь контакта определяем по формуле
Fk = π ⋅ a ⋅ в = 3,14 ⋅ 0,25 ⋅ 0,14 ≈ 0,11 м2
G
22,86
= 207,8 кН/м2
тогда σ = 1 =
F
0,11
k=0,7⋅0,5=0,35
Определяем момент сопротивления повороту колеса Мп.
3,14
M n = 0,7 3 ⋅
⋅ 207,8 ⋅ 0,6 ⋅ 0,353 = 485 Н=0,485 кН⋅м
12
Проверим возможность осуществления поворота колес. Момент на рулевом колесе (штурвале)– Мр=Rk⋅P, где Rk – радиус штурвала, м; Р – прилагаемое
усилие, Н.
Определим
величину
момента,
поворачивающего
колеса:
М=20⋅Мр=20Rk⋅P
где 20 – передаточное отношение рулевого усилителя.
Этот момент должен быть не менее 3 Мп (три колеса). Тогда усилие на
штурвале P =
3Мп
3 ⋅ 485
=
= 291 Н.
20 Rk 20 ⋅ 0,25
Что допустимо, так как усилие рабочего (оператора) для поворота колеса
на месте должно быть не более 400 Н.
132
Рис. 29. Схема гидравлическая принципиальная пневмокатка ДУ-31А
Рис. 30. Схема к расчету устойчивости пневмокатка ДУ-31А
133
Проверка прочности основного сечения шкворня поворотного колеса передней подвески.
Для расчета принимаем аварийный случай – наезд двумя колесами на неопределимое препятствие по инерции с выключенным сцеплением.
Предполагаем жесткость шины весьма небольшой по сравнению с жесткостью металлических конструкций подвески, тогда сила инерции
Pи = V p
Gk
⋅ 2Cш
981
где Vp– рабочая скорость, см/с;
Сш– жесткость шины принимаем [4] 500 кГс/см
16000
Pи = 140
⋅ 2 ⋅ 500 ≈ 17436 кГс=174,4 кН
981
Реакция
на
колесе
при
наезде
его
на
препятствие
R x = Pи − Gk ⋅ f = 174,4 − 160,0 ⋅ 0,13 = 174,4 − 20,8 = 153,6 кН
Изгибающий момент в сечении х-х (рис. 30), действующий на шкворни
колес: M изг = Rx ⋅ 0,8 = 153,6 ⋅ 0,8 = 122,9 кНм.
Момент сопротивления сечения шкворня Wш = 0,1(12 2 − 8 2 ) = 121,6 см3
Напряжение возникающее в сечении
σ=
Mи
G1
22,86
122,9
+
=
+
= 490,2 МПа
2
2
2
2
0,1(12 − 8 ) Wш ⋅ 2 0,1(12 − 8 ) 121,6 ⋅ 2
Материал шкворня рекомендуется– сталь 20, предел текучести которого
σТ=650 МПа.
σ
650
= 565,2
Допускаемое напряжение этого материала будет [σ ] = Т =
1,15
МПа
1,15
Следовательно, [σ]>σ, что говорит о правильности подбора материала
шкворня.
134
Библиографический список
Основная литература
1. Тюрин, Н. А. Дорожно-строительные материалы и машины [Текст] : учебник
/ Н. А. Тюрин, Г. А. Бессараб, В. Н. Язов. – М. : Академия, 2009. – 299 с.
2. Макеев, В. Н. Дорожные и гидромелиоративные машины [Текст] /
В. Н. Макеев. – Воронеж, 2007. – 139 с.
Дополнительная литература
1. Макеев, В. Н. Курсовое и дипломное проектирование дорожно-строительных
машин [Текст] : учебное пособие / В. Н. Макеев, В. К. Курьянов. – Воронеж,
2002. – 243 с.
2. Макеев, В. Н. Дорожно-строительные материалы и машины [Текст] :
методические указания к выполнению курсового проекта (работы) для
студентов специальности 260100 – Лесоинженерное дело / В. Н. Макеев. –
Воронеж, 2004. – 58 с.
3. Машины для земляных работ. Теория и расчет [Текст] / Т. В. Алексеева [и
др.]. – М. : Машиностроение, 1964. – 467 с.
4. Справочник конструктора дорожных машин [Текст] : под ред.
И. П. Бородачева. – М. : Машиностроение, 1973. – 503 с.
5. Макеев, В. Н. Методические указания к выполнению лабораторных работ по
курсам «Дорожно-строительные машины и материалы» спец. 260100 –
Лесоинженерное дело и «Дорожно-строительные машины», «Дорожные и
гидромелиоративные машины» спец. 170400 «Машины и оборудование лесного
комплекса» [Текст] / В. Н. Макеев, М. И. Круцких, М. Н. Губанов – Воронеж,
2001. – 74 с.
6. Машины и оборудование для строительства мелиоративных систем [Текст] :
каталог-справочник. – М. : ЦНИИТЭстроймаш, 1975. – 330 с.
7. Дорожные машины [Текст] : каталог-справочник. – М. : ЦНИИТЭстроймаш,
1972. – 481 с.
8. Дорожные машины [Текст] : каталог-справочник. – М. : ЦНИИТЭстроймаш,
1976. – 461 с.
9. Дорожные машины [Текст] : каталог-справочник. – М. :ЦНИИТЭстроймаш,
1981. – 494 с.
10. Лозовой, Д. А. Землеройно-транспортные машины [Текст] : справочное
пособие / Д. А. Лозовой, А. А. Покровский. – М. : Машиностроение, 1973. –
253 с.
11. Машины для землеройно-транспортных работ [Текст] : отраслевой каталог.
– М. : ЦНИИТЭстроймаш, 1989. – 208 с. – [11].
12. Современные корчеватели [Текст] : обзор. – М. : ЦНИИТЭстроймаш, 1972.
– 55 с. – [12].
13. Дорожно-строительные машины [Текст] : справочное пособие. – М. :
Машиностроение, 1963. – 596 с. – [13].
135
14. Плешков, Д. И. Бульдозеры, скреперы, грейдеры [Текст] : учебник /
Д. И. Плешков, М. И.Хейфец, А. А. Яркин. – М. : Высш. шк., 1980. – 272 с.
15. Войнич, Л. К. Справочник молодого машиниста бульдозера, скрепера,
грейдера [Текст] / Л. К. Войнич, Р. Г. Прикащиков. – М. : Высш. шк., 1979.–199
с. – [15].
Оглавление
Введение……………………………………………………………………………...3
1.Задание на курсовую работу……………………………………………………...4
2. Темы курсовой работы…………………………………………………………..13
3. Варианты индивидуального задания на курсовую работу……………………15
4. Примеры выполнения расчетной части пояснительной записки…………….39
Пример 1. Усовершенствовать конструкцию отвала с
толкающими брусьями бульдозера ДЗ-35С………………………39
Пример 2. Разработать конструкцию ломаного отвала к
бульдозеру ДЗ-24……………………………………………………54
Пример 3. Разработать конструкцию канатно-блочной
системы принудительного заглубления отвала
бульдозера ДЗ-17…………………………………………………...60
Пример 4. Разработать конструкцию двузубого рыхлителя
к бульдозеру ДЗ-54С………………………………………………..66
Пример 5. Разработать конструкцию навесного рыхлителя
плотных и мерзлых грунтов к бульдозеру ДЗ-34С………………73
Пример 6. Усовершенствовать конструкцию рабочего
оборудования скрепера ДЗ-74…………………………………….82
Пример 7. Усовершенствовать конструкцию основной рамы
автогрейдера ДЗ-2………………………………………………….94
Пример 8. Усовершенствовать конструкцию режущего
оборудования грейдер-элеватора ДЗ-507 А……………………..101
Пример 9. Разработать конструкцию ковша специального профиля
для экскаватора ЭО-3221…………………………………………113
Пример 10. Усовершенствовать конструкцию самоходного
катка на пневмошинах ДУ-31А………………...……………….126
Библиографический список………………………………………………………134
136
34-00
Макеев Виктор Николаевич
ДОРОЖНО-СТРОИТЕЛЬНЫЕ МАТЕРИАЛЫ И МАШИНЫ
Методические указания к выполнению курсовой работы
(задание, темы, варианты и примеры выполнения)
для студентов специальности 250401 – Лесоинженерное дело
Оформление – Е.А. Попова
Подписано в печать 20.10.2010. Формат 60×90 1/16. Объем 8,5 п. л.
Усл. печ. л. 8,5. Уч.-изд. л. 9,85. Тираж 150 экз. Заказ
ГОУ ВПО «Воронежская государственная лесотехническая академия»
РИО ГОУ ВПО «ВГЛТА». 394087, г. Воронеж, ул. Тимирязева, 8
Отпечатано в УОП ГОУ ВПО «ВГЛТА». 394087, г. Воронеж, ул. Докучаева, 10
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
13
Размер файла
2 169 Кб
Теги
материалы, дорожной, курс, машина, строительная
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа