Диплом (1219916), страница 5

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

Лист№ докум.Подпись Дата39Определяем усилие S , необходимое для подъема отвала. Наиболеетяжелыми условиями при подъеме отвала являются усилия, когда ножначинает выглубляться и при этом трактор продолжает двигаться.При подъеме отвала необходимо преодолеть моменты сопротивления отследующих сил: силы тяжести рабочего органа Gp силы тяжести грунта Gг ,горизонтальной силы Pc , вертикальной составляющей силы резания Pz .Сила S может быть определена из условий равновесия системыMAS S'  Pc  m  Pz  l2  Gp  lo  Gг  l1  2  S  r  0 ;Pc  m  Pz  l2  Gp  lo  Gг  l1(2.29)2r269,9  0,47  0  4,98  7,84  2,55  36,46  5,16 35,9кН2  4,66Так как S < S , то по последней формуле k уст находим фактическое значение k устk уст 299,88  3,81  0,47(269,9  2 138,5  sin 42)1212 138,5  2,4  0,666  (0  2 138,5  cos 42  7,84  36,46) )2 1,932.2.7. Определение нагрузок на оборудование бульдозера.Величинадействующегонаотвалбульдозерамаксимальногогоризонтального усилия во время движения РСmax определяется как сумматягового усилия по сцеплению и динамического усилия Рдин (силы инерции) сучетом сопротивления передвижению базовой машины, определяется поформуле:Pcmax  PР  Pq(2.30)где Pр - максимальное (расчетное) тяговое усилие бульдозера посцеплению;Pq - динамическое усилие, НЛистИзм.

Лист№ докум.Подпись Дата40Величина максимального тягового усилия бульдозера по сцеплениюопределяется по формуле:Pр  Gб  max , Н(2.31)Gб - вес трактора с бульдозерным оборудованием, кг; max- коэффициент сцепления, = 0,9;Pр  299,88  0,9  269,9кНВеличина динамического усилия определяется по формуле:Pq    G где:C,g(2.32)- скорость бульдозера в момент встречи с препятствием,(номинальная скорость на 1 передаче), м/с = 0,69;g – ускорение свободного падения = 9,8 м/с;С – приведенная жесткость препятствия и системы навесногооборудования, принимается как массив мерзлого грунта 2500 кН/м;Pq  0,69  299,88 *2500 190,8кН9,8P  269,9  190,8  460,7кНPz  P  sin 17 0  460,7  0,292  134,5кНPx  P  cos17 0  460,7  0,956  440,6кНВеличина приведенной жесткости определяется зависимостьюСС1 * С 2С1  С 2(2.33)где: С1 – жесткое препятствие;С2 – жесткость навесного оборудования.ЛистИзм.

Лист№ докум.Подпись Дата41С 2   * Gбо ,где:(2.34) - коэффициент жесткости навесного оборудования на 1 кгмассы трактора, = 0,9;Gбо - вес бульдозерного оборудования, кг.С2  0,9 * 2500  2250 кН / мС2500 * 2250 1184,22500  2250Жесткость металлоконструкции навесного оборудования бульдозера:А2  а ж  Gо 1000(2.35)где  ж - коэффициент жесткости навесного оборудования бульдозерногооборудования на 1 кг массы трактора, равен 0,9…1,0 кН/(мкг);а ж  1  24,5  24,5кНА2  24,5  24,5 1000  600250 кН / мМаксимальнаянагрузкадействующаянакрепленияшарнировтолкающих брусьевRш Tнб  V маш  С 1000  (mб  mо ) /(1000  Р1 )2(2.36)где mо – масса отвала.Rш 269,9  0,69  1184,2 1000  (25,5  2,5) /(1000  440,6) 195,2кН2ЛистИзм. Лист№ докум.Подпись Дата42SШrPШАmPCPШm axРисунок 2.9. Схема к расчету определение нагрузок в шарнирах рабочего органа.МИз суммы моментовА 0 максимальная нагрузка в шарнирахгидроцилиндров:Sø  PCmax  m2rSв  (2.37)460,7  0,47 22,2кН2  4,66Рисунок 2.10.Схема действия сил на бульдозерное оборудование.Из условий равновесия рабочего оборудования находим силы в шарнире С1 L 1  S  cos;Х С1  P1  2 4d 2 (2.38)ЛистИзм.

Лист№ докум.Подпись Дата43 L 1  G S  cos;Z С1   P2   2 4d 2  2(2.39)где d=1,2 м;  =35;X C1  440,6(Z C1  134,5(5,11 138,5  cos35 ) 745,16кН4  1,2 225,11 24,5 138,5  cos35 ) 165,68кН4  1,2 222Рисунок 2.11. Расчетная схема толкающего бруса.Сила PB в подкосе (рисунок 8) и реакции X A , Z A в шарнире A1 определяются111из условий равновесия толкающего бруса;PB1 PB1 Z C1  1  X C1 md;(2.40) 165,68  2,55  745,16  0,47 м 643,92кН1,2 мX A1  X C1  ( PB1  PB2 ) cos 2;(2.41)X A1  745,16  (1287 ,84) cos30  370,14кНZ A1  Z C1  ( PB1  PB2 ) sin  2;(2.42)Z A1  165,68  (1287 ,84) sin 30  478,24кННайденное значение силы в подкосе соответствует случаю одинаковогонагружения правого и левого подкоса PB  PB .

Учитывая возможность12ЛистИзм. Лист№ докум.Подпись Дата44неравномерного распределения нагрузок между подкосами, допускаем чтоработает лишь один из них, и за расчетное значение силы в подкосе принимаемудвоенное значение силы PB1PB  2 PB1  2  (643,92)  1287 ,84кНПроектируя силы X C и Z C на оси X  и Z  (рисунок 2.11) и складывая11проекции, получим:X C 1  X C1 cos1  Z C1 sin 1;(2.43)X C 1  745,16  cos 3  (165,68кН )  sin 3  735,47 кНZ C 1   X C1 sin 1  Z C1 cos1;(2.44)Z C 1  745,16  sin 3  (165,68) cos3  204,45кНРисунок 2.12. Схема к расчету на прочность толкающих брусьев и подкосов.В опасном сечении бруса aa действуют следующие усилия:изгибающий момент в плоскости xOz M   Z C 1  2;(2.45)M   204,45  2,1м  429,35кН  мЛистИзм. Лист№ докум.Подпись Дата45Изгибающий момент в плоскости xOy :M   Z C 1 ;(2.46)M   204,45  5,16  1054,96кН  мСжимающая силаN  X C 1  PB1 cos(1   2 );(2.47)N  735,47  (643,92) cos33  195,43кНПроверка прочности бруса в сечении производится по уравнениюM  M N [ ]W y Wz  0 Fб;(2.48)где Fб -площадь поперечного сечения бруса, Fб =0,025 м 2 ;[  ]-допустимое напряжение, [  ]=580МПа; 0 -коэффициент уменьшения допускаемых напряжений для сжатыхстерней,  0 =0,86; 429,350,0043 м31054,960,0038 м3 195,430,86  0,025 м 2 168,7 МПаНеобходимое условие  <   выполняется,168,7 МПа <580МПа.2.2.8.

Определение номинального давления в гидросистеме.Номинальное давление, рн (МПа), в гидросистеме выбирается изнормального ряда согласно ГОСТ 12445-80.Dц 4 S  К рp  ц  (2.49)где S – усилие на штоке гидроцилиндра, S = 138,5 кН;ɳ - КПД гидроцилиндра;ЛистИзм.

Лист№ докум.Подпись Дата46Кр–поправочный коэффициент, учитывающий влияние потерьдавления в линиях нагнетания и слива, а также трения в уплотнениях штока ипоршня гидроцилиндра ( К р = 1,15…1,30);рн – максимальное давление в гидроцилиндре подьема отвала, поаналогу рн = 22 750 кПа.Dц 4 138,5 1,2 0,101м22750  0,9  3.14Принимаем диаметр гидроцилиндра D = 110 мм.d ш  0,7  Dц  0,6 110  66 ммПринимаем диаметр штока гидроцилиндра d ш  70 ммПринимаем гидроцилиндр с диаметром 110 мм, диаметром штока 70 мми рабочим ходом 400 мм.Рисунок 2.13. Гидроцилиндр.ЛистИзм. Лист№ докум.Подпись Дата472.2.9. Выбор рабочей жидкости.В зависимости от температурных условий, режима работы гидроприводаиноминальногорабочегодавлениявыбираетсярабочаяжидкость.Номинальной температурой рабочей жидкости при номинальном давлениивыше 10 Мпа считается температура 50-60С.Учитывая, что данный гидропривод предназначен для работы приположительной и отрицательной температуре, выбираем рабочую жидкостьВМГЗ, ее параметры указаны в таблице 2.1.Таблица 2.1 Параметры рабочей жидкостиУдельный вес при 50°С, Кинематическаякг/м3Температурныйвязкость при 50°С, интервал применения,860мм2/с°С10-40…+652.2.9.

Расчет параметров гидродвигателейДиаметргидроцилиндрасоднобокимштокомопределяетсявзависимости от схемы его включения и направления действия нагрузки.При подаче жидкости в поршневую полость диаметр определяется поформуле:D2R;pц гмц(2.50)При подаче жидкости в штоковую полость диаметр определяется поформуле:D2R;pцгмц(2.51)где R - нагрузка на штоке, Н;рц - перепад давления на гидроцилиндре, Па;гмц-гидромеханическийкоэффициентполезногодействияЛистИзм. Лист№ докум.Подпись Дата48гидроцилиндра, гмц = 0,93-0,97; = 1,25 – отношение площадей поршневой и штоковой полости.Перепад давления на гидроцилиндре предварительно можно принять:рц  0,8...0,9 рн  0,9  32  28,8МПаОпределяем диаметр гидроцилиндра при подаче рабочей жидкости впоршневую полость:138,5  10 3пD 23,14  28,8  10 6  0,94 0,08 мОпределяем диаметр гидроцилиндра при подаче рабочей жидкости вштоковую полость:Dш  2Полученныезначения138,5  10 3  1,253,14  28,8  10 6  0,94диаметров 0,09 мгидроцилиндроокругляютдостандартного (ближайшего большего) согласно ОСТ 22-1417-79.

Принимаемдиаметры гидроцилиндров равными:D1 = 80 мм; D2 = 90 мм.Определяем диаметр штока гидроцилиндра по формуле:dD 1;(2.52)где D – диаметр гидроцилиндра; = 1,25 – отношение площадей поршневой и штоковой полости.d1  0,081,25  1 0,028 м1,25d 2  0,091,25  1 0,032 м1,25Диаметры штоков гидроцилиндров также округляюем до стандартныхзначений. Принимаем диаметры штоков равными:d1 = 32 мм;d2 = 32 мм.ЛистИзм. Лист№ докум.Подпись Дата49Расход рабочей жидкости гидроцилиндрами определяется исходя изнеобходимых скоростей по формуле:S пQц  2 оц ;(2.53)где S – площадь соответствующей рабочей полости гидроцилиндра, м2;п – скорость перемещения поршня, м/с.оц – объёмный КПД гидроцилиндра, оц = 0,98…0,99;Площадь поршневой полости гидроцилиндров определяется по формуле:D 2Sпп 4;(2.54)1S пп3,14  0,08 2 0,005 м 2 ;42S пп3,14  0,09 2 0,006 м 2 .4Площадь штоковой полости гидроцилиндров определяется по формуле:Sшп D42d2 ;(2.55)1Sш.п.

3,140,08 2  0,032 2  0,004 м 2 ;4S ш2 .п. 3,140,09 2  0,032 2  0,0055 м 2 .4Определяем расход рабочей жидкости гидроцилиндрами при подаче впоршневую полость:Qцп.1  230,005  0,2; 0,002 мс0,98Qцп.2  230,006  0,16; 0,0019 мс0,98Определяем расход рабочей жидкости гидроцилиндрами при подаче вштоковую полость:Qцш.1  230,004  0,2 0,0016 мс0,98Qцш.2  230,0055  0,16 0,0018 мс0,98Потери давления в гидроцилиндре зависят от схемы его включения.pц RS ппгмц;(2.56)ЛистИзм.

Характеристики

Список файлов ВКР