Экскаватор траншейный цепной с баровым рабочим оборудованием

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

кН.

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

кВт.

 

 

 

4.2.3 Расчет затрат мощности на управление рабочим органом

Составление гидравлической схемы

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

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

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

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

Рисунок 4 – Гидравлическая схема управления рабочим органом:

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

 

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

Определение усилия в гидроцилиндре

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

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

 

 

 

 

 

 

 глубине с непреодолимым  препятствием.

3. Транспортное положение. Рама рабочего органа поднята на максимальную высоту под углом 60° к горизонту.
4. Перевод рабочего органа из транспортного положения в рабочее. Рама расположена горизонтально.
5. Заглубление рабочего органа.

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

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

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

кН.

Тогда вертикальная составляющая равна

кН.

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

kH.

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

;

;

Отсюда

kH.

 

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

,

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

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

,

где – максимальный крутящий момент на двигателе, Н∙м;

 Н∙м;

u_max – наибольшее передаточное число трансмиссии;

η_т – КПД трансмиссии; η_т = 0,85 [10, с. 26];

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

Наибольшее передаточное число  трансмиссии для трактора МТЗ-82.1:

,

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

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

.

Тогда максимальное тяговое усилие

 kH.

Проверим выполнение условия

,

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

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

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

,

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

A – общее число осей машины; A = 2.

Сила тяжести машины с рабочим  оборудованием

kH.

Сцепная сила тяжести машины

kH.

Проверим условие (2.17):

kH kH.

Условие выполняется.

Тогда по выражению (3.14)

kH.

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

;

;

Отсюда kH.

 

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

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

;

;

Отсюда

kH.

 

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

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

;

;

Отсюда

kH.

 

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

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

,

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

kH.

 

Вертикальная составляющая усилия резания определяется как часть  горизонтальной составляющей:

Н.

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

;

;

Отсюда

kН.

Знак “–“ означает, что усилие в гидроцилиндре направлено в  противоположную сторону принятому направлению.

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

kH.

Подбор гидроцилиндра

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

мм.

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

МПа.

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

м/с.

Определим перепад давления на гидроцилиндре

МПа.

Диаметр поршня определим по формуле:

.

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

 

η_гм.ц – гидромеханический КПД гидроцилиндра; η_гм.ц = 0,95 [4, с. 250].

м мм.

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

Выбор гидронасоса

Определим расход рабочей жидкости, потребляемой гидроцилиндром по формуле:

м3/с.

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

,

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

n_н – частота вращения вала насоса, об/мин;

η_Vн – объемный КПД насоса; η_Vн = 0,95 [4, с. 280].

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

Тогда рабочий объем насоса

м³ см³.

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