Определение коэффициента запаса устойчивости при переводе рабочего органа в транспортное положение.

 

Необходимо определить плечи l₁ и l₂ (рис 5.6) действия сил тяжести базовой машины и рабочего оборудования.

              КП 36.87.08.014.ПЗ Лист                 Изм Лист № докум Подп Дата     Рисунок 5.6. Схема к определению коэффициента устойчивости при переводе рабочего органа в транспортное положение. Согласно рис 5.6 имеем: (5.15) k_y=137370∙1.475/29430∙4=1,72 Вывод: устойчивость обеспечивается.   5.5. Статические расчёты при транспортном перемещении машины. При задней навеске рабочего оборудования рассматривается машина в момент её разгона при движении на подъём. В этом расчётном положении учитываются силы давления ветра F_в, силы инерции F_и, возникающие при разгоне машины, силы тяжести G_T, G_P. Расчётная схема приведена на рис 5.7.     Рисунок 5.7 Схема сил действующих на машину при транспортном передвижении. Для безопасной работы машины необходимо соблюдение условия                 КП 36.87.08.014.ПЗ Лист                 Изм Лист № докум Подп Дата     (5.16) Угол при котором соблюдается условие (5.16), называется максимальным углом безопасным углом a_б или предельным углом уклона. Приняв к_у = 1.3 находят a_б. После подстановки в (5.16) и имеем: (5.17) Значение F_и определяется по формуле , (5.18) где G – сила тяжести рассматриваемого агрегата; v_T – транспортная скорость, до которой разгоняется машина; g – ускорение свободного падения; t_p – время разгона машины до транспортной скорости. Для гусеничных машин t_p = 3...4 с. Имеем: кН. кН. Значение F_в определяется по формуле (5.19) где р_в – давление ветра, р_в = 0.25 кПа [5]; А_в – подветренная площадь. Упрощённо можно считать для рассматриваемой схемы, что (5.20) где В и Н – соответственно габариты базовой машины по ширине и высоте А_в=2,7∙4,95=13,365м² F_в=250∙13,365=3341Н=3,3кН В результате преобразования (5.17) и подстановки численных значений получаем два значения a₁ =34^о, a₂ = 82,7⁰. Принимаем a_б =34⁰.   5.6. Расчёт максимального безопасного угла косогора.   При расчёте рассматривается движение с транспортной скоростью по косогору поперёк уклона с поворотом при минимальном радиусе. Рисунок 5.8. Схема расчёта максимального безопасного угла косогора.                 КП 36.87.08.014.ПЗ Лист                 Изм Лист № докум Подп Дата     Определим восстанавливающий момент (5.21) (5.22) Согласно уравнению (5.16) имеем: (5.23) Определим силы инерции: , (5.24) где r_п – радиус поворота. r_п = (1.4...1.8)(B-b)/2 (5.25) r_п = (1.4...1.8)(2,7-0,533)/2=(1,52…1,95) Принимаем r_п=1,6 Тогда Fв=р_в×Н×L (5.26) Fв=250∙4,95∙11,5=14213Н=14,2кН после подстановки численных значений и преобразований получаем: b =arccos 0,71=45º               КП 36.87.08.014.ПЗ Лист                 Изм Лист № докум Подп Дата     6. Расчет исполнительного механизма 6.1Подбор гидроцилиндра. Для подбора гидроцилиндра необходимо определить силу, действующую на шток гидроцилиндра. Для схемы, приведённой на рис 6.1. имеем:

В

А

l1

l2

Рисунок 6.1 Схема к определению силы, действующей на шток гидроцилиндра.

Составляем уравнение моментов относительно точки А

(6.1)

Отсюда

кН.

После определения усилия на штоке гидроцилиндра переходим к определению диаметра гидроцилиндра. [6]

(6.2)

где Р_ц – давление в цилиндре. Принимаем по F_ц p_ц = 8 МПа;[6].

к_ц – коэффициент. к_ц = 0.5...0.7.

h_мц – механический к.п.д. цилиндра. h_мц = 0.95...0.98;

Р_сл – давление в сливной магистрали. Р_сл = 0.2...0.3 МПа.

м

Принимаем из стандартного ряда гидроцилиндр Ц 80 – 800. (D_ц = 80 мм, l_шт =800 мм).

Определим расход гидравлического масла при работе гидроцилиндра

l1

              КП 36.87.08.014.ПЗ Лист                 Изм Лист № докум Подп Дата     (6.3) где d_ш – диаметр штока гидроцилиндра. d_ш = 0.04 м; v_ш – скорость движения штока. v_ш = 0.3 м/с. м³/с Для обеспечения требуемой подачи применим насос НШ–50М–4. Рассчитываем гидроцилиндр трубоукладчика. Составляем уравнение моментов относительно точки В без учета силы F_Ц. (6.4) Отсюда После определения усилия на штоке гидроцилиндра переходим к определению диаметра гидроцилиндра, по формуле(6.2) [6]. где Р_ц – давление в цилиндре. Принимаем по F_ц p_ц = 8 МПа;[6]. к_ц – коэффициент. к_ц = 0.5...0.7. h_мц – механический к.п.д. цилиндра. h_мц = 0.95...0.98; Р_сл – давление в сливной магистрали. Р_сл = 0.2...0.3 МПа. м Принимаем из стандартного ряда гидроцилиндр Ц 100 – 800. (D_ц = 100 мм, l_шт =800 мм). Определим расход гидравлического масла при работе гидроцилиндра Диаметр штока гидроцилиндра d_ш = 0.05 м. Подставляем значения в формулу (6.3) Для обеспечения требуемой подачи из конструктивных соображений запитаемся от насоса НШ 50М-4 принятого ранее.               КП 36.87.08.014.ПЗ Лист                 Изм Лист № докум Подп Дата  

 

Прочностные расчеты