Продолжение таблицы 2

 

2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ

   Длина бара определяется следующей зависимостью:

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

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

β –  угол наклона бара к вертикали, град.; β = 30°.

   Тогда

м.

   Ширина  реза

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

    n_л – число линий резания.

   Число линий резания найдем по теории подобия:

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

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

   Отсюда

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

м.

   Толщина реза (стружки) определяется выражением:

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

м.

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

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

   Принимаем z_к = 89. Уточним длину цепи:

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

Рисунок 3 – Схема расстановки зубков баровой цепи 

   Определим количество режущих зубков на одной линии резания z_л.

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

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

м/с.

   Тогда рабочая скорость передвижения машины

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

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

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

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

   Тогда масса барового рабочего оборудования аналога

кг.

   По  теории подобия определим массу бара проектируемой машины

   Из  формулы (2.11) общая масса проектируемой машины составит

кг.

 

3 БАЛАНС МОЩНОСТЕЙ

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

3.1 Расчет затрат мощности на привод рабочего оборудования

   Для начала определим теоретическую производительность баровой машины по формуле:

где F_щ – площадь поперечного сечения щели, м²;

   Тогда теоретическая производительность

м³/ч.

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

   Следующая формула учитывает все эти  составляющие:

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

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

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

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

η_ц – КПД цепного рабочего органа; η_ц = 0,7 [9, табл. 1.16];

α –  угол наклона траектории режущей кромки резца.

Отсюда

кВт. 

3.2 Расчет затрат мощности на привод ходового устройства

   Мощность, затрачиваемая на передвижение машины, определяется по формуле:

где W_к – горизонтальная составляющая сопротивления резанию, кН;

    W_т – сопротивление трения грунта о грунт забоя, кН;

    W_пер – сопротивление передвижению машины, кН;

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

    η_х – КПД колесного ходового устройства; η_х = 0,85.

   Горизонтальная  составляющая сопротивления резанию  равна

   Сопротивление трению грунта о грунт забоя равно

кН.

   Сопротивление передвижению машины определяется по формуле:

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

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

кН.

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

кВт. 

3.3 Расчет затрат мощности на управление рабочим органом

3.3.1 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.