Машины и оборудование для разработки мерзлых грунтов

где kц – коэффициент вариации, kц = 6,0...6,7;

k1 – коэффициент, характеризующий удельную силу сопротивления копанию, для грунтов IV категории k1 = 2,8 · 106 Па.

Глубину резания (максимальную толщину стружки) h (см) можно определить по формуле

где qк – объем ковша экскаватора, qк = 0,5 м3; kн – коэффициент наполнения, kн = 1;

В – ширина режущей кромки ковша, В = 900 мм; l – длина наполнения ковша грунтом, l = 5 м;

kp – коэффициент разрыхления, kр = 1,5; тогда

Принимая перепад давления жидкости на поршне гидроцилиндра РA = 160 кг/см2, находим максимальное усилие на режущей части зуба, действующего на грунт:

где Рпр – усилие противодействия поступательному перемещению поршня со стороны силовой пружины, Pпр 45 кг ;

D – диаметр поршня активизатора зуба, D = 50 мм.

131

Диаметр поршня D (см) можно определить по зависимости

здесь F – активная площадь поршня,

Чтобы найти скорость копания, необходимо определить частоту колебаний зуба и амплитуду его колебаний. При работе экскаватора одновременно происходит перемещение зубьев ковша, поворот ковша, поворот рукояти, опускание стрелы.

Зная конструкцию золотника и частоту его вращения (рис. 62), определим время сообщения рабочей полости активизатора с напорной линией и со сливной линией (жидкость будет сбрасываться из гидроцилиндра под действием пружины и давления на грунт при копании ковшом или рукоятью):

Время наполнения tнап (с) рабочей полости цилиндра активизатора определяется по формуле

(одновременно наполняются два гидроцилиндра);

S – ход поршня гидроцилиндра, принимаем S = 6 мм (по чертежу – 3 мм).

132

Необходимая скорость копания (м/с)

р(коп) 43 Ank , (89)

где А – амплитуда колебаний, А = S/2 = 3 мм; п – частота колебаний, Гц;

k – коэффициент, k = 1 [11].

vр 43 3 28 1 0,112 м/c .

При большой скорости рабочего органа разработка грунта будет производиться как динамическим, так и статическим методами.

Нормальная составляющая силы резания Р02 = Р01ψ (где ψ =

= 0,1...0,3, принимаем ψ = 0,1), Р02 = X · 0,1 = 1903 кг, преодолевается весовыми параметрами рабочего оборудования экскаватора.

133

6.5.Расчет гидропривода

6.5.1.Расчет гидропривода поворота зубьев ковша

Определение необходимой дополнительной подачи насоса НШ-100.

Объем рабочей полости гидроцилиндра

V 4 (D2 d 2 )S 4 (0,052 0,0252 )0,0015 2,2 10 6 м3 ,

где D – диаметр рабочей полости гидроцилиндра, D = 0,05 м; d – диаметр штока гидроцилиндра, d = 0,025 м;

S – ход поршня поворота штока гидроцилиндра. Шаг резьбы находим по формуле

где d – средний диаметр резьбы, d = 36 мм;

ψ– угол подъема резьбы, ψ = 45°;

п– число заходов резьбы, п = 6.

Из пропорции находим ход поршня поворота:

P 2 ,

S / 6 S1 ( P) /(6 2 ) 18,85/12 1,5 мм 0,0015м.

Необходимая дополнительная подача насоса НШ-100

где т – число гидроцилиндров, т = 4;

tц – время срабатывания гидроцилиндра, tц = 0,037 с; ηV – объемный КПД насоса НШ-100, ηV = 0,94.

Подача рабочей жидкости в гидропривод поворота зубьев осуществляется из напорной гидромагистрали насоса НШ-100, который является основным в гидроприводе экскаватора. Поэтому необходимо увеличить подачу насоса на Qнд = 0,015 м3/мин, увеличив частоту вращения вала насоса.

134

Определение необходимой частоты вращения насоса НШ-100.

Подача насоса при номинальной частоте вращения

Qнн Vнnном Vн 98,8 10 6 1500 0,94 0,139 м3/мин,

где Vн – рабочий объем насоса НШ-100, Vн = 98,8 · 10–6 м3;

nном – номинальная частота вращения насоса НШ-100, nном =

= 1500 об/мин;

ηVн – объемный КПД насоса НШ-100, ηVн = 0,94. Необходимая частота вращения насоса НШ-100

Определение скорости течения рабочей жидкости в гидромагистрали.

где F – площадь поперечного сечения трубопровода,

d – внутренний диаметр трубопровода, примем d = 10 мм = 0,01 м

Определение режима течения рабочей жидкости.

Находим число Рейнольдса

где ν – скорость течения рабочей жидкости в гидромагистрали, ν = = 3,18 м/с;

d – внутренний диаметр трубопровода, d = 0,01 м;

– кинематическая вязкость рабочей жидкости, = 26 · 10–6 м2/с. Течение ламинарное.

135

Определение потерь давления на трение по длине трубопровода.

где λ – коэффициент потерь на трение, так как течение рабочей жидкости ламинарное,

λ= 64/Re = 64/1223 = 0,052;

ρ– плотность рабочей жидкости, ρ = 865 кг/м3;

l – приблизительная длина трубопровода, l = 6 м; d – внутренний диаметр трубопровода, d = 0,01 м;

v – скорость течения рабочей жидкости, v = 3,18 м/с.

Определение потерь давления в местных сопротивлениях

(табл. 10):

pмс v2 , (90) 2g

где – коэффициент местного сопротивления; ρ – плотность рабочей жидкости, ρ = 865 кг/м3;

v – скорость течения рабочей жидкости, v = 3,18 м/с.

Суммарные потери давления в местных сопротивлениях pмс = = 501952,6 Па.

Вычисление суммарных потерь давления.

р = рт + рмс = 13 998 + 501952,6 = 515950,6 Па.

136

Определение давления настройки предохранительного клапана.

(515950,6 0,2 106 ) 14,97 Па,

где pmах – максимальное давление, pmах = 16 МПа;

k – коэффициент, учитывающий увеличение перепада давления

сувеличением вязкости рабочей жидкости, k = 1,02;

а– потери давления в клапане, а = 0,2 МПа. Принимаем рнастр = 14 МПа.

6.5.2. Расчет гидропривода поступательного движения зубьев

Определение необходимой подачи насоса.

В п. 6.3.2 было показано, что насос НШ-32 должен рабо-

тать на номинальной частоте вращения nном = 1920 об/мин и, следовательно, обеспечивать подачу Qн = 55,6 · 10–3 м3/мин.

Определение скорости течения рабочей жидкости в гидромагистрали.

d – внутренний диаметр трубопровода (примем d = 16 мм = 0,016 м).

Определение режима течения рабочей жидкости.

Находим число Рейнольдса

где v – скорость течения рабочей жидкости в гидромагистрали, v = = 4,63 м/с;

d – внутренний диаметр трубопровода, d = 0,016 м;

– кинематическая вязкость рабочей жидкости, = 26 · 10–6 м2/с. Течение турбулентное.

137

Определение потерь давления на трение по длине трубопровода.

где λ – коэффициент потерь на трение, так как Re = 2849, следовательно, находимся в зоне гладких труб:

ρ – плотность рабочей жидкости, ρ = 865 кг/м3;

l – приблизительная длина трубопровода, l = 6 м; d – внутренний диаметр трубопровода, d = 0,016 м;

v – скорость течения рабочей жидкости, v = 4,63 м/с.

Определение потерь давления в местных сопротивлениях

(табл. 11).

pмс ν2 ,

2g

где – коэффициент местного сопротивления (см. табл. 11);

ρ– плотность рабочей жидкости, ρ = 865 кг/м3;

v– скорость течения рабочей жидкости, v = 4,63 м/с.

Вычисление суммарных потерь давления.

р = рт + рмс = 15 240 + 503610,3 = 518850,3 Па.

Определение давления настройки предохранительного клапана.

(518850,3 0, 2 106 ) 14,97 Па,

138

где рmах – максимальное давление, рmах = 16 МПа;

k – коэффициент, учитывающий увеличение перепада давления

сувеличением вязкости рабочей жидкости, k = 1,02;

а– потери давления в клапане, а = 0,2 МПа.

Принимаем рнастр = 14 МПа.

Суммарные потери давления в местных сопротивлениях рмс =

=503610,3 Па.

6.5.3.Расчет гидропривода золотникового распределителя

активизатора зуба

Определение частоты вращения насоса.

По конструктивным соображениям для вращения золотникового распределителя активизатора зуба принят гидромотор МНШ-32. Для вращения гидромотора МНШ-32 принимаем насос НШ-32-У.

Золотниковый распределитель должен вращаться с частотой

/ tц 3,14/ 0,037 84,9 c 1 ,

где tц – продолжительность рабочего цикла, tц = 0,037 с.

n30 30 849 811об/мин.

3,14

Следовательно, и мотор МНШ-32 должен вращаться с частотой nм = 810,8 об/мин.

Частота вращения насоса НШ-32-У

где nм – частота вращения гидромотора МНШ-32, пм = 810,8 об/мин; Vм – рабочий объем гидромотора МНШ-32, Vм = 31,5 см3;

Vн – рабочий объем насоса НШ-32-У, Vн = 31,75 см3; ηVн – объемный КПД насоса НШ-32-У, ηVн = 0,92;

ηVм – объемный КПД гидромотора МНШ-32, ηVм = 0,9.

139

Определение потребного расхода гидромотора МНШ-32.

6.5.4. Расчет гидроаккумулятора

Принимаем максимальное давление рабочей жидкости в гидроаккумуляторе рmах = 20 МПа.

Минимальное давление рабочей жидкости определим по фор-

муле

где V1 – полезная емкость гидроаккумулятора перед успокоительной стенкой, V1 = 520 см3;

V2 – объем застенной полости гидроаккумулятора, V2 = 981,25 см3.

6.6.Расчет на прочность элементов гидроактивизатора ковша

6.6.1.Расчет штока активизатора ковша

Шток испытывает сложную деформацию: сжатие, изгиб и кручение (рис. 63).

Определим максимальный крутящий момент на штоке Мк (Н · м):

где Рг – сила, действующая со стороны поршня на гайку в системе поворота зуба, Н;

dср – средний диаметр резьбы, dcp = 0,04 м; φ – угол подъема винтовой линии, φ = 45°; f – коэффициент трения, f = 0,1.

где D – диаметр поршня,м; dш – диаметр штока, м;

p – давление в полости, Па.

140