Роторный траншеекопатель

Угловая скорость вращения ротора ωр , рад/с [2]:

 

,  (15)

 

где ωр.кр.- критическая  угловая скорость, при которой  центробежная сила инерции, действующая  на частицы в ковшах, находящихся в зоне разгрузки, уравновешивает их силу тяжести, рад/с [2]:

 

, (16)

 

где g – ускорение свободного падения, м/с2 (g=9,81 м/с2)

Окружная скорость ротора Vp , м/с [2]:

 

; (17)

 

4.2 Определение основных  параметров ковша

 

Число ковшей на роторе Zk [2]:

 

; (18)

 

.

Вместимость ковша из условия обеспечения заданной производительности q, м3 [2]:

 

, (19)

 

где ПТ - техническая производительность, м3/ч (ПТ=33 м3/ч);

kp - коэффициент разрыхления (kp =1,2);

kн - коэффициент наполнения (kн=0,7).

.

Размеры ковша определяем из условия обеспечения необходимой  его вместимости.

Ширина ковша bk,м [2]:

 

, (20)

 

где b - ширина траншеи, м (b=0,7м).

.

Длина ковшей lk , м [2]:

 

, (21)

 

где ak - шаг ковшей, м :

 

; (22)

 

;

lk=0,5·0,5=0,25 м.

Высоту ковша находим из зависимости [2]:

 

, (23)

 

где ka - коэффициент, учитывающий форму ковша (ka=0,7).

.

Число ссылок в минуту nc [2]:

 

 (24)

 

.

Скорость рабочего хода, м/ч [2]:

 

, (25)

 

где Aпс - площадь поперечного сечения траншеи, м2:

.

Подача на ковш C0 , м [2]:

 

; (26)

 

Т.к. размеры ковшей и  их вместимость не удовлетворяют  по конструкции, необходимо уменьшить количество ковшей, тогда увеличатся вместимость и размеры ковшей.

 

 

5 Проектирование схемы размещения резцов

 

Проектирование схемы  начинается с выбора лезвия резца bр. Для роторных траншеекопателей при Nе ≤ 80 кВт принимаем bр =25 мм.

Число групп режущих комплексов на рабочем органе при h ≤2,2 м принимаем U=2.

Определяем число режущих  комплектов в группе, разрушающей  грунт по ширине траншеи [2]:

 

 (27)

 

где Zk - число ковшей на роторе (Zk=10)

.

Принимаем число резцов в режущем комплекте: χ=2.

Необходимое число линий  резания [2]:

 

 (28)

 

.

Находим расстояние между  смежными траекториями резания [2]:

 

 (29)

 

где b - ширина траншеи, м (b=0,7 м);

.

Подача на резец [2]:

 (30)

 

где Сок - подача на режущий  комплект, (Сок= С0 = 0,0025м – при  пересчете при Zk=10);

Максимальная подача на резец [2]:

 

; (31)

 

где l - вылет резца, м;

Приняв Со max= Сор находим:

 

.

 

Рисунок 4 – Схема размещения резцов

 

6 Эксплуатационная производительность машины

 

Эксплуатационная сменная  производительность Пэ. см , м3/см [2]:

 

, (32)

 

где ПТ - техническая производительность,( ПТ =33 м3/ч);

tсм - продолжительность смены, ч (tсм =8,2 ч);

kв - коэффициент использования экскаватора по времени, (kв =0,75);

kг - коэффициент готовности экскаватора, (kг =0,75);

kц - коэффициент, учитывающий увеличение продолжительности рабочего цикла по сравнению с расчетной, (kц =0,75).

.

 

 

7 Расчет рамы ротора

 

Целью расчета рамы ротора является подбор пары швеллеров, на которых крепится металлоконструкция ротора.

Материал для металлоконструкции подбирается таким образом, чтобы  он сопротивлялся циклическим и  ударным воздействиям при отрицательных температурах. Материал должен быть прочным, упругим, обладать коррозионной стойкостью и хорошей свариваемостью.

По рекомендациям принята  сталь 09Г2С, в химический состав которой  входят: углерода-0,09%, марганца -2%.

Расчет рамы произведен при рабочих нагрузках.

Силовой расчет заключается  в определении всех нагрузок, действующих на раму, построении эпюр поперечных, продольных сил и изгибающих моментов и проверке прочности рамы.

 

7.1 Определение расчетных  нагрузок и подбор сечения  рамы ротора

 

За расчётное положение  принимается такое сочетание  условий и нагрузок, при которых ротор, встретившись в забое одним ковшом с непреодолимым препятствием, вывешивается вместе с рамой, конвейером и задней опорой на зубьях этого ковша; при этом от трансмиссии при срабатывании муфты предельного момента на ротор передаётся максимальный вращающий момент.

На рисунке 5 представлена расчётная схема рамы рабочего оборудования.

 

Рисунок 5 – Схема к  расчету рамы рабочего оборудования

 

Вес ротора:

роторный траншейный экскаватор

, (33)

 

где mрот - масса рабочего ротора с транспортером, кг ( mрот=3156кг).

.

Определяем силу резания:

 

.

 

Для определения  и необходимо построить векторный многоугольник.

 

Рисунок 6 – План сил

 

Из чертежа находим: ;

.

Далее необходимо определить наиболее опасное сечение. Для этого  нужно построить эпюры поперечных усилий Q, продольных усилий N и моментов М. Силовой расчет выполнен в программе “APM”.

По наиболее нагруженному сечению ведём подбор поперечного сечения балки.

Прочность балки определяем из условия:

 

, (34)

 

где N – продольная сила в сечении, Н (N=-6,6 Н) [cм прил.А];

M - изгибающий момент в сечении, Н·м (М=2,2 Н·м) [cм прил.А];

А и W - площадь и момент сопротивления подбираемого швеллера;

“2” в знаменателе  означает, что нагрузка приходится на 2 швеллера;

σm - предел текучести стали, МПа (для Сталь 09Г2С: σm=345 Мпа);

n0 - коэффициент запаса прочности (n0 =1,4).

Методом подбора выбраны 2 швеллера №22 со следующими характеристиками: A=26,7 см², W=192 см³.

.

44,9 МПа < 246,4 МПа - условие  выполняется.

 

7.2 Проверка изгибной жесткости элемента

Должно соблюдаться  условие

 

, (35)

 

где f - максимальный прогиб балки, м;

l - длина балки, (l=4,2 м);

-относительный прогиб (по справочнику  = ).

Прогиб балки определяем по формуле:

 

f= , (36)

 

где М - изгибающий момент, (М=2,2·104 Н·м) [cм прил.А];

Е - модуль упругости, (для  стали: Е = 2,1·1011 Па);

I - момент инерции швеллера, (IZ=21075487·10-12 м4) [cм прил.А].

Условие (35) выполняется, жесткость достаточна.

 

 

7.3 Проверка балки на прочность  по эквивалентным напряжениям

 

Проверку ведем по III-ей теории эквивалентности:

 

, (37)

 

где σ - нормальные напряжения в балке, МПа;

τ - касательные напряжения при поперечном изгибе, МПа:

 

 (38)

 

где Q – поперечная сила, (Q=1,8·104 Н) [cм прил.А] ;

IZ - осевой момент инерции сечения, ( IZ=21075487·10-12 м4);

b – ширина сечения, м;

SZсеч - статический момент площади, м³;

 

, (39)

 

где AО.Ч. - площадь отсеченной части, м²;

yc - координата центра тяжести отсеченной части, м.

Для расчета касательных  напряжений строим таблицу.

 

Таблица 3 – Расчет касательных напряжений по точкам

№	b, мм		τ, МПа
1	82	0	0
2	82	8,2·0,95·10,525=82 см³
3	5,4	8,2·0,95·10,525=82 см³
4	5,4	82+0,54·10,05·5,025=109,3 см³

 

Наиболее опасное сечение  находится в точке 3.

По формуле (37):

 

Рисунок 7 – Эпюры нормальных и касательных напряжений

 

7.4 Проверка на устойчивость  опорной рамы

 

Необходимо произвести расчет опорной рамы ротора, к которой  крепится колесо.

 

Рисунок 8 – Схема к  расчету

 

Необходимо определить радиус инерции трубы 102х10:

 

, (40)

 

где Iz – полярный момент инерции:

 

;

 

А – площадь трубы:

 

.

 

.

Определяем гибкость трубы:

 

. (41)

 

.

Для проверки устойчивости должно соблюдаться условие:

 

, (42)

 

где - коэффициент, зависящий от гибкости ( =0,891).

;

4,27МПа  219,5МПа.

 

 

8 Разработка механизма подъема  и опускания рамы ротора

 

8.1 Выбор гидроцилиндра  механизма и подбор цепи

 

Гидроцилиндр выбираем, исходя из условия обеспечения силы требуемой для подъёма рабочего органа и хода поршня.

Цепная передача установлена  с целью уменьшения хода поршня ГЦ (так как высота подъема ротора более трех метров). Для данной схемы  кратность полиспаста uп= 2.

Гидроцилиндр выбираем по необходимому диаметру ,мм:

 

, (43)

 

где - сила, действующая на штоке гидроцилиндра, Н;

- номинальное давление в системе,  Па ( Па);

- КПД гидроцилиндра ( ).

Сила на штоке будет складываться из действующих сил: веса рабочего оборудования и силы трения :

 

, (44)

 

Вес рабочего оборудования:

 

, (45)

 

где mро - масса рабочего оборудования (mро=3156 кг из прототипа).

 Н.

Силу трения определим  по формуле:

 

, (46)

 

где - коэффициент трения скольжения ползуна по направляющей ( =0,3).

Реакцию определяем по распечаткам выведенным из АРМ (Rв=14141Н).

 Н.

 Н.

Выбран гидроцилиндр ГЦО 4 - 80 x 40 x 1000 [3].

Цепь выбирается по разрывному усилию:

 

. (47)

. (48)

 (49)

 

где - к.п.д. блока ( ).

.

.

 

.

Выбрана цепь 2ПР-44,45-344 ГОСТ 13568 – цепь приводная роликовая  двухрядная.

 

8.2 Расчет оси крепления механизма

 

Рама ротора крепится к трактору с помощью двойного шарнира. Материал оси шарнира Сталь 40Х, после нормализации

с

.

Максимальное усилие в шарнире равно суммарной реакции в шарнире (месте крепления рамы ротора с экскаватором).

 

.

 

Диаметр оси шарнира  определен из условия работы пальца на срез, м:

 

, (50)

 

где - число срезаемых плоскостей .

Преобразуя формулу (50), определяем из нее диаметр:

 

, (51)

 

Конструктивно принимаем  диаметр оси по стандартному ряду

 

Список использованных источников

 

1.Экскаваторы непрерывного  действия. Атлас конструкций. Л.Е. Подборский, З.Е.Гарбузов. М., 1964. 148с.

2. Экскаваторы одноковшовые  и многоковшовые: Учебное пособие  по курсовому проектированию / Сост. Н.В. Мокин, Р.Ф.Саблин, Новосибирск, 1984. 109с.

3. Н.В. Мокин. Объемный  гидропривод. Методические указания по выполнению курсовой работы. Новосибирск, 1999.40с