Проектирование гусеничного асфальтоукладчика производительностью 270т/ч

a=4,71 рад - угол обхвата лентой тормозного шкива;

 

, (7.22)

 

Отсюда выражается Р₂

 

, (7.23)

 

 Н.

Подставляя численное  значение сбегающей силы Р₂ в выражение (7.21), определяется сила Р₁

Н.

Когда линии действия тормозного усилия Р и набегающего (сбегающего при вращении в другую сторону) усилия Р₁ совпадают, величина тормозного усилия определяется

 

, (7.24)

 

Н.

Исходя из величины потребного тормозного усилия и учитывая, что  усилие, прикладываемое машинистом асфальтоукладчика к рычагу, не должно превышать 120 Н, рассчитывается длина плеч рычагов и тяг.

Перемещение сбегающего конца ленты определяется как

 

, (7.25)

 

где d=1,5 10^-3 м – радиальный зазор между лентой и тормозным шкивом в начале ее затягивания;

a=270⁰ – угол обхвата тормозного шкива.

 м.

Ширина фрикционной  накладки на тормозную ленту рассчитывается по формуле

 

, (7.26)

 

где q=0,4·10 ⁶ Па – допустимое давление в ленточном тормозе.

 м.

Для определения радиальной нагрузки F_m на вал тормозного шкива одноленточного тормоза силы Р₁ и Р₂ переносятся на ось вращения и геометрически складываются;

 

, (7.27)

 

 Н.

Работоспособность рабочих поверхностей тормоза проверяют по удельной работе трения и температуре нагрева. Удельную работу трения определяют по формуле

 

, (7.28)

 

где n – частота вращения тормозного шкива в начале процесса торможения

Частота вращения тормозного шкива определяется по формуле

 

, (7.29) 

где V=0,83 м/с – максимальная скорость асфальтоукладчика;

i_бр =5 – передаточное число бортового планетарного редуктора;

i_ц =2 – передаточное число цепной передачи;

r_к =0,22 м – радиус ведущей звездочки.

 об/мин,

 МДж/м².

Температура тормозного барабана в конце торможения равна

 

, (7.30)

 

где t_н=70⁰ С – начальная температура тормозного шкива;

t=2 с – время торможения;

m_m=25 кг – масса тормозного барабана;

С_r=480 Дж/(кг·град.) – теплоёмкость чугуна.

 ⁰С.

Для тормоза, работающего  в условиях сухого трения, разность начальной и конечной температур не должна превышать 80 ⁰С. Данное условие подтверждено расчетами (разность составляет 114-70=44 ⁰С).

 

7.5 Расчет гидромуфты

 

В асфальтоукладчиках гидромуфты используются в приводе хода левой  и правой гусениц, а также в  приводе питателей и шнеков.

При проектировании новой  муфты число пар поверхностей трения определится как

 

 

, (7.31)

 

где m=0,1 коэффициент трения фрикционного материала;

i¹_кп=79,7 – передаточное число на первой передаче;

b_ь=1,8 – коэффициент запаса сцепления;

q=4 МПа – допустимое давление фрикционного материала.

штук.

 

 

8. РАСЧЁТ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ

 

8.1 Расчет гидросистемы привода трамбующего бруса

 

Гидропривод трамбующего  бруса рассматривается как работающий непрерывно с коэффициентом использования  номинального давления, равным 0,9, но число  включений в час невелико, поэтому режим работы назначается тяжелый

Номинальное давление в  системе привода трамбующего  бруса принимается равным Р_Н=10 МПа.

Скорость вращения вала гидромотора равна скорости вращения эксцентрикового вала трамбующего  бруса, то есть п_бр=1274 об/мин. Затраты мощности на привад трамбующего бруса определены ранее и равны N₄=9,1 кВт Тогда полезная мощность на валу гидромотора привода трамбующего бруса определится по формуле

 

, (8.1)

 

где h_общ=0,87 – общий КПД гидромотора.

 кВт.

Момент который должен преодолеваться гидромотором, равен

 

, (8.2)

 

где w_б=p·n_бр/30=3,14·1274/30=133,3 с^-1.

 кН м.

Требуемый рабочий объем  гидромотора определяется по зависимости

 

,

 

где – потери давления в гидросистеме, для проектного расчета принимается равным 6% от номинального давления Р_н /7/, то есть МПа;

 см ³/об.

Требуемый расход рабочей  жидкости рассчитывается по формуле;

 

, (8.4)

 

 л/мин.

По вычисленным параметрам рабочего объема, скорости вращения вала и крутящего момента по таблице 11.1 /1/ подбирается гидромотор 210.25.

При расчете мощности насоса, приводящего гидродвигатель в действие, учитываются возможные потери давления и расхода в гидросистеме

 

N_н=N_г·N_ку·N_зс , (8.5)

 

где К_зу=1,2 – коэффициент запаса по усилию;

К_зс=1,3 – коэффициент запаса по скорости;

N _г=7,7 кВт – полезная мощность на валу гидромотора привода трамбующего бруса.

N_н=10,5·1,2·1,3=16,4 кВт.

Требуемый расход рабочей  жидкости, который должен обеспечить насос, определен по формуле (8.4)

Скорость вращения вала насоса принимается равной 1500 об/мин.

Рабочий объём насоса равен

 см ³/об.

По рассчитанным параметрам из таблицы 11.12 /1/ выбирается насос НШ-98.

При гидравлическом расчете  определяется внутренний диаметр трубы

 

, (8.6)

 

где v – скорость потока жидкости.

Для всасывающего трубопровода скорость равна 1,4 м/с, для сливного – 2,0 м/с; для напорного – 4,5 м/с.

Тогда внутренний диаметр  трубы равен:

- для всасывающего  трубопровода

 мм;

- для сливного трубопровода

 мм;

- для напорного трубопровода;

 мм.

Толщина стенки металлического трубопровода определяется по формуле

 

 

, (8.7)

 

где Р_Н=10 Мпа – номинальное давление рабочей жидкости в системе;

d_вн – внутренний диаметр трубопровода (соответственно равный 51, 42 и 28 мм для всасывающего, сливного и напорного трубопроводов); [s_р]=140 МПа – допускаемое напряжение на разрыв, для стали 20.

Тогда толщина стенки металлического трубопровода равна:

- для всасывающего  трубопровода:

 мм;

- для сливного трубопровода

 мм;

- для напорного трубопровода;

 мм.

По ГОСТ 8734-80 по рассчитанным параметрам сечения выбирается стальная бесшовная холоднодеформированная труба.

В качестве эластичных соединений применяются рукава высокого давления по ГОСТ 6286-73.

 

8.2 Расчёт гидросистемы управления

 

Усилие Т₁ , которое преодолевают гидроцилиндры подъема рабочего органа, определяется из выражения

 

, (8.8)

 

где т_пл =2190 кг – масса плиты

l₁ и а – плечи приложенных сил;

l₁=2·l_пл+0,15=2·0,5+0,15=1,15 м;

а=0,5·l₁=0,5·1,15=0,575 м.

 Н.

В формуле учтена установка  в механизме подъёма двух гидроцилиндров.

Для подъема рабочего органа используются гидроцилиндры  одностороннего действия (опускание  рабочего органа под собственным  весом), следовательно, диаметр поршня (цилиндра) можно определить по формуле

 

, (8.9)

 

где Р_Н=10 МПа – минимальное давление в гидросистеме;

h_max=0,92 – механический КПД гидроцилиндра.

 см.

Принимаем D₁ =40 мм.

Ход штока этих цилиндров  равен 250 мм, скорость подъема рабочего органа – 0,013 м/с.

Шток изготавливают  из трубы, поэтому для определения  его наружного диаметра d следует задаться коэффициентом y.

 

, (8.10)

 

 

Рисунок 8.1 – Схема расчета усилий в гидроцилиндре управления боковиной бункера

 

Гидроцилиндры системы  автоматики «Стабилослой» при подъеме  рабочего органа преодолевают сопротивление

 

, (8.11)

 

где l₂=3 м – расстояние от края плиты до точки подвеса лонжерона.

 Н.

Ход штоков гидроцилиндров системы «Стабилослой» равен 320 мм, а скорость подъема – опускания равна – 5 мм/с.

Так как подъем рабочего органа осуществляется при подаче рабочей  жидкости в шоковую полость, то диаметр  поршня определяется по формуле

 

, (8.12)

 

В этом случае диаметр  штока d предварительно выражается через D, задавшись коэффициентом y=1,33, по формуле (8.10).

Перенося D в левую часть уравнения получаем 

, (8.13)

 

Данное выражение числено равняется

 см.

Примем D₂ =40 мм.

Расчет гидроцилиндров управления боковинами бункера асфальтоукладчика  производится из условия, что смесь в бункер выгружена неравномерно и на одну из боковин приходится треть силы тяжести смеси:

 

, (8.14)

 

где т_см =9000 кг – масса асфальтобетонной смеси в бункере;

b₁ и с₁ – плечи приложения сил (рисунок 8.3);

 м;

 м.

 Н.

Ход штока этих цилиндров  принимается равным 200 мм, скорость подъема – 0,013 м/с.

Диаметр поршня определяется по формуле

 

, (8.15)

 

где h_max=0,9 – механический КПД гидроцилиндра.

 см.

Принимаем D₃=100 мм.

Гидроцилиндры системы  управления приводятся в действие одним  гидронасосом. Учитывая, что одновременно гидроцилиндры разного назначения не работают, полезную мощность, по которой определяется мощность гидронасоса, считается для всех гидроцилиндров, и по максимальной выбирается насос.

Полезная мощность на штоке гидроцилиндра равна

 

, (8.16)

 

где Т – усилие на штоке гидроцилиндра, Н;

v – скорость перемещения штока, м/с;

 т – общий КПД гидроцилиндра.

 

,

 

0,06 кВт;

 

,

 

 кВт;

,

 

 кВт.

Так как скорость перемещения штоков v задана, можно рассчитать производительность насоса Q_Н при подаче жидкости в бесштоковую полость по формуле

 

, (8.17)

 

где h_об=1 – КПД гидроцилиндров;

 л/мин.

Рабочий объем насоса определяется по формуле

 

, (8.18)

 

 см³/об.

По рассчитанным величинам мощности, расхода, а также величине номинального давления по таблицам 11.1 и 11.2 /1/выбирается гидронасос системы управления НШ-32.

 

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

 

В курсовом проекте произведен расчет асфальтоукладчика самоходного, на гусеничном ходу, производительностью 270 т/ч. Благодаря гусеничному ходовому оборудованию спроектированный асфальтоукладчик малочувствителен к неровностям, оказывает небольшое давление на основание, обладает высокой маневренностью и большим тяговым усилием.

При некоторой модернизации на базе данного асфальтоукладчика  можно создать машину для регенерации  дорожного покрытия.

Благодаря своим достоинствам асфальтоукладчик такого типа, на практике имеет множество модернизаций.

 

 

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

 

1. Иванченко С.Н., Лещинский А.В. Асфальтоукладчики: Конструкция и расчет: Учебное пособие. – Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-т, 2002, - 104 с.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. М.: Машиностроение, 1978.
3. Артемьев К.А., Алексеева Т.В., Белокрылов В.Г. и др. Дорожные машины. Ч.II. Машины для устройства дорожных покрытий. М.: Машиностроение, 1982. – 316 с.