• RU
  • icon На проверке: 14
Меню

Рыхлитель на базе трактора Т-130

  • Добавлен: 25.10.2022
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 1
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Рыхлитель на базе трактора Т-130

Состав проекта

icon
icon
icon Палец 3.dwg
icon МЗР 1.dwg
icon Втулка.dwg
icon Палец 1.dwg
icon Палец 5.dwg
icon МЗР 2.dwg
icon Шайба 2.dwg
icon Шайба 1.dwg
icon Палец 2.dwg
icon Схема.dwg
icon Палец 4.dwg
icon Шайба 2.cdw
icon Схема Г.doc
icon Палец 5.cdw
icon Палец 3.cdw
icon Шайба 1.cdw
icon МЗР 2.cdw
icon Палец 4.cdw
icon ПЗ.doc
icon Спецификация 2.doc
icon Схема.doc
icon Втулка.cdw
icon Палец 2.cdw
icon Палец 1.cdw
icon Спецификация 1.doc
icon Схема.cdw
icon МЗР 1.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Палец 3.dwg

Палец 3.dwg

icon МЗР 1.dwg

МЗР 1.dwg
03 КПМЗР 00.00.00.СБ
Базовый трактор Т-130
Максимальная глубина рыхления
Наибольшее тяговое усилие
навесного оборудования рыхлителя 1
Гидроцилиндр 1.25.0.У-200
Дроссель с обратным клапаном
Гидрораспределитель с ручным управлением
Техническая характеристика
Схема гидравлическая

icon Втулка.dwg

Втулка.dwg

icon Палец 1.dwg

Палец 1.dwg

icon Палец 5.dwg

Палец 5.dwg

icon МЗР 2.dwg

МЗР 2.dwg
03 КПМЗР 01.00.00.СБ
Навесное оборудование
Все сварные швы по ГОСТ 5264-80

icon Шайба 2.dwg

Шайба 2.dwg

icon Шайба 1.dwg

Шайба 1.dwg

icon Палец 2.dwg

Палец 2.dwg

icon Схема.dwg

Схема.dwg

icon Палец 4.dwg

Палец 4.dwg

icon ПЗ.doc

Министерство образования и науки Республики Казахстан
ВОСТОЧНО-КАЗАХСТАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ им. Д. Серикбаева
Кафедра «Подъемно-транспортные строительные дорожные машины и оборудование»
по дисциплине «Машины для земляных работ»
03 КП МЗР 00.00.00.ПЗ
Руководитель проекта
преподаватель каф. «ПТ и СДМ»
Усть-Каменогорск 2005
Рыхлитель на гусеничном ходу.
Базовый трактор – Т-130.
Ширина наконечника – 60мм.
Максимальная глубина рыхления – 450мм.
Система управления – гидравлическая.
II. Графическая часть.
-ый лист: СБ – общий вид рыхлителя.
-ой лист: СБ – рабочее оборудование.
-й лист: Деталировка.
Данный курсовой проект содержит расчетную и графическую часть. Расчетная часть выполнена на 17 листах формата А4 и несет в себе расчет основных параметров рыхлителя (тяговый расчет расчет на прочность расчет гидропривода патентную проработку).
Графическая часть содержит:
Сборочный чертеж рыхлителя выполненном на одном листе формата А1 и спецификация выполненная на одном листе формата А4.
Сборочный чертеж навесного оборудования рыхлителя выполненном на одном листе формата А1 и спецификация выполненная на двух листах формата А4.
Деталировка рабочего оборудования выполнена на 8 листах формата А4.
Тяговый расчет рыхлителя и определение его производительности 6
2 Производительность рыхлителя 7
Выбор расчетных положений и расчет на прочность 8
1 Определение усилий развивающихся при подъеме и заглублении стоек 8
2 Расчет пальца механизма изменения рабочего положения 9
Расчет гидропривода 10
1 Предварительный расчет 10
1.1 Исходные данные 10
1.2 Выбор типа и марки насоса 10
1.3 Выбор гидроцилиндра 11
1.4 Выбор гидрораспределителя 11
1.5 Выбор тормозных клапанов и гидрозамков 12
1.6 Выбор трубопроводов 12
2 Проверочный расчет 13
2.1 Расчет потерь давления в гидросистеме 13
2.2 Расчет выходных параметров гидроцилиндров 14
2.3 Расчет КПД гидропривода 15
2.4 Тепловой расчет гидропривода 15
Патентная проработка 17
1 Рабочий орган рыхлителя 17
Список используемой литературы 18
Рыхлители предназначены для рыхления грунтов на больших площадях и полосах. Они применяются также для удаления из грунта крупных камней взламывания старых дорожных одежд мерзло грунта и т.п.
В настоящее время рыхлители изготавливают только навесными а выпускающиеся ранее прицепные рыхлители сняты с производства. Причиной этого служит большая маневренность навесных рыхлителей и использование для заглубления силы тяжести трактора.
Рабочее оборудование рыхлителя которое состоит из зубьев и подвесной рамы навешивается к корпусу заднего моста трактора и к его раме в трех или четырех точках. Зубья как правило к раме крепятся жестко.
В зависимости от назначения рыхлителя и вида выполняемых работ число зубьев может быть различным и обычно находится в пределах от одного до пяти. На тяжелых работах например при рыхлении мерзлых грунтов применяются однозубые рыхлители. Поэтому зубья должны быть съемными для регулирования их числа. Рыхление однородных грунтов может производится пятизубыми рыхлителями. Сами зубья выполняются прямыми или изогнутыми и обычно снабжаются съемными наконечниками.
Механизмы заглубления устаиваются гидравлическими что обеспечивает на зубья силы тяжести трактора.
Тяговый расчет рыхлителя и определение его производительности
Необходимая для работы рыхлителя сила тяги определяется по сопротивлению грунта рыхлению. Последнее находится по формуле кН:
где В – ширина рыхления м;
h – глубина рыхления м;
k0 – удельное сопротивление рыхлению в зависимости от вида грунта может быть принято в пределах 100 – 200 кНм2.
W1 = 006·045·200 = 54 кН
Сопротивление движению бульдозера кН:
где G – общий вес бульдозера кг;
о – удельное сопротивление движению о = 012
W2 = 16300·981·012 = 19188 Н = 19188 кН
Общее сопротивление кН:
Wобщ = ΣW = 54+19188 = 2459
Скорость трактора на первой передаче коробки передач:
= 46 кмч = 46·10003600 = 128 мс (3)
Тяговое усилие развиваемое трактором на первой передаче кН:
TN = 09Р = 09·1000·Nдв·1 (4)
где Р – окружная сила приложенная к колесу или вращающей звёздочке кН:
Nдв – мощность двигателя кВт;
TN = 09·1000·118·08128 = 66374 Н = 66374 кН
Сила тяги по сцеплению кН:
где Gсц – сцепной вес трактора Н;
φ – коэффициент сцепления φ = 07;
Тсц – 16300·981·07 = 111932 Н = 111932 кН
Условие движения без буксования т.е. тяговый баланс:
Условие выполнено и рыхлитель осуществляет рыхление грунта.
Свободная сила тяги или запас тягового усилия по сцепному весу:
Тз.т.с = Тсц – Wоб (6)
Тз.т.с = 111932-2459 = 87342 кН
Запас тягового усилия по мощности кН:
Тз.т.м = 66374-2459 = 41784 кН
Уточняем глубину рыхления:
где W1 – сопротивление грунта рыхлению приравниваем к запасу тягового усилия по мощности
h = 41784(006·200·103) = 348 м
Выбираем скорости движения рыхлителя: вперед пх = 39 – 1225 кмч; движения задним ходом зх = 49 – 99 кмч.
2 Производительность рыхлителя
Производительность (м3ч) рыхлителя определяется по формуле
где В – ширина полосы рыхления с учетом необходимого перекрытия соседней полосы м;
L – длина захватки (участка) на которой работает рыхлитель м;
– рабочая скорость рыхлителя мч;
tп – время затрачиваемое на поворот ч;
n – число проходов по одному месту;
kв – коэффициент использования во времени.
Производительность рыхлителя удобно определять в м2ч:
П = м2ч (10)2 Выбор расчетных положений и расчет на прочность
Рисунок 1 – Расчетная схема для определения максимальных усилий развивающихся при подъеме (а) и заглублении (б) стоек рыхлителя
Gбм – вес базовой машины
Gбо – вес оборудования
G = Gбм+Gбо – эксплуатационный вес
Gбм = 16300·981 = 1599 кН
Gбо = 1430·981 = 1403 кН
1 Определение усилий развивающихся при подъеме и заглублении стоек рыхлителя
Для выбора параметров гидравлической схемы необходимо найти максимальные усилия которые развиваются при подъеме и заглублении зубьев рыхлителя.
Расчетные схемы представлены на рисунке 1. Очевидно что максимальные усилия будут соответствовать моменту начала подъема трактора относительно крайних точек опоры гусеничного хода. Из уравнения моментов относительно этих точек можно найти что максимальные усилия подъема и заглубления равны:
Rв max = и Rв max = (11)
По литературным данным расстояние центра тяжести рыхлителя от оси ведущей звездочки гусеницы l1 = 18 м l2 = 12 м l3 = 485 м l4 = 185 м.
Расчет на прочность отдельных узлов рыхлителя в том числе гидроцилиндров производится с учетом возможного действия динамических нагрузок. Последние возникают при внезапных наездах на препятствия. Особенно большие нагрузки имеют место когда эти препятствия непреодолимы. Здесь они часто носят ударный характер. Ввиду большой жесткости рабочего оборудования изменений нагрузки от детали к детали не происходит поэтому при расчете всех деталей следует принимать одинаковый коэффициент динамичности kд=30÷35. Эти значения относятся к скорости движения 10÷12 мс. Для снижения динамических нагрузок рыхление следует производить на скоростях не превышающих 05÷06 мс.
2 Расчет пальца механизма изменения рабочего положения
Стержень пальца рассчитывается по напряжениям среза:
где F – усилие прилагаемое к пальцу;
Рисунок 4 – Расчетная схема
Для пальца работающего с переменными нагрузками [] = 02 03T
Изготавливая палец из стали 40:
[] = 02·315 = 63 МПа
Принимаем диаметр пальца 65 мм.
Расчет гидропривода выполняют в два этапа – предварительный и проверочный расчет.
Целью предварительного расчета является определение усилий на выходных звеньях гидродвигателей на основе силового (тягового) расчета и основных параметров гидропривода (потребляемой мощности номинального давления и расхода) для обоснованного выбора типового гидрооборудования.
Проверочным расчетом уточняют выходные параметры гидродвигателей и соответствие выбранного гидрооборудования с максимальными нагрузками и скоростями.
1 Предварительный расчет
Усилие на штоке гидроцилиндров – Т = 846 кН
Номинальная скорость движения штока – n = 03 мс
Режим работы рыхлителя – легкий
Номинальное давление в гидросистеме – Рн = 145 МПа
Температура окружающего воздуха – t = 50oC
Рабочая жидкость – МГ-30 (летнее)
1.2 Выбор типа и марки насоса
Полезную мощность на штоках цилиндров определяем по формуле кВт:
Nn = n·T1000 = 03·8460001000 = 2538 (14)
где n – номинальная скорость движения штоков гидроцилиндров мс
Потребляемая насосом мощность кВт:
N = Kc·Ky·Nn = 11·11·2538 = 3071 (15)
где Kc = 11 13 – коэффициент запаса скорости учитывающий возможные утечки в гидросистеме;
Ky = 11 12 – коэффициент запаса по усилию учитывающий возможные потери давления в гидросистеме
Определяем расчетный расход насоса лмин:
Qp = 612·NРн = 612·3071145 = 12962 (16)
где Рн – 145 МПа – номинальное давление в гидросистеме (принято по аналогии с прототипом)
По [6] принимаем аксиально-поршневой регулируемый насос 223.25.12.20 А
Техническая характеристика:
- рабочий объём – qн = 107·2 см3об
- номинальное давление – Рн = 16 МПа
- номинальная частота вращения – nн = 1700 обмин
- КПД: объёмный – он = 097 полный – 085
Действительная производительность насоса лмин:
Qн = qн·nн·он = 107·2·1700·10-3·097 = 352886 (17)
Вычисляем относительную погрешность расхода:
1.3 Выбор гидроцилиндра
Для двух цилиндров усилие на штоках будет равно кН:
Тц = 05·Т = 05·846 = 423 (19)
Перепад давления на поршне гидроцилиндра МПа:
ΔРц = Рн-ΔР = Рн-015·Рн = 085·Рн = 085·145 = 123 (20)
где ΔР = (01 015)Рн – потери давления в гидросистеме МПа
Ориентировочный диаметр поршня (цилиндра) м:
Принимаем гидроцилиндр 1.16.1.УМ-22х100х900 с параметрами: Рн = 16 МПа; В = 220 мм; d = 100 мм; ход штока S = 400 мм; КПД: объёмный - оц = 1 гидромеханический – мц = 095
1.4 Выбор гидрораспределителя
Тип и марку распределителя выбираем по номинальному давлению подаче и количеству насосов.
Принимаем секционный распределитель типа Р-32.16-20-01-02-30 (ОСТ 22-829-74) с условным проходом 32 мм номинальным давлением 16 МПа с напорной двумя рабочими и сливной секциями.
- условный проход – Dy = 32 мм;
- номинальный расход масла – Qн = 320 лмин;
- максимальный расход масла – Qma
- номинальное давление – Рн = 16 МПа;
- внутренние утечки – ΔQp = 160 см3мин;
- потери давления: при номинальном расходе – ΔРр = 08 МПа;
при максимальном расходе - ΔРр = 10 МПа;
1.5 Выбор тормозных клапанов и гидрозамков
При проектировании объёмных гидроприводов регулирующая аппаратура обычно не рассчитывается а выбирается по номинальному давлению расходу жидкости и условному проходу.
Принимаем обратный клапан модели 61400
- потери давления – ΔРок = 005 МПа;
- масса – m = 231 кг
Выбираем гидрозамок модели 61900
- номинальный расход – Q = 350 лмин;
- потери давления – ΔРгз = 042 МПа;
1.6 Выбор трубопроводов
Внутренний диаметр гидролинии рассчитываем на основе подачи насоса и рекомендованных значений скорости рабочей жидкости выбираемых в зависимости от назначения трубопровода и номинального давления в гидросистеме.
Для всасывающего трубопровода – в = 08 14 мс;
Для сливного трубопровода – с = 14 20 мс;
Для напорного трубопровода (с учётом давления в гидросистеме) – н = 32 мс
Внутренний диаметр трубопровода:
Диаметр всасывающего трубопровода мм:
Выбираем стальную бесшовную трубу по ГОСТ 8732-78 с наружным диаметром dн = 90 мм и внутренним диаметром dвн = 75 мм
Диаметр сливного трубопровода:
Выбираем стальную бесшовную трубу с dн = 76 мм и dвн = 64 мм
Диаметр напорного трубопровода:
Выбираем стальную бесшовную трубу по ГОСТ 8734-75 с dн = 60 мм dвн = 50 мм
2 Проверочный расчет
2.1 Расчет потерь давления в гидросистеме
Общие потери давления в гидросистеме определяется как сумма потерь давления на преодоление двух видов гидравлических сопротивлений (на трение по длине – ΔPl и местные – ΔPlg) и потерь давления в гидрооборудовании.
Общие потери давления для гидроцилиндров подъёма отвала определяются из следующих выражений:
напорная линия – ΔPн = ΔPlн+ΔPlgн+ΔРр+ΔРок+2ΔPгз (23)
сливная линия – ΔРс = ΔРlc+ΔPlgc+ΔРр (24)
Потери давления определяем отдельно для каждой гидролинии (всасывающей напорной сливной) при температуре масла МГ-30 t = 50oC и давлении Р = 15 МПа (ρ = 870 кгм3 = 40*10-6 м3с).
Ввиду малой длины и большого диаметра всасывающей гидролинии потерями давления в ней можно пренебречь.
Конструктивно принимаем дополнительные данные: длины нагнетательной и сливной гидролиний
коэффициенты местных сопротивлений:
- резкое сужение в наконечниках (количество) –
- резкое расширение в наконечниках (количество) –
- вход в гидроцилиндры и фильтр (количество) –
- поворотные соединения (количество) –
- колена с плавным поворотом на 90о (количество) – lgк = 015 (4).
Вычисляем действительные скорости движения масла в напорной и сливной гидролиниях:
напорная гидролиния:
где Qн – действительная производительность насоса лмин;
dн dс – внутренние диаметры напорной и сливной гидролиний соответственно м;
Определяем числа Рейнольдса в гидролиниях:
где – кинематический коэффициент вязкости м2с;
Reн = 3·005(4·10-5) = 3750 > 2320 – турбулентный режим
Reс = 183·0064(4·10-5) = 2928 >2320 – турбулентный режим
С учетом режима определяем гидравлический коэффициент трения:
Определяем потери давления в сливной гидролинии состоящей из двух участков: от гидроцилиндров до распределителя с dн = 005 м и от распределителя до масляного бака с dс = 0064 м.
Определяем потери давления в напорной гидролинии МПа:
ΔРtн = ΔРlн+ ΔРlgн = (30)
Общие потери давления с учетом формул (5657) равны:
напорная гидролиния – ΔPн = 0034+07+005+2*04 = 1584 МПа;
сливная гидролиния – ΔРс = 0019+025 = 0269 МПа
Потери давления в гидросистеме подъёма составят:
ΔР1 = ΔРн+ΔРс = 1584+0269 = 1853 МПа (31)
Эти потери не должны превышать запланированных:
ΔР = 015·Рн = 015·145 = 2175 МПа > ΔР1 = 1853 МПа (32)
2.2 Расчет выходных параметров гидроцилиндров
Наибольшее фактическое усилие на штоках гидроцилиндров подъёма отвала кН:
где D – диаметр поршня (цилиндра) м;
d – диаметр штока м;
мц – механический КПД цилиндра
Фактические скорости движения штоков гидроцилиндров мс:
п = 2Qн·оц(2··D2) (34)
п = 2·3529·10-3(60·314·0222) = 077
Полезная мощность развиваемая штоками гидроцилиндров кВт:
Nп = п·Тп1000 = 077·917·10001000 = 706 (35)
2.3 Расчёт КПД гидропривода
Коэффициент полезного действия гидропривода позволяет оценить эффективность спроектированной машины. Для большинства гидрофицированных СД и ПТМ полный (общий) КПД находится в пределах 06 075
Для гидроприводов возвратно-поступательного действия КПД равен:
где н – полный КПД насоса;
г – гидравлический КПД;
мц – механический КПД цилиндра;
ор – объёмный КПД распределителя;
Гидравлический КПД учитывает потери давления в гидролиниях и гидрооборудовании:
г = 1-ΔР1Рн = 1-1853145 = 0872 (37)
Объёмный КПД учитывает утечки в распределителе:
ор = 1-ΔQрQн = 1-0163529 = 09995 (38)
Тогда полный КПД гидропривода подъёма отвала будет равен:
= 085*0872*095*09995 = 0704
2.4 Тепловой расчёт гидропривода
Тепловой расчёт гидросистемы осуществляется с целью определения установившейся температуры рабочей жидкости объёма гидробака и поверхности теплоотдачи а также для выяснения целесообразности применения теплообменников обеспечивающих оптимальный тепловой режим работы гидросистемы.
Количество тепла выделяемое гидросистемой пропорционально потребляемой насосом мощности (N) и полному КПД гидропривода.
Потребляемая насосом мощность определяется по формуле:
где кдин = 25 – коэффициент динамичности
Количество тепла выделяемое гидросистемой в единицу времени кВт:
Q1 = (1-)·N·кр·кд = (1-0704)·1003·02·015 = 089 (40)
где кр – коэффициент продолжительности работы под нагрузкой;
кд – коэффициент использования номинального давления
Количество тепла рассеиваемое в окружающую среду с поверхностей гидрооборудования (насосов фильтров гидроцилиндров металлических гидролиний гидробаков и теплообменников) определяем по формуле:
Q2 = к·F·(tж-tв) (41)
где к – коэффициент теплоотдачи поверхностей гидрооборудования в атмосферу Вт(м2·оС);
F – необходимая площадь поверхности теплообмена м2;
В установившемся режиме работы гидросистемы Q1 = Q2
Необходимая площадь поверхности теплообмена:
F ≥ Q(k·Δt) = 089(15·25) = 0002 (42)
где Δt – температурный перепад в установившемся режиме
Δt = tжmax-tвmax = 75-50 = 25oC (43)
Определяем ёмкость гидробака л:
Vб = 15·Qн = 15·3529 = 524329 (44)
Округляем по ГОСТ 12 998-80 до Vб = 550 л
Вычисляем площадь теплоотдачи гидробака м2:
Определяем установившуюся температуру жидкости оС:
Так как установившаяся температура жидкости не превышает максимально допустимую температуру жидкости (tжmax = 75oC) то теплообменник системе не нужен.
Патентная проработка
1 Рабочий орган рыхлителя
Недостатком рабочего органа являются большие силы трения грунта о боковые стенки и отсутствие при извлечении клина разрушения грунта что не обеспечивает производительное использование холостого хода.
Цель изобретения – предотвращение залипания уступов клиновидного корпуса что позволяет повысить производительность рыхлителя.
Цель достигается тем что рабочий орган снабжен расположенными вдоль верхних ступеней рабочих поверхностей и шарнирно соединен с корпусом подпружиненными пластинами причем уступы выполнены с наружными относительно пластин упорами. Для регулирования жесткости упругого поворота пластин рабочий орган снабжен расположенным внутри корпуса и установленным симметрично пластинам с возможностью продольного перемещения конусообразным толкателем со штоком. При этом пластины подпружинены относительно толкателя а шток связан с корпусом посредством винтового соединения.
Рабочий орган рыхлителя включающий клиновидный корпус со ступенчатыми рабочими поверхностями образующими уступы отличающийся тем что с целью повышения производительности путем предотвращения залипания залипания грунта в уступах он снабжен расположенными вдоль верхних ступеней рабочих поверхностей и шарнирно соединенными с корпусом подпружиненными пластинами причем уступы выполнены с наружными относительно пластин упорами.
Рабочий орган по п. 1 отличающийся тем что он снабжен расположенным внутри корпуса и установленным с возможностью продольного перемещения и с подпружиненными пластинами конусообразным толкателем со штоком который связан с корпусом посредством винтового соединения.
Список используемой литературы
Алексеева Т.В. Артемьев К.А. и др. Дорожные машины – М.: Машиностроение 1972.-504 с.
Строительные машины. Под общей редакцией доктора технических наук Э.Н. Кузина. М.: Машиностроение. 1991-496 с.
Дорожные машины. Под общей редакцией доктора технических наук Н.Я. Хархуты. Ленинград: Машиностроение 1976-467 с.
Тян А.Д. Методические указания к расчёту ОГП СД и ПТМ: Алма-Ата: РУМК 1988

icon Спецификация 2.doc

03 КП МЗР 01.00.000 СБ
Шайба регулировочная
03 КП МЗР 01.00.000
Навесное оборудование
ВКГТУгр.05 - СМТ - 1

icon Спецификация 1.doc

03 КП МЗР 00.00.000 СБ
Гайка М24 ГОСТ5915-70
Гайка М32 ГОСТ5915-70
Шайба 24 ГОСТ11371-78
Шайба 32 ГОСТ11371-78
Шпилька М24х150 ГОСТ22032-76
Шпилька М32х70 ГОСТ22032-76
03 КП МЗР 00.00.000
ВКГТУгр.05 - СМТ - 1

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 8 часов 1 минуту
up Наверх