Определение коэффициента запаса устойчивости при переводе рабочего органа в транспортное положение.
Необходимо определить плечи l1 и l2 (рис 5.6) действия сил тяжести базовой машины и рабочего оборудования.
Рисунок 5.6. Схема к определению коэффициента устойчивости при переводе рабочего органа в транспортное положение. Согласно рис 5.6 имеем: 
(5.15) ky=137370∙1.475/29430∙4=1,72 Вывод: устойчивость обеспечивается. 5.5. Статические расчёты при транспортном перемещении машины. При задней навеске рабочего оборудования рассматривается машина в момент её разгона при движении на подъём. В этом расчётном положении учитываются силы давления ветра Fв, силы инерции Fи, возникающие при разгоне машины, силы тяжести GT, GP. Расчётная схема приведена на рис 5.7. 
Рисунок 5.7 Схема сил действующих на машину при транспортном передвижении. Для безопасной работы машины необходимо соблюдение условия 
(5.16) Угол при котором соблюдается условие (5.16), называется максимальным углом безопасным углом aб или предельным углом уклона. Приняв ку = 1.3 находят aб . После подстановки в (5.16) 
и 
имеем: 
(5.17) Значение Fи определяется по формуле 
, (5.18) где G – сила тяжести рассматриваемого агрегата; vT – транспортная скорость, до которой разгоняется машина; g – ускорение свободного падения; tp – время разгона машины до транспортной скорости. Для гусеничных машин tp = 3...4 с. Имеем: 
кН. 
кН. Значение Fв определяется по формуле 
(5.19) где рв – давление ветра, рв = 0.25 кПа [5]; Ав – подветренная площадь. Упрощённо можно считать для рассматриваемой схемы, что 
(5.20) где В и Н – соответственно габариты базовой машины по ширине и высоте Ав=2,7∙4,95=13,365м2 Fв=250∙13,365=3341Н=3,3кН В результате преобразования (5.17) и подстановки численных значений получаем два значения a1 =34о, a2 = 82,70. Принимаем aб =340. 5.6. Расчёт максимального безопасного угла косогора. При расчёте рассматривается движение с транспортной скоростью по косогору поперёк уклона с поворотом при минимальном радиусе. 
Рисунок 5.8. Схема расчёта максимального безопасного угла косогора. 
(5.21) 
(5.22) Согласно уравнению (5.16) имеем: 
(5.23) Определим силы инерции: 
, (5.24) где rп – радиус поворота. rп = (1.4...1.8)(B-b)/2 (5.25) rп = (1.4...1.8)(2,7-0,533)/2=(1,52…1,95) Принимаем rп=1,6 Тогда 
Fв=рв×Н×L (5.26) Fв=250∙4,95∙11,5=14213Н=14,2кН после подстановки численных значений и преобразований получаем: b =arccos 0,71=45º | В |
| А |
| l1 |
| l2 |
Рисунок 6.1 Схема к определению силы, действующей на шток гидроцилиндра.
Составляем уравнение моментов относительно точки А
(6.1)
Отсюда
кН.
После определения усилия на штоке гидроцилиндра переходим к определению диаметра гидроцилиндра. [6]
(6.2)
где Рц – давление в цилиндре. Принимаем по Fц pц = 8 МПа;[6].
кц – коэффициент. кц = 0.5...0.7.
hмц – механический к.п.д. цилиндра. hмц = 0.95...0.98;
Рсл – давление в сливной магистрали. Рсл = 0.2...0.3 МПа.
м
Принимаем из стандартного ряда гидроцилиндр Ц 80 – 800. (Dц = 80 мм, lшт =800 мм).
Определим расход гидравлического масла при работе гидроцилиндра
  l1 |
(6.3) где dш – диаметр штока гидроцилиндра. dш = 0.04 м; vш – скорость движения штока. vш = 0.3 м/с. 
м3/с Для обеспечения требуемой подачи применим насос НШ–50М–4. Рассчитываем гидроцилиндр трубоукладчика. Составляем уравнение моментов относительно точки В без учета силы FЦ. 
(6.4) Отсюда 
После определения усилия на штоке гидроцилиндра переходим к определению диаметра гидроцилиндра, по формуле(6.2) [6]. где Рц – давление в цилиндре. Принимаем по Fц pц = 8 МПа;[6]. кц – коэффициент. кц = 0.5...0.7. hмц – механический к.п.д. цилиндра. hмц = 0.95...0.98; Рсл – давление в сливной магистрали. Рсл = 0.2...0.3 МПа. 
м Принимаем из стандартного ряда гидроцилиндр Ц 100 – 800. (Dц = 100 мм, lшт =800 мм). Определим расход гидравлического масла при работе гидроцилиндра Диаметр штока гидроцилиндра dш = 0.05 м. Подставляем значения в формулу (6.3) 
Для обеспечения требуемой подачи из конструктивных соображений запитаемся от насоса НШ 50М-4 принятого ранее. Прочностные расчеты
Наши рекомендации