Размещено на http://www.allbest.ru/

ЗМІСТ

ВСТУП

РОЗДІЛ 1.ОБГРУНТУВАННЯ ВИБОРУ ТЕМИ, СТАН ПИТАННЯ, ЗАВДАННЯ ДОСЛІДЖЕННЯ.

1.1 Технічні можливості сучасних екскаваторів поздовжнього копання, шляхи підвищення ефективності їх використання

1.2 Огляд конструктивних та технологічних рішень універсальних землерийних машин, їх робочих органів

Висновки до розділу 1:

РОЗДІЛ 2. ТЕОРЕТИЧНІ ПЕРЕДУМОВИ ЗАБЕЗПЕЧЕННЯ КУРСОВОЇ СТІЙКОСТІ УЗМ З ВІЯЛЬНО-ПОСТУПАЛЬНОЮ ПОДАЧЕЮ РОБОЧОГО ОРГАНА НА ЗАБІЙ

2.1 Обґрунтування розрахункової схеми силового навантаження корми тягача УЗМ при копанні ґрунту

2.2 Визначення кінематичних параметрів робочого процесу універсальної землерийної машини

2.2.1 Проміжна рама

2.2.2 Рама ротора

2.3 Визначення зовнішніх сил, що діють на робочий орган

2.4 Визначення умов збереження прямолінійності руху машини та її курсової стійкості

Висновок до розділу 2

РОЗДІЛ 3. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ НАВАНТАЖЕНЬ НА РОБОЧИХ ОРГАНАХ УНІВЕРСАЛЬНОЇ ЗЕМЛЕРИЙНОЇ МАШИНИ

3.1 Дослідження працездатності вихідної конструкції робочого органа універсальної землерийної машини

3.2 Фізичні особливості формування навантажень на робочих органах універсальних землерийних машин

3.3.1 Крутний момент на вісі ротора

3.3.2 Вертикальні навантаження на роторі під час копання ґрунту

3.3.3 Сила тяги на переміщення ротора в забої

3.3.4 Бічні навантаження на роторі під час копання ґрунту

Висновок до розділу 3

РОЗДІЛ 4. РОЗРАХУНКИ КУРСОВОЇ СТІЙКОСТІ УНІВЕРСАЛЬНИХ ЗЕМЛЕРИЙНИХ МАШИН ТА ОБҐРУНТУВАННЯ ТЕХНІЧНИХ ПРОПОЗИЦІЙ ЇЇ ЗАБЕЗПЕЧЕННЯ

4.1 Розрахунок курсової стійкості універсальної землерийної машини

4.1.1 Вихідна конструкція універсальної землерийної машини

4.2 Технічні пропозиції зі зменшення інерційних навантажень

Висновок до розділу 4

РОЗДІЛ 5. ОХОРОНА ПРАЦІ ТА БЕЗПЕКА В НАДЗВИЧАЙНИХ СИТУАЦІЯХ.

5.1 Охорона праці

5.1.1 Нормативно-правові основи роботи з охорони праці

5.1.2 Організація та управління охороною праці на підприємстві

5.1.3 Техніка безпеки при обслуговуванні та ремонті УЗМ

5.2 Безпека в надзвичайних ситуаціях

5.2.1 Роль та призначення цивільної оборони (цивільного захисту) в сучасних умовах

5.2.2 Організація хімічного контролю стану довкілля в зоні роботи дорожніх машин (дорожньої техніки)

ВИСНОВКИ

СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ

ВСТУП

Розвиток будівельного і дорожнього машинобудування в значній мірі визначає рішення таких проблем будівництва, як скорочення ручної праці, підвищення якості виконаних робіт, збільшення їх темпів і продуктивності. Країна встала перед проблемою розробки і випуску будівельної техніки в основному на базі базових тягачів і шасі, що виготовляються в Україні, і машин, що забезпечують суттєву економію палива та інших енергоресурсів.

Земляні роботи, надто копання протяжних виїмок різного призначення в ґрунті, як в Україні, так і за її межами пов`язано з розробкою та переміщенням мільярдів кубічних метрів ґрунту. Виконання таких обсягів робіт можливо лише з використанням високопродуктивних землерийних машин, насамперед екскаваторів безперервної дії. Ними швидко та ефективно можуть бути розроблені траншеї різного призначення, канали, а також прокладені дренажні системи в меліоративному будівництві.

Більшість з існуючих траншейних екскаваторів мають спільний недолік - малу універсальність. Робочий процес екскаваторів має низку особливостей, без врахування яких неможливе створення ефективних конструкцій робочого обладнання машин, оптимальне їх завантаження у процесі розробки ґрунту, забезпечення високої продуктивності. Тому створення принципово нової конструкції, що використовуються для риття траншей заданої ширини, причому як в не мерзлих, так і в мерзлих ґрунтах вбачається актуальною задачею. Вирішення цієї задачі є підґрунтям для створення машини, яка б розробляла забій, ширина якого перевищує ширину робочого органу. В даній роботі визначальним є розробка шляхів забезпечення роботоздатності УЗМ та оцінка їх ефективності.

Тема дослідження: шляхи забезпечення роботоздатності універсальної землерийної машини (УЗМ) та оцінка їх ефективності.

Мета роботи: визначення умов та шляхів підвищення роботоздатності універсальної землерийної машини у режимі віяльно-поступальної подачі робочого органа на забій.

РОЗДІЛ 1. ОБГРУНТУВАННЯ ВИБОРУ ТЕМИ, СТАН ПИТАННЯ, ЗАВДАННЯ ДОСЛІДЖЕННЯ.

1.1 Технічні можливості сучасних екскаваторів поздовжнього копання, шляхи підвищення ефективності їх використання

землерийний машина стійкість екскаватор

Земляні роботи є одним з найважливіших етапів у якісній реалізації будь-якого будівельного проекту, при будівництві об'єкта будь-якої складності. Земляні роботи, особливо в галузі транспортного будівництва, при спорудженні протяжних виїмок різного призначення в ґрунті пов'язані з розробкою та переміщенням мільярдів кубічних метрів ґрунту. Виконання значних обсягів робіт можливо за умов використання екскаваторів поздовжнього копання, які не тільки пришвидшують темпи будівництва, але і значно підвищують якість виконаних робіт.

Проте в абсолютній більшості випадків кожен типорозмір екскаватора дозволяє відкопувати у ґрунті протяжні виїмки лише заданого профілю з незначними відхиленнями від їх номінальних глибини та ширини. Спорудження виїмок іншого профілю досягається шляхом переоснащення машини іншим робочим обладнанням. Така ситуація призвела до різкого скорочення використання даних типів машин.

На наш погляд заслуговує серйозної уваги вирішення питання створення універсальних землерийних машин, здатних одним і тим же робочим органом без його конструктивної змін забезпечити спорудження протяжних виїмок різної глибини та ширини. Як наслідок, значно підвищиться величина коефіцієнта використання машин в часі, а також техніко-економічні показники використання обладнання.

Проаналізуємо конструкції сучасних екскаваторів поздовжнього копання на предмет оцінки та порівняння їх технологічних можливостей. Визначимо шляхи їх розширення (універсалізації).

Траншейні екскаватори випускаються кількома заводами країн СНГ. У цілому модельний ряд машин, що випускаються, не новий і доволі одноманітний. Основні виробники:

- АО "ЕТ Мыйзакюла" (Естонія) [1] випускає декілька модифікацій ЭТЦ-1607-1.

- ОАО "Ирмаш" (РФ) [2] випускає як роторні, так і ланцюгові траншейні екскаватори.

- ОАО "Михневский ремонтно-механический завод" (РФ) [3] виготовляє вісім моделей ланцюгових траншейних екскаваторів на базі Т-170, ДТ-75, МТЗ-82, Т-158ОК, Т-151, ЮМЗ-6.

Екскаватор траншейний роторний ЭТР-204 виробництва Московського експериментального заводу (РФ) (рис. 1.1) [4]

Екскаватор траншейний роторний ЕТР-223А (рис. 1.2) [5], як і машини ЕТР-224А, 254, 254А, є модернізованою машиною ряду ЕТР-204.

Екскаватори ЭТР-204 і ЭТР-223А можуть розробляти ґрунти III-IV категорій із кам'янистими включеннями щонайбільше 200 мм у поперечнику та рівно щільні ґрунти з промерзанням на глибину до 1 м, ЭТР-223А - до 1,2 м.

Роторні екскаватори ЭТР-204А і ЭТР-223А у ґрунтах до III категорії виривають прямокутні траншеї, або траншеї з відкосами в ґрунтах IV категорії, а у мерзлих - лише прямокутні траншеї. Екскаватори є уніфікованими, їх ротори виконано за загальною конструктивною схемою.

Зміна параметрів споруджуваних виїмок у ґрунті цими екскаваторами можлива лише шляхом конструктивної зміни їх робочих органів.

Технологічні параметри екскаваторів поздовжнього копання, що випускаються заводами СНД:

- Роторні:

· Глибина копання від 1.2м. до 2.5м.;

· Ширина копання: по верху від 0.3м. до 3.2м.

по дну від 0.8м. до 1.8м.

- Ланцюгові:

· Глибина копання від 1.6м. до 2.5м.;

· Ширина копання: по верху від 0.4м. до 2.8м.

по дну від 0.4м. до 0.8м.

Також існує багато моделей світових виробників, серед яких:

- Vermeer Manufacturing Company. Модельний ряд Vermeer [6] на світовому ринку представлено спеціалізованими машинами на колісному та гусеничному ходу, обладнаними ланцюговими, плужними або дисковими робочими органами.

- Trencor Inc. (США). Моделі екскаваторів цієї марки [7] забезпечують прокладання траншей у скельних породах на ширину до 1,5 м і глибину до 10 м за один прохід.

- Cleveland виробляє 16 моделей роторних траншейних екскаваторів і дві моделі ланцюгових [8]. Для всіх моделей фірми як база використовується гусеничне шасі власної конструкції.

Та не зважаючи на більшу номенклатуру моделей, та широке впровадження мікропроцесорних систем автоматики, що підвищує якість виконаних робіт, головний недолік даного виду машин залишається незмінним-- зміна параметрів споруджуваних виїмок у ґрунті цими екскаваторами можлива лише шляхом конструктивної зміни їх робочих органів.

Технологічні параметри виїмок, споруджуваних екскаваторами, що виготовляються серійно перерахованими вище зарубіжними компаніями:

- Роторні:

· Глибина копання від 2.4м. до 2.9м.;

· Ширина копання: по верху від 1.07м. до 2.13м.

- Ланцюгові:

· Глибина копання від 1.5м. до 10.7м.;

· Ширина копання: по верху від 0.3м. до 2.4м.

по дну від 0.2м. до 1.1м.

Аналіз типорозмірів машин що представлені на ринку дозволяє зробити висновок про те, що майже 40% із розглянутих конструкцій траншейних екскаваторів вітчизняних виробників розробляють траншеї практично однакової глибини і відрізняються лише шириною копання. У закордонних - 60% розглянутих моделей розробляють траншеї майже однакової ширини (причому ці значення різняться в межах 0,2-0,5 м).

Основним недоліков всіх без вийнятку траншейних екскаваторів є їх мала універсальність. Що є проблемою, так як для користувачів у наш час потрібно мати у своєму розпорядженні високопродуктивні надійні та довговічні землерийні машини безперервної дії, здатні виконувати широкий спектр земляних робіт - відкопувати без переналадки траншеї та котловани різної ширини та глибини.

Виходячи з цього виправданим є розробка машин принципово нової конструкції, що використовувались би для риття як вузьких, так і широких траншей, причому як в не мерзлих, так і в мерзлих ґрунтах. Тенденція до універсалізації машин висуває завдання-- створення універсальних землерийних машин, здатних розробляти траншеї різної ширини одним і тим же робочим органом без його конструктивних змін. Але в процесі створення таких машин необхідно приділити увагу шляхам забезпечення роботоздатності УЗМ та оцінці їх ефективності.

1.2 Огляд конструктивних та технологічних рішень універсальних землерийних машин, їх робочих органів

На даний час роблено багато технічних рішень, та конструкцій зі створення УЗМ. До них належить машина для риття траншей [9] на базі колісного тягача з навісним ланцюгово-ковшевим робочим органом (рис. 1.3).

Амплітуда коливального руху робочого органа може бути змінною, її величина задається механіком-водієм. Це дозволяє розробляти у ґрунті виїмки різної ширини

Багатоковшевий екскаватор В.І. Царевського [10]. Екскаватор має базовий тягач і ланцюговий робочий орган. Робочий орган здійснює зворотно-поступальне переміщення за допомогою системи гвинт-гайка у поперечній площині відносно поздовжньої вісі машини. (рис. 1.4)

Ланцюговий робочий орган екскаватора [11] за допомогою гідроциліндра переміщується по направляючим, перпендикулярним поздовжній вісі машини, залишаючись у паралельному положенні відносно цієї вісі (рис. 1.5).

Перевагою таких конструкцій є можливість споруджувати траншею прямокутного профілю шириною, що значно перебільшує ширину робочого органа.

Проте необхідність поперечної подачі робочого органа на забій передбачає встановлення додаткових ріжучих елементів на торцях робочого органа, що ускладнює і без того складну його конструкцію. При розробці траншеї, ширина якої більша за ширину робочого органа, має місце утворення значних залишкових просипів на дні споруджуваної виїмки.

Пристрій М.Г. Бородіна для створення в ґрунті широкої виїмки типу траншеї [12] складається з базової машини, робочого органа і механізму поперечних переміщень робочого органа (рис. 1.6).

А.с. СРСР № 302438.

Робочий орган складається з двох секцій розробка виїмки може проводитися кожною із секцій робочого органа, обома секціями одночасно або двома секціями з коливальними рухами у протилежні боки.

При роботі двома секціями посередині траншеї залишається масив ґрунту, який не розробляється, адже підхід секцій робочого органа впритул одна до одної є неможливим.

Існуюча кінематика коливання ланцюгових секцій робочого органа відносно тягача не може забезпечити рівномірність навантаження машини внаслідок нерівномірності товщини розроблюваної стружки по ширині забою та без урахування особливостей розробки ґрунту біля бічних стінок широкої траншеї.

У конструкції УЗМ М.Г. Бородіна (рис. 1.7) [13] для регулювання ширини траншеї підвіску кожної секції ланцюгового робочого органа виконано у вигляді шарнірного чотириланкового механізму, який має можливість повороту в горизонтальній площині.

При розробці траншеї, ширина якої перевищує ширину робочого органа (її можна назвати котлованом), нижній приводний важіль підвіски повертається, і робочий орган завдяки верхній важільній системі або зберігає початкове поздовжнє положення у випадку прямокутної системи чотирьохланкового механізму (рис. 1.7 б), або додатково повертається у бік виїмки на кут (рис. 1.7 в). Утворюються вертикальні або нахилені бічні стінки котловану відповідно.

Запропонована конструкція УЗМ має низку принципових недоліків:

– складний двохсекційний ланцюговий робочий орган;

– багатоланкова підвіска робочого органа з великою кількістю шарнірних з'єднань і надлишкових зв'язків;

– неможливо забезпечити розробку забою у горизонтальній площині стружками рівномірної товщини;

– не існує повної урівноваженості робочого органа за величиною бічних зусиль;

– мають місце значні пульсуючі навантаження на валу привода ланцюгових ґрунторозробних секцій.

Відомо конструктивне рішення багатоковшевого екскаватора для риття котлованів, ям і траншей із заданим профілем і для зачищення та нівелювання дна виїмок [14]. Машина має трьохприводний шестиланковий механізм підвіски ланцюгового робочого органа (рис. 1.8), в якому один із приводних гідроциліндрів здійснює робочий рух ґрунторозробного робочого органа, а два інших - установочні.

Шляхом використання такої схеми підвіски робочого органа вирішуються питання розробки виїмок із необхідним профілем, рівномірного завантаження ковшів, стабілізації навантажень завдяки вирівнювання товщини стружки, проте складний багатоланковий механізм із великими лінійними розмірами окремих ланок практично неможливо раціонально змонтувати на спеціальному тягачі.

Робочий орган УЗМ [15] є фрезерно-метальним робочим органом торцевого типу (рис. 1.9). Він складається з рами, що встановлюється на тягачі, та ковшового ротора з приводом, встановлених на ній. Раму виконано з двох частин, з'єднаних вертикальним шарніром, що мають силовий привод для повороту їх у горизонтальній площині відносно тягача та однієї відносно іншої. Для розробки виїмки, ширина якої перебільшує діаметр ротора, рама за допомогою гідроциліндрів повертається на необхідний кут у горизонтальній. Суттєвим недоліком такої конструкції є те, що поперечний профіль траншеї є частиною еліпсу з великим радіусом кривизни, близьким до діаметра ротора, що не задовольняє існуючі технологічні вимоги до геометрії споруджуваних траншей і котлованів у ґрунті.

Екскаватор-навантажувач [16] є машиною на колісному або гусеничному ходу (рис. 1.10). Спереду машини розташовано ковшове екскаваторне колесо, змонтоване у вилочному пристрої, який може повертатися навколо вертикальної вісі.

Екскаваторне колесо здійснює коливальні рухи у горизонтальній площині на обидва боки поздовжньої вісі машини та розробляє ґрунт за рахунок свого бічного переміщення. У результаті утворюється виїмка, ширина якої є більшою за максимальну габаритну ширину машини, що забезпечує останній можливість просування по дну розроблюваного забою.

Роторний робочий орган УЗМ [17] включає базове шасі, раму з метальником ґрунту, ротор із маточиною, ковшами та приводом.

При розробці траншеї базове шасі рухається по її дну, ротор обертається за годинниковою стрілкою (рис. 1.11), а розроблюваний ґрунт під дією відцентрових сил із ковшів через розвантажувальні вікна потрапляє в метальник.

Землерийна машина [18] (рис. 1.12) є тягачем із встановленим на його рамі опорним елементом, на якому розміщено робочий орган у вигляді шнека-фрези та метальник, що має можливість повороту в горизонтальній і вертикальній площинах.Опорний елемент складається з двох співвісно розміщених поворотних кругів. На одному з них розташовано раму метальника, на іншому - раму робочого органа. Поворот кожної рами на поворотному крузі здійснюється своїм гідроциліндром. Універсальність машини полягає в можливості одним і тим самим робочим органом розробляти траншеї, поперечний перетин яких відповідає профілю шнек-фрези, та котловани шириною, більшою за габаритні розміри метальника.

Це досягається за рахунок того, що при розробці котлованів робочий орган здійснює коливальні переміщення у горизонтальній площині шляхом зворотно поступальних рухів на опорному крузі (див. рис. 1.12). При розробці траншей коливальні рухи робочого органа відсутні.

1959 року було зроблено спробу створення УЗМ на базі траншейного екскаватора ЕР-5 із роторним ковшовим робочим органом двох розмірів для риття траншей глибиною 2,1 м і 3 м відповідно [19, 20]. Екскаватор відрізнявся від серійних машин наявністю у конструкції механізму забезпечення коливального руху (за типом маятника) робочого органа у горизонтальній площині (рис. 1.13). Внаслідок накладання двох рухів ротора - поздовжнього і поперечного перетин стружки по ширині забою виходить змінним від "нуля" до "максимуму".

Максимальне його значення наприкінці напівциклу відповідає умовам повного заповнення ковшів ротора ґрунтом, а отже відповідає моменту виникнення максимальних бічних навантажень на робочому органі. Неможливість використання повної геометричної місткості ковшів ротора при його переміщенні по дузі забою в плані за час робочого напівциклу обумовлює і пропорційну зміну бічних навантажень на робочому органі.

Випробування УЕР-301 виявили низку суттєвих недоліків [21, 22]. Так, при розробці траншеї шириною 2,2 м, що у 2 рази перевищує ширину ротора, коефіцієнт заповнення ковшів складав лише 0,7 (максимальний перетин стружки наприкінці ходу коливання прийнято за одиницю). Витрата енергії на бічне переміщення ротора в забої досягало 20-30 % від потужності, що витрачалася на обертання робочого органа. Витрати потужності на обертання ротора були більшими з однаковими значеннями параметрів стружки, ніж у звичайних траншейних машин. Це пояснюється тим, що приблизно 50 % загального опору обертанню ротора складає тертя ковшів об ґрунт внаслідок нераціональної форми ковшів ротора конкретного екскаватора. У цілому енергоємність розробки ґрунту УЕР є на 10-15 % вищою, ніж звичайним екскаватором при розробці траншеї шириною понад 1,5 м. Авторами конструкції екскаватора передбачалася наявність "косого" різання, проте воно відсутнє, оскільки ріжуча кромка кожного ковша утворює з напрямом різання кут, що мало відрізняється від 90.

Головним принциповим недоліком роботи екскаватора УЕР виявилася надмірна динамічність навантажень на трансмісію привода ротора та двигун, що пов'язано з розробкою ковшами стружок змінного перетину при коливальному переміщенні ротора в забої. При розробці траншей шириною 2,2 м нерівномірність навантаження двигуна приводу ротора досягає 60 % (проти 20 % в екскаваторів типу ЕТР). Це призводить до зниження коефіцієнта завантаження двигуна та, відповідно, до неповного використання його потужності (недовикористання потужності дизеля Д-35 до 25 %). Мали місце проблеми забезпечення курсової стійкості машини при розробці ґрунту [21]. Все це стало причиною того, що у серійне виробництво універсальні екскаватори УЕР та УЕР-301 не пішли.

Пізніше було створено УЗМ із ланцюговим ковшовим робочим органом - ПЗМ [23]. Випробування перших зразків ПЗМ виявили, що за доволі низької продуктивності енергоємність розробки ґрунту є досить значною та досягає 0,4 КВт·год./м3. Дослідження, проведені О.В. Биковим [24], показали, що 50 % опору тертя, що виникає при роботі жорстко направлених ланцюгів, складає опір тертя ланцюгів у направляючих або об раму. Дослідження безковшових ланцюгових робочих органів, проведені В.Ф. Рязановим і співавторами, показали переваги безковшових ланцюгових робочих органів над ковшовими. Невдовзі було запропоновано ланцюг однобічного вигину [25] і, зрештою, ланцюгово-балочний робочий орган землерийної машини [26]. Встановлення такого робочого органа на машині ПЗМ-2 дозволило зменшити енергоємність розробки ґрунту робочим органом до 0,17-0,29 кВт·год./м3, поліпшити розвантаження розробленого ґрунту, підвищити продуктивність машини. Із застосуванням ланцюгово-балочного робочого органа на УЗМ стала можливою розробка мерзлого ґрунту з енергоємністю на приводі робочого органа порядку 0,8-0,9 кВт·год./м3 . Траншейно-котлованні машини ПЗМ-2 і ПЗМ-3 випускаються і в наш час серійно. Крім існуючих патентних рішень, існують також конструкції УЗМ як ланцюгових ковшових [27] і безковшових , так і роторних ковшових і безковшових [28].

При однаковій встановленій потужності та місткості ковшів маса ланцюгових машин перевищує масу роторних на 12-15 %, а продуктивність є в 1,7-2 рази нижчою [29]. Зусилля копання,що реалізуються на робочих органах однакових за потужністю машин у роторних також є вищими, ніж у ланцюгових, отже, роторними машинами можливо розробляти міцніші ґрунти. Порівнюючи особливості ланцюгових і роторних траншейних машин, слід також брати до уваги, що роторні мають менші втрати продуктивності від просипання ґрунту на дні виїмки.

Основними напрямками досліджень екскаваторів безперервної дії останнім часом стають дослідження з удосконалення безковшових ланцюгових робочих органів [30] та обґрунтування вибору їх конструктивних і кінематичних параметрів, визначення раціональних режимів роботи траншейних екскаваторів із фрезерно-роторними робочими органами [31]. Удосконалюється обладнання для розробки мерзлих ґрунтів [32]. Обґрунтуванню конструкції фрезерної машини для зняття забрудненого шару ґрунту присвячено працю [33]. Дослідження закономірностей формування потоку ґрунту при застосуванні високошвидкісних робочих органів [34] стосуються лише робочих органів із торцевою фрезою та співвісним із нею метальником. Водночас немає досліджень зі створення УЗМ із роторним робочим органом, який працює у режимі віяльно-поступальної подачі.

Виявлені недоліки відомих конструкцій універсальних землерийних машини, на наш погляд, пов'язано з таким:

- недосконалість конструктивних рішень механізму бічного переміщення робочого органа;

- відсутність наукових передумов вибору й обґрунтування компонувальних схем, конструктивних параметрів і механізмів керування складним переміщенням робочого органа в забої та забезпечення курсової стійкості машини;

- дослідження УЗМ мали неповний та фрагментарний характер і не дозволили науково обґрунтувати передумови створення УЗМ.

Сказане вище й обумовлює напрям подальших досліджень шляхів створення УЗМ.

Висновки до розділу 1

Слід відмітити, що розглянутий комплекс досліджень присвячений перед усім, силового навантаження робочого обладнання УЗМ, пошуку шляхів зниження величини та динаміки цих навантажень. Однак практично відсутні опубліковані результати досліджень курсової стійкості УЗМ, не зважаючи на те, що вирішення цього питання є визначальним при створенні землерийних машин, що працюють в режимі віяльно- поступальної подачі робочого обладнання на забій.

Пошуку та обґрунтуванню шляхів забезпечення курсової стійкості універсальних землерийних машин присвячена ця робота.

РОЗДІЛ 2. ТЕОРЕТИЧНІ ПЕРЕДУМОВИ ЗАБЕЗПЕЧЕННЯ КУРСОВОЇ СТІЙКОСТІ УЗМ З ВІЯЛЬНО-ПОСТУПАЛЬНОЮ ПОДАЧЕЮ РОБОЧОГО ОРГАНА НА ЗАБІЙ

2.1 Обґрунтування розрахункової схеми силового навантаження корми тягача УЗМ при копанні ґрунту

Відповідно до прийнятої схеми компонування УЗМ (рис. 2.1) ґрунторозробний ківшевий ротор навішується на машину з допомогою дволанкового важільного механізму. Ланками механізму є: рама, на якій встановлено ротор та проміжна рама кріплення робочого органа на кормі машини. Кожна з цих ланок має індивідуальний привід від пари гідроциліндрів.

З допомогою цих пар г/ц здійснюється зворотно-поступальне бічне переміщення ґрунторозробного ротора в забої заданої ширини. Розроблений ґрунт ковшами ротора переміщується з забою в роторний метальник та транспортується в відвал.

Розробка забою забезпечується суміщенням трьох його рухів: різання ґрунту зі швидкістю Vр, поздовжньої подачі зі швидкістю Vп та коливального руху робочого органа зі швидкістю Vбп. При двошарнірній схемі компонування механізму, коливання робочого органа, тобто його бокове переміщення в забої зі швидкістю Vбп забезпечується одночасним кутовим переміщенням проміжної рами і рами ротора відносно своїх шарнірів А і Б (рис. 2.2). За допомогою метальника розроблений ґрунт транспортується в відвал. Розвантаження ковшів забезпечується завдяки дії на ґрунт відцентрових сил. Вказану конструктивну схему УЗМ приймаємо як базову для подальших досліджень.

В процесі розробки ґрунту в забої на робоче обладнання УЗМ діють сили різні по своїй природі, величині, напрямку дії та координатах точок прикладання. Це, перше за все, вагові навантаження на проміжній рамі G1 і рамі робочого органа G2; сумарні складові сил копання ґрунту ковшами ротора Р01, Р02, Р03 - відповідно дотична, нормальна і бокова; горизонтальна Ргм і вертикальна Рвм складові реакції від викидання ґрунту у відвал роторним метальником.

На зачисний башмак зі сторони підошви забою діє нормальна сила Рн, а також сили опору переміщенню башмака по підошві забою у напрямку поздовжньої вісі рами ротора Рбн та боковому переміщенню башмака Рбб. На ланки конструкції діють також інерційні сили прямо пропорційні масам і прискоренням цих ланок.

Навантаження від робочого обладнання передаються на корму базового тягача через шарнір кріплення робочого обладнання, в якому, в результаті дії вказаних сил виникають відповідні реакції - Rx, Ry, Rz.

За рахунок коливального переміщення ланок конструкції робочого обладнання щодо поздовжньої вісі тягача в процесі розробки ґрунту, моменти цих сил відносно шарніра кріплення робочого обладнання до корми базової машини будуть змінними як за рахунок зміни абсолютних значень самих сил, так і плеч їх прикладання. При цьому координати точок прикладання вагових навантажень, зовнішніх сил (їх реакцій), відносно металоконструкцій рам робочого обладнання є фіксованими.

Під час роботи у режимі віяльно-поступальної подачі робочого органа на забій значення моментів, що розвертають машину, та опору розвороту машини будуть змінюватися циклічно за величиною та за знаком:

,

Величина моменту Мр, що розвертає машину, визначається величиною складових сил копання ґрунту ковшами робочого органа, реактивних та інерційних сил які діють на робочий орган в процесі копання ґрунту, силами взаємодії опорного башмака з підошвою забою та розмірами плеч прикладання цих сил відносно шарніра кріплення робочого обладнання на кормі тягача.

Момент опору розвороту машини Мор обумовлюється силовою взаємодією ходового обладнання тягача з опорною поверхнею з урахуванням величини зовнішніх навантажень прикладених до тягача з боку робочого обладнання машини.

Розглянемо процес переміщення робочого органа по забою у режимі копання ґрунту. Крайні положення робочого органа в забої щодо поздовжньої вісі машини наведено на рисунку 2.3. З урахуванням циклічності переміщення робочого органа одно з його положень - К приймаємо за початкове (вихідне), друге - К' - за кінцеве для одного робочого напівциклу.

Вихідними параметрами досліджень приймаємо лінійні розміри всіх ланок робочого обладнання, ширину розроблюваної виїмки В, швидкості висування штоків гідроциліндрів Vш і V'ш, поздовжньої подачі машини Vп, різання ґрунту Vр, тривалість напівциклів бокового переміщення проміжної рами t1 (ланка 1) та рами ротора t2 (ланка 2).

Доворот проміжної рами-- бічні переміщення однієї з ланок при вимкненому приводі переміщення іншої ланки. Це можливо завдяки використанню дволанкової компонувальної схеми з індивідуальним приводом кожної ланки.

Визначаючи силове навантаження робочого обладнання УЗМ, розглянемо рух проміжної рами (ланка 1) в системі координат XOY, за умови, що центр координат (точка О) нерухома відносно корми машини (рис. 2.4). Рух рами ротора (ланка 2) розглянемо в системі координат X1O1Y1, нерухомої відносно проміжної рами, коли центр координат проходить через шарнір повороту рами ротора відносно проміжної рами (точка О1), (рис. 2.4).

При переміщенні робочого органа по забою, ланка 1 повертається на шарнірі О, нерухомому відносно корми базової машини, з одного крайнього положення в інше за час напівциклу t1:

,

де tц - тривалість циклу бокового переміщення робочого обладнання в забої.

Циклічний поворот ланки (див. рис.2.5) 1 забезпечується парою гідроциліндрів, з допомогою яких ланка відхиляється на кут в в обидві сторони від поздовжньої вісі машини. Ланка 2 здійснює циклічний поворот навколо шарніру О1 на кут ц в обидві сторони відносно поздовжньої вісі ланки 1, за допомогою другої пари гідроциліндрів за час t2:

,

t3 - тривалість затримки повороту рами ротора відносно проміжної рами за час напівциклу.

Визначення сил і моментів, що діють на робоче обладнання УЗМ під час копання ґрунту після приведення їх до шарніра кріплення робочого обладнання на кормі тягача, дозволяє при розгляді питання роботоздатності машини, розглядати стійкість тягача навантаженого на кормі відповідними силами і моментами сил.

2.2 Визначення кінематичних параметрів робочого процесу універсальної землерийної машини

2.2.1 Проміжна рама

Для бічного переміщення проміжної рами робочого органа (ланка 1) у системі координат XOY (див. рис. 2.4) приводною ланкою вважаємо один із гідроциліндрів пари, закон зміни довжини якої Si:

,

де Sо - відстань між шарнірами циліндра та штока у крайньому положенні проміжної рами робочого органа в забої;

Vш - швидкість висування штока гідроциліндра проміжної рами;

ti - поточний час, який пройшов із початку напівциклу повороту проміжної рами.

Поточне значення проміжного кута бi (див. рис. 2.4 а), який визначає положення проміжної рами у заданій системі координат, визначається за формулою:

,

де ; ;

R4, r2 - конструктивні параметри, що характеризують положення гідроциліндра.

Поточний кут повороту проміжної рами щодо поздовжньої вісі машини:

,

де ; ;

h1, l1, h2, R3 - конструктивні параметри, що характеризують положення гідроциліндра.

,

Положення точки О1 (шарнір з'єднання проміжної рами та рами ротора) у заданій системі координат XOY визначається за формулами:

де R1 - відстань між осями шарнірів.

Визначивши поточне значення кута гi (див. рис. 2.4 б) і позначивши , отримаємо формулу для визначення кутової швидкості щ1 проміжної рами робочого органа відносно точки О:

,

де V4 - швидкість точки 4.

Абсолютне значення лінійної швидкості переміщення точки О1 у заданій системі координат визначиться:

.

2.2.2 Рама ротора

Приводною ланкою для бічного переміщення рами ротора у заданій системі координат X1O1Y1 (див. рис. 2.5а) є, як і у попередньому випадку, один із гідроциліндрів пари, що забезпечує поворот рами ротора відносно проміжної рами. Положення точки К (див. рис.2.5а) визначає положення ріжучих кромок зубів ковша ротора, розташованих по горизонталі на рівні вісі його обертання відносно точки О1 (шарніра з'єднання проміжної рами та рами ротора).

Закон зміни довжини S'i гідроциліндра:

,

де S'о- відстань між шарнірами циліндра та його штока у крайньому положенні проміжної рами ротора в забої;

Vш - швидкість висування штока гідроциліндра повороту рами робочого органа.

Значення поточного кута цi між рамою ротора та проміжною рамою:

,

де ; ;

h3, l2, h4, l3 - конструктивні параметри, що характеризують положення шарнірів кріплення гідроциліндра.

Поточне значення проміжного кута дi, визначається з трикутника 056 (див. рис.2.5 б):

,

де ; ;

R5, r6 - конструктивні розміри, що характеризують положення гідроциліндра.

Поточні координати точки К у системі координат X1O1Y1 визначаються системою рівнянь:

;

,

де R2 - відстань від осі шарніра О1 до точки К.

В іншій системі координат XOY положення точки К буде визначено формулами:

;

.

Визначивши поточні значення кута ш (див. рис. 2.5 б) і позначивши , отримуємо вираз для визначення кутової швидкості щ2 рами ротора робочого органа відносно точки О1:

Абсолютне значення лінійної швидкості переміщення точки К у заданій системі координат відносно точки О1:

Абсолютне значення лінійної швидкості VK ріжучих периметрів ковшів ротора, що знаходяться на рівні вісі його обертання (точка К) відносно шарніра, розташованого на кормі машини (рис. 2.6а), визначається рівнянням:

.

Кут між векторами швидкостей VK та V01K дорівнює:

.

Абсолютна швидкість точки К відносно ґрунту (рис. 2.6 б) з урахуванням швидкості переміщення Vп базового тягача вздовж забою визначається:

.

Проекції абсолютної лінійної швидкості точки К ротора робочого органа УЗМ на горизонталь, що проходить через вісь обертання ротора та співпадає за напрямком із поздовжньою віссю рами ротора, а також на пряму, перпендикулярну площині диска ротора, визначаються формулами:

;

,

де з - кут між векторами швидкостей V і VК:

.

Суть процесу утворення стружки при переміщенні робочого органа по дузі забою така. Весь напівцикл при переміщенні робочого органа з одного крайнього положення в інше характеризується двома ділянками. На першій ділянці працюють обидва механізми бічного переміщення, причому рама ротора за цей проміжок часу повертається відносно проміжної рами на кут 2ц. На другій ділянці працює лише механізм повороту проміжної рами, а раму ротора заблоковано, і вона складає з проміжною рамою одно ціле. Час, за який відбувається переміщення ротора на другій ділянці, є часом затримки tз повороту рами ротора (час довороту проміжної рами).

При копанні ґрунту ротор розробляє стружку лобовою та бічною гранями ріжучого периметра кожного ковша. Необхідною умовою роботи лобової грані є наявність швидкості Vф, направленої по осі координат O2X2 вздовж поздовжньої вісі ротора у бік забою. Ця умова записується так:

,

Так як V > 0, то умова лобового різання записується:

sin(с - з) < 0.

або

2.3 Визначення зовнішніх сил, що діють на робочий орган

Зовнішні сили, що діють на робочий орган УЗМ у процесі копання ґрунту, визначаються передусім як складові опору ґрунту копанню. Загальновизнаним є розкладання сумарного опору копанню ґрунту на три складові: дотичну, бічну та нормальну. Робочий орган здійснює складний рух при віяльно-поступальній подачі його на забій, тому необхідно розглянути копання ґрунту як передньою лобовою гранню і-того ковша робочого органа (лобове різання), так і бічною (бічне різання). Під час роботи зазвичай мають місце обидва випадки різання ґрунту, проте за певних умов можлива відсутність одного з них. Так, при довороті робочого органа наприкінці кожного напівциклу, під час затримки переміщення рами робочого органа бічне різання відсутнє. Водночас за невеликої швидкості поздовжньої подачі, коли умова (2.26) не виконується, на деяких ділянках траєкторії руху робочого органа лобове різання ґрунту також буде відсутнім.

Розглянемо випадок лобового різання (рис. 2.7).

Подача на ківш, що знаходиться на рівні вісі обертання ротора, визначається:

,

де T = 2рR / N - крок розташування ковшів;

N - кількість ковшів на роторі;

R - радіус ротора по кромках ріжучих зубів ковшів.

Одночасно у забої може знаходитися кількість ковшів, що визначається згідно із залежністю:

,

де у = arcsin(H/R - 1);

о = 2р/N - кутовий крок установки ковшів.

Подача на i-тий ківш, що знаходиться у забої, визначається за формулою:

.

Дотична складова опору копанню i-тим ковшем визначається:

,

де bр - ширина ротора;

ki - питомий опір копанню ґрунту i-тим ковшем [35].

Сумарна дотична складова:

.

Нормальна складова опору копанню кожним ковшем визначається за формулою:

,

де ш = 0,5 - коефіцієнт пропорційності.

Розглянемо випадок копання ґрунту бічними гранями ковшів ротора (рис.2.8).

Подібно до (2.29) визначаємо подачу на один ківш hі:

.

При бічному переміщенні робочого органа за один цикл подача на всі ковші ротора є однаковою, проте ширина стружки Lo - непостійна та змінюється від величини початкового зарізання до свого максимального значення. Закон зміни ширини стружки на рівні вісі обертання ротора описується рівнянням:

,

де ti - поточний час з початку напівциклу.

Дотична складова опору копанню при боковій подачі на i-тому ковші ротора дорівнює:

.

Сумарна дотична складова визначається:

.

Сумарна бічна складова визначається:

,

де ш3 - поправочний коефіцієнт (згідно з даними експериментальних досліджень у рамках цієї роботи ш3 = 1,3-4,8;).

Сумарна дотична сила на i-тому ковші визначається:

,

на роторі:

,

Розкладемо рівнодіючу силу копання не на дотичну та нормальну, а на горизонтальну та вертикальну складові.

Горизонтальну складову Р*'02 можна визначити згідно із залежністю:

,

вертикальну Р*'01:

.

Координати точки прикладання рівнодіючої сили копання у системі координат X2OрZ2, що пов'язана з віссю обертання ротора (точка П) (див. рис.2.7) визначаються таким чином:

;

.

Крім сил копання ґрунту, на ротор діють сили тертя транспортованого ґрунту по поверхні забою та по поверхні захисного кожуха, а також відцентрова сила ґрунту, що діє на елементи конструкції робочого органа.

Відцентрову силу, яка діє на ґрунт у ковші, спрямовано від центру ротора по радіусу, і вона визначається:

,

де mі - маса ґрунту в ковші.

Одночасно під захисним кожухом може знаходитися кількість ковшів, яка дорівнює:

,

за умови, що в забої у цей час знаходиться кількість ковшів, рівна:

.

Тоді горизонтальна та вертикальна складові відцентрової сили визначаться:

;

,

де m'i - маса ґрунту у ковші, який знаходиться у зоні ріжучого периметра ковша.

Силу тертя ґрунту, що транспортується, спрямовано по дотичній до траєкторії переміщення його, і визначається вона як Ртр i = f2·Fi для ковшів, що знаходяться в забої, та Ртр i = f1·Fi для ковшів, що знаходяться під захисним кожухом, f1 і f2 - коефіцієнти зовнішнього та внутрішнього тертя ґрунту відповідно. Отже, горизонтальна та вертикальна складові сил тертя визначаться:

;

,

де m"i - маса ґрунту, що знаходиться у відкритому просторі i-того ковша.

Сумарні вертикальні та горизонтальні навантаження на ротор у процесі копання й транспортування ґрунту в забої визначаються:

;

,

де ш1 та ш2 - емпіричні поправочні коефіцієнти фактичного збільшення вертикальних і горизонтальних навантажень на ротор порівняно з розрахунковими, значення яких встановлено за результатами експериментальних досліджень.

Сумарна площа стружки, що зрізується ковшами, дорівнює:

.

Об'єм ґрунту, що розробляється за одиницю часу - W = S·Vp·t. Закон зміни продуктивності робочого органа впродовж напівциклу (по довжині дуги забою) записується таким чином:

.

Цей об'єм ґрунту транспортується на розвантаження та поступає на метальник. Маса ґрунту:

,

де г - об'ємна маса ґрунту, що розробляється;

kр - коефіцієнт розрихлення.

Отже, закон зміни маси ґрунту, який подається в метальник, записується:

.

При роботі роторного метальника на нього діє реактивна сила Rм від ґрунту, що викидається, спрямована дотично до траєкторії метання (рис. 2.9).

Величину цієї сили можна визначити у відповідності до закону збереження кількості руху системи "метальник - частка ґрунту". У диференційній формі реактивна сила визначається:

.

Переходячи до інтегрального запису та враховуючи (2.58), отримуємо:

.

Величину та напрям швидкості ґрунту, що сходить із метальника, визначаємо за відомими залежностями [36] як геометричну суму відносної та переносної швидкостей:

,

де Ve - переносна швидкість ґрунту;

Vr - відносна швидкість ґрунту.

Переносна швидкість ґрунту визначається:

,

де щм - розрахункова частота обертання ротора метальника;

rm - радіус ротора.

Відносна швидкість ґрунту Vr розраховується за формулою:

,

де hл - висота лопаті ротора метальника;

K1, K2 - корні характеристичного рівняння руху ґрунту по лопаті;

t - час сходу ґрунту з лопаті.

Вектор швидкості ґрунту направлено під кутом до горизонту:

,

де - кут між абсолютною та переносною швидкостями.

Приведемо реактивну силу до вісі ротора метальника, попередньо розклавши її на горизонтальну Rмг і вертикальну Rмв складові:

;

.

Крім цього, на вісі ротора виникає момент:

,

або

.

Розглянемо силове навантаження зачисного башмака. При віяльно-поступальній подачі робочого органа на забій на нього діють нормальна сила з боку підошви забою Рн і сила опору переміщенню башмака по забою, яку розкладемо на дві складові: силу опору переміщенню башмака вздовж вісі ротора Рбк і силу опору бічному його переміщенню Рбб (рис. 2.10).

Силу Рбк можна визначити за формулою:

,

де f1 - коефіцієнт зовнішнього тертя ґрунту.

Приймаємо, що перед опорною поверхнею башмака відсутня призма волочіння, та має місце чисте ковзання опорної поверхні по дну забою. Тому у розрахунку Рбк опір зминання ґрунту відсутній. Тобто:

,

де Кбп - коефіцієнт бічного підпору, який враховує зминання ґрунту башмаком і тертя ґрунту по ґрунту в призмі волочіння (визначається експериментально).

Зачисний башмак здійснює не плоско паралельний рух, а повертається навколо вісі О1, яка не проходить через центр його опорної поверхні. Внаслідок цього виникає момент опору повороту, який визначається:

,

де hб - відстань між віссю обертання О1 і центром опорної поверхні башмака.

Викладене вище характеризує сталий рух робочого органа вздовж забою. У крайніх точках траєкторії свого горизонтального переміщення робочий орган змінює напрямок руху на протилежний, і відбувається це за малий проміжок часу, тривалість якого дорівнює часу спрацювання гідророзподільників (фср = 0,15 с). Це явище слід вважати ударом. У розгляді питання курсової стійкості машини ударні навантаження можемо не враховувати [37] з причини короткочасності їх дії. Оцінку величини інерційних навантажень та шляхи їх зниження розглянуто у роботі далі.

Для зручності подальшого розгляду приведемо всі сили, що діють на робочий орган у горизонтальній площині XOY, до точки О, що розташована на кормі тягача на вісі повороту проміжної рами (рис. 2.11). Проекція всіх сил на вісь ОХ:

.

Проекція цих сил на вісь ОY:

.

Момент сил відносно осі OZ:

У разі довороту проміжної рами проекції сил і моментів цих сил визначаються аналогічно, але сила бічного різання відсутня.

Сили, що діють на робочий орган у вертикальній площині YOZ, наведено на рис. 2.12.

Проекція всіх сил на вісь OZ:

.

Момент дії цих сил:

Спроектуємо всі сили на вертикальну площину ХOZ (рис. 2.13).

Момент дії цих сил МOY:

Отже, систему активних і реактивних сил, що діють на робоче обладнання машини в процесі розробки ґрунту, приведено до трьох сил і трьох моментів сил, що їх прикладено у точці кріплення проміжної рами робочого органа до корми тягача.

2.4 Визначення умов збереження прямолінійності руху машини та її курсової стійкості

При розгляді динаміки повороту гусеничних машин В.В. Гуськов і О.Ф. Опейко [38] довели, що необхідною і достатньою умовою переходу машини до криволінійного руху є наявність додатнього значення кутового прискорення. Рівняння рівноваги машини в плані визначається:

,

де mo - маса машини,

i - радіус інерції машини відносно вертикальної вісі, яка проходить через центр мас,

- кутове прискорення машини,

Mf01, Mf02 - моменти сил тертя, приведені до полюсів тертя опорних частин гусениць,

РfY1, PfY2 - сили тертя вздовж гусениць.

Якщо права частина рівняння (2.88) буде від'ємною, то кутове прискорення .

У випадку, коли гусенична машина під час прямолінійного руху отримає у певний момент в результаті збурення деяку кутову швидкість, то з урахуванням від'ємного кутового прискорення кутова швидкість за деякий проміжок часу зменшиться до нуля, тобто відновиться прямолінійних рух машини.

Проте прямі траєкторій руху машини до збурення та після нього будуть розташовані під якимось кутом одна до іншої. Таким чином, не зважаючи на те, що прямолінійний рух відновлено, можна вважати що курсову стійкість машини втрачено. З цього випливає, що для збереження курсової стійкості кутова швидкість машини повинна бути відсутньою, тобто дорівнювати нулю. Ця умова виконується за відсутності ковзання крайніх точок опорної поверхні навколо миттєвого центру повороту, коли зчеплення гусениць з ґрунтом в поперечному напрямку не порушено, тобто при умові: момент активних сил, що розвертають машину в плані менше сумарного моменту опору розвороту машини в тій же площині:

,

При визначенні моменту опору розвороту зазвичай приймають наступні припущення.

ѕ Опорні котки гусениць в поздовжньому напрямку перекочуються по гусеничному ланцюгу, а ланки гусениць відносно ґрунту в тому ж поздовжньому напрямку руху не здійснюють.

ѕ В поперечному напрямку ланки гусениць сприймають опір ковзанню по ґрунту, який складається з сил тертя ланок об ґрунт, опір сколюванню ґрунту просівшими в нього ланками, опір переміщенню валика ґрунту, що нагрібається боковими кромками ланок гусениці.

ѕ Сумарний опір переміщенню ланок гусениці при повороті приймається по величині пропорційним вертикальному навантаженню та коефіцієнту опору повороту , який враховує весь опір повороту.

ѕ По спрямуванню сумарний опір протилежний напрямку ковзання відповідних ланок гусениці, тобто направлений перпендикулярно поздовжньої вісі гусениці.

ѕ Ширина гусениці приймається рівною нулю.

При вказаних припущеннях епюра поперечних сил, які діють на гусениці, має форму трапеції.

Сумарний момент опору розвороту гусеничної машини складається з моментів опору розвороту кожної гусениці.

При трапецієвидній епюрі поперечних сил, що діють на гусениці, (рис. 2.15) момент опору кожної гусениці має вигляд:

,

де - погонне навантаження від відповідних гусениць на ґрунт.

Якщо відомий тиск на ґрунт p, то погонне навантаження в загальному випадку визначається:

.

Наступним кроком аналогічно (2.81) підставляємо рівняння (2.82) - (2.85) в (2.92)

,

,

Позначивши

,

,

маємо:

,

За наявності бокової сили Рб величини зміщення центрів поворотів гусениць a і d (див. рис. 2.15) можна визначити з умови рівноваги гусениці в поперечному направленні. Бокова сила Рб розподіляється між гусеницями пропорційно їх вертикальним навантаженням. При цьому сумарна вертикальне навантаження на гусеницях буде:

.

На ліву гусеницю діє бокова сила:

,

аналогічно на праву:

,

або:

.

Отже, умова рівноваги машини в поперечному напрямку визначається системою рівнянь:

;

,

де р' - погонне навантаження у відповідних точках, згідно (2.98) і (2.99):

Підставивши ці значення у рівняння (2.105) та (2.106), отримаємо

;

.

Знаходимо корені цих рівнянь:

;

.

Величини , які входять під знаки інтегралів, визначені. Моменти опору розвороту кожної гусениці знаходимо шляхом рішення (2.90) і (2.91). Перші члени рівнянь:

;

 .

Другі члени рівнянь:

;

.

Треті члени рівнянь:

;

.

Сумарний момент опору розвороту визначається як сума моментів опору розвороту лівої і правої сторін, тобто

.

Враховуючі (2.111) … 2.116), маємо:

.

Якщо епюра поперечних сил має трикутну форму, то момент опору повороту визначається аналогічно першому випадку:

,

де c, e - довжини опорних поверхонь гусениць на ділянках "передня крайня точка опорної поверхні гусениці - центр її опорної поверхні".

;

.

В цьому випадку величини зміщення центрів поворотів гусениць a і d визначаються аналогічно (2.109), (2.110)

;

.

Таким чином, знаючи в кожний момент часу момент, що розвертає машину і момент опору розвороту, можливо перевірити умову збереження курсової стійкості, та визначити коефіцієнт запасу, який для забезпечення нормальної роботи машини повинен буту більше одиниці.

Висновок до розділу 2

Виконані в розділі аналітичні дослідження дозволили, на наш погляд, більш глибоко і чітко зрозуміти суть формування силового навантаження УЗМ у процесі її роботи, знайти шляхи визначення параметрів силового навантаження машини та відпрацювати умови забезпечення курсової стійкості УЗМ.

Розроблено та обґрунтовано розрахункову схему силового навантаження УЗМ при спорудженні широких виїмок змінної ширини у ґрунті.

Аналітичним шляхом одержано залежності для визначення робочих опорів у цілому та їх складових, що діють на елементи робочого обладнання УЗМ і базовий тягач.

Отримано залежності для визначення моменту опору розвороту базового тягача УЗМ із робочим обладнанням, що працює у режимі віяльно-поступальної подачі робочого органа на забій.

Створено математичну модель оцінювання умов збереження курсової стійкості УЗМ у режимі копання ґрунту при максимальній продуктивності машин.



РОЗДІЛ 3. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ НАВАНТАЖЕНЬ НА РОБОЧИХ ОРГАНАХ УНІВЕРСАЛЬНОЇ ЗЕМЛЕРИЙНОЇ МАШИНИ

3.1 Дослідження працездатності вихідної конструкції робочого органа універсальної землерийної машини

Дані дослідження проводилися при відпрацюванні забою шириною до 4,5 м, в ґрунті першої категорії. В результаті встановлено, що робочим органом, який працює в режимі віяльно-поступальної подачі на забій і який має відцентрове розвантаження ковшів, можна розробляти виїмки в ґрунті, ширина яких більше ширини робочого органа, причому, глибина споруджуваної виїмки може досягати 3,0 м, якщо машина працюватиме в два проходи. Максимальна продуктивність робочого органа, яка була досягнена, не перевищувала 200...250 м3/год, крутний момент на валу приводу ротора, наприклад, в цьому випадку складав 115 кН*м. Випробування вихідної конструкції робочого органа універсальної землерийної машини виявили ряд її недоліків.

Перш за все, це значне утворення призми ґрунту перед ротором при його бічній подачі на забій (рис. 3. 1). Наявність перед ротором призми великого об'єму приводить до різкого збільшення бічної сили на ротор, особливо у момент підходу робочого органа до стінки забою. Великий об'єм призми ґрунту біля підошви забою приводить також до неможливості забору його ковшами при їх бічному переміщенні і підпору ґрунту призми до стінок забою бічними стінками центрального барабана. Це викликає значне збільшення крутного моменту на валу привода ротора, а в деяких випадках і до його стопоріння в забої. Причиною цього, на нашу думку, є перш за все нераціональна форма ріжучих периметрів ковшів ротора. Аналізуючи схему взаємодії ковшів ротора із забоєм (рис. 3. 2) можна відзначити, що копання ґрунту здійснюється як лобовою, так і бічною гранню ковшів. При цьому нормальна складова сил копання ґрунту бічними гранями ковшів направлена паралельно відкритій поверхні грудей забою.

Це визначає руйнування ґрунту забою при бічному переміщенні ротора в основному за рахунок ефекту скола по випереджаючих тріщинах, що утворюються в масиві ґрунту при копанні його бічними гранями ріжучих периметрів ковшів. Внаслідок вищевикладеного, ґрунт забою в значній мірі обсипається перед ротором, не потрапляючи при цьому в ківш.