5.4.2 Расчет в поперечной плоскости

Рассмотрим движение с транспортной скоростью по косогору в поперечной плоскости, с поворотом при минимальном радиусе поворота. Расчетная схема приведена в приложении 7.

Для этого положения сила давления ветра определяется по формуле:

F_в= p_вHLk_сп = 0,2 · 2,78 · 3,85 · 0,7 = 1,49 кН; (5.21)

где L – габарит машины по длине, L = 3,85 м [5];

Н – габарит машины по высоте, Н = 2,78 м [5];

р_в – давление ветра, р_в = 0,2 кПа [4];

k_сп – коэффициент сплошности, учитывающий площадь, находящуюся под

давлением ветра. Для машинk_сп= 0,6…0,8. Принимаем 0,7 [4].

Силы инерции определяются по формуле:

F_и= mV_т²/r_п, кН; (5.22)

где V_т – транспортная скорость, до которой разгоняется машина,

V_т = 20 км/ч = 5,55 м/с [5];

r_п – минимальный радиус поворота. Принимаем по технической

характеристике r_п = 3,8 м [5];

m -масса рассматриваемого агрегата, т.

Определим силу инерции базовой машины:

F_и^т = 3,7· 5,55² / 3,8 = 29,98 кН.

Определим силу инерции рабочего органа:

F_и^р = 0.8 · 5,55² / 3,8 = 6,4 кН.

Определим силу инерции гидробака:

F_и^б = 0,1 · 5,55² / 3,8 = 0,81 кН.

Применительно к схеме, изображенной в приложении 7, уравнения для расчета моментов относительно оси В-В имеют вид:

М_в^В = G_тcosB/2 + G_бcos(L₅+B/2) . (5.23)

М_опр^В = G_тsinh_т+ G_psinh_р + G_рcos(L₃ – B/2) +

+G_бsinh_б + F_и^тh_т + F_и^рh_p+ F_и^бh_б +F_вН/2. (5.24)

Приравняв уравнения (5.23) и (5.27), с учетом коэффициента запаса устойчивости, получим равенство:

G_тcosB/2 + G_бcos(L₅+B/2) = 1,3 (G_тsinh_т+ G_psinh_р + G_рcos(L₃ – B/2) +

+ G_бsinh_б + F_и^тh_т + F_и^рh_p + F_и^бh_б +F_вН/2). (5.25)

Подставим в равенство известные величины и решим его относительно допустимого угла косогора β:

36,29cos  ·2,1/2 + 0,98cos∙(0,6+2,1/2) = 1,3(36,29 sin·0,82+ 7,84sin·1,2 +

+ 7,84cos·(1,14 – 2,1/2) + 0,98∙sin∙1 + 29,98∙0,86 + 6,4∙1,2+ 0,81∙1+1,49∙2,78/2);

39,72cos  = 52,16sin+ 0,91cos + 47,;

38,81cos β = 52,16sin β + 47,;

cos β = 1,3sin β + 1,2;

= 1,3sin β + 1,21;

1 – sin²β = 1,69sin²β + 3,14sinβ + 1,46;

2,69sin²β +3,14sinβ +0,46 = 0;

sin²β + 1,16sinβ +0,17 = 0;

x_1,2 = (– 1,16 ± / 2) = -0,16; -0,99

β= аrcsin (-0,16) = -10º

β= аrcsin (-0,99) = -90º

В поперечной плоскости максимальный допустимый уклон недостаточен. Это означает, что поворот на уклоне на данной скорости при транспортном передвижении является опасным. Необходимо повысить поперечную устойчивость, например, за счет навешивания грузов на левый задний диск колеса.

6 Подбор гидромотора

Для выбора гидромотора необходимо определить момент на валу гидромотора и частоту вращения вала приводимого рабочего органа. Момент на валу гидромотора определяем по формуле:

М_м = Р_р.о /(V_окр·2/D_р), (6.1)

где V_окр – окружная скорость ножей, м/с;

D_р –диаметр ротора по концам ножей, м;

Р_р.о – мощность на привод рабочего органа, кВт.

М_м = 34,2/(60·2/0,54) = 0,15 кН·м = 150 Н·м.

Определим необходимую частоту вращения вала гидромотора по формуле:

n_м=30ω/π= 60V_окр/π·D_р, (6.2)

n_м=60·60/3,14·0,54= 2130,1 мин^-1.

Для обеспечения высокого к.п.д. предпочтительно непосредственное соединение гидромотора с рабочим органом (без применения промежуточной передачи) и использование его на нагрузках, близких к номинальным. Момент на валу гидромотора и частота вращения вала должны соответствовать следующим условиям [6]:

М_м =(0,7…1,0)М_ном, (6.3)

n_м=(0,7…1,0) n_ном . (6.4)

где М_ном – номинальный момент на валу гидромотора, Н·м;

n_ном– номинальная частота вращения вала гидромотора, мин^-1.

В связи с данными условиями принимаем гидромоторшестеренный

ГМШ50-3 [6]. Его характеристика: М_ном= 105 Н·м, n_ном = 2400 мин^–1, р_ном = 16 МПа, р_max = 20 Мпа, η_об = 0,92, η = 0,78, m = 7,4 кг, q = 50 см³/об.[5].

Определим мощность гидромотора по следующей зависимости:

Р_ном = М_ном, (6.5)

где _ном – номинальная угловая скорость на валу гидромотора.

= π n_ном/30, (6.6)

= 3,14·2400/30 = 251,2 с^-1.

Тогда

Р_ном= 105·251,2=26376 Вт = 26,37 кВт.

Определим угловую скорость вращения вала ротора диска косилки

V_окр = ·D_р/2 => = 2·V_окр/ D_р, (6.7)

= 2·60/ 0,54 = 222,2 с^-1.

Определим передаточное число промежуточной шестерни редуктора и приводной шестерни гидромотора

i = z_з/z = /, (6.8)

где z_з – количество зубьев промежуточной шестерни. z_з= 50;

z_м – количество зубьев шестерни гидромотора.

i = 222,2/251,2=0,88,

Тогда

z_м= 50·0,97= 48,5.

Определим межосевое расстояние этой зубчатой пары:

а = d_д = mz_м = 3·48,5 = 145,5 мм.

Определим рабочий перепад давления при данных условиях по формуле:

Δp_м=2πM_м/ q η, МПа, (6.9)

где q- рабочий объем гидромотора, см³/об;

η – гидромеханический КПД гидромотора, η=0,78 [6].

После подстановки данных получим:

Δp_м = 2·3,14·150/ 50· 0,78 = 24,1 МПа.

Рабочий расход жидкости при данных условиях определяется по формуле:

Q_м = n_мq/ η_об, (6.10)

где η_об – объемный КПД гидромотора.

Q_м = 2208,5·50/0,92 = 120027,17 см³/мин = 120,03 л/мин.

Рабочий расход жидкости для одного гидромотора составил 113 л/мин.

По выбранному гидромотору с учетом расхода жидкости принимаем насос шестеренный НШ 63 М-3(4). Его характеристика: n_ном = 2400 мин^–1, р_ном = 16(20) МПа, р_мак = 20 МПа, Q = 126 л/мин, q = 63 см³/об, η_об = 0,97, η = 0,85,m = 10 кг [6].