книги / Расчет и конструирование горных транспортных машин и комплексов

по которому следует рассчитывать сечения цепи, валов трансмиссии подъемного механизма и других узлов, воспринимающих удар при разгрузке ковша.

§ 4. МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ

Колесно-рельсовые механизмы передвижения являются наиболее* распространенным типом, особенно для машин с ковшовым рабочим органом. Они сравнительно просты и технологичны в изготовлении и хорошо сопрягаются с рельсовым транспортом. Недостаток машин на рельсовом ходу: ограниченный фронт погрузки. Однако при тем­ пах проходки 70—150 м/месяц это не оказывает заметного влияния на эксплуатационные показатели погрузки.

7ля рассматриваемого типа ходовых частей характерны два конструктивных исполнения: с кинематически жесткой связью- (рис. X II.8, а) и с включающей муфтой (рис. X II.8, б).

Первое исполнение (рис. X II.8, а) представляет собой двусто­ ронний редуктор, корпус 1 которого выполнен из стального литья и является одновременно рамой машины, несущей на себе все осталь­ ные узлы. Вращение от двигателя 2 фланцевого типа передается с помощью роторной шестерни 5, двойной шестерни 4—5 и зубчатых колес кинематических ветвей 8—11 передним и задним полускатам 13. В случае оснащения ходовой тележки пневмодвигателем для его от­ ключения от редуктора на период буксирования машины зубчатое колесо 4 может выводиться из зацепления с роторной шестерней 3 путем передвигания его по шлицам вала колеса 5 при помощи винта

6 и вилки 7, Редуктор может иметь разъем по вертикальной или горизонталь­

ной плоскости. В первом случае следует исключить из плоскости разъема втулки посадочных мест валов 12. Такое конструктивное исполнение возможно, если диаметр шестерни 11 будет меньше диа­ метра расточки под подшипники ходового вала 12. В противном слу­ чае болты крепления крышки редуктора будут испытывать большие динамические нагрузки от тяговых сил ходовых колес, что приводит к быстрому нарушению целостности прокладок и течи масла из ре­

дуктора.

Типажным рядом рассмотренный вид ходовых частей предусмат­ ривается Для всех машин прямой погрузки с катящейся рукоятью

ках, установленных на пальцах водила 1 и 6. Двойная звездочка 7, передающая движение звездочкам колесных пар, опирается на вал 5 шарикоподшипниками 8 и жестко соединена с водилом 6 фрикциона / / и зубчатым венцом 9 фрикциона I. На валу 3 закреплены центральные шестерни 4. На концах вала 3 насажены шарикоподшипники, уста­ новленные в корпусах 10 и 11, которые закреплены на раме ходовой части.

Клиновые колеса позволяют перемещать машины по наклонному пути под углом до 30°. Конструкция ходового колеса, которым обо­

вом пути с шириной колеи 600, 750, 900 мм. Достигается это путем изготовления ходовых колес с соответствующим осевым сдвигом поверхности катания относительно посадочного места или путем изменения взаимного расположения дистанционных втулок 5, рас­ порных колец 4 и колеса 3 на оси (см. рис. X I.1, а).

Скорость ходовых перемещений обычно составляет 1,2—1,5 м/с для легких машин и 0,5—0,8 м/с для тяжелых. Мощность ходо­ вого привода принимается из расчета 12—16 кВт на 1 м3/мин тех­ нической производительности и может быть определена по методикел приведенной в [35].

Гусеничная ходовая часть позволяет перемещать погрузочную машину в весьма тяжелых условиях и благодаря хорошему сцепле­ нию с почвой обеспечивает большие напорные усилия при внедрении рабочего органа в штабель. По способу передачи вращения гусе­

ницам различают ходовые части с центральным и индивидуальным приводом. Первая система позволяет получать рабочую и манев­

Типичным примером такого механизма передвижения является ходовая часть машины 1ПНБ-2, кинематическая схема которой пока­ зана на рис. X II.И [12]. Движение гусеницам сообщается от дви­ гателя 1 через зубчатую муфту 2 и конические колеса 3—4. На одном

Рис. X 11.11. Кинематическая схема гусеничной ходовой части погрузочной машины 1ПНБ-2 с центральным расположением двигателя

валу с коническим колесом установлена сдвоенная шестерня 5, ко­ торая через шестерни 6 или 7 передает движение на вал фрикционов, обеспечивая соответственно рабочую или маневровую скорость. Свала фрикциона движение гусеницам передается черев основной фрикцион 9, зубчатые колеса 8—10—11—12, вал 13 и звездочку 14. Тормозят гусеницы включением тормозных фрикционов 15 и растормаживанием основных фрикционов 9. Для осуществления движения левой (правой) гусеницы в полость А левого (правого) гидроцилиндра фрик­ циона от гидронасоса 18 подается масло, шток 17 под действием дав­ ления в полости А перемещается, сжимая пружину 16. Нажимной диск освобождает диски тормозного фрикциона и сжимает диски рабочего фрикциона, вследствие чего получают вращение корпус

фрикциона 5, зубчатые колеса 8—10—11—12 и звездочка 14 левой (правой) гусеницы. При подаче масла в полость Б гидроцилиндра левого (правого) фрикциона левая (правая) гусеница заторма­ живается.

Индивидуальный привод позволяет более удачно решать кон­ структивную компоновку машины. Управляют перемещениями ма­ шины или с помощью бортовых фрикционов, или путем включения

нято над почвой, что позволяет гусенице более плавно наезжать на препятствие. Недостаток: уменьшение опорной поверхности.

Третий тип компоновки (рис. X II.12, в) обеспечивает разгрузку ведущего и направляющего колес, так как вес машины передается на почву только опорными роликами. Это повышает проходи­ мость машины и снижает сопротивления перемещению ходовой части, но приводит к еще большему сокращению опорной поверх­ ности.

Наиболее рациональным, отвечающим специфике работы погру­ зочных машин, следует считать второй вид компоновки.

Подвеска машины, являющаяся одним из наиболее ответствен­ ных узлов гусеничной ходовой части, бывает жесткой и полужесткой. При жесткой подвеске (см. рис. X II.12, а) рама гусеницы жестко связана с корпусом машины; удары, воспринимаемые гусеницами, передаются корпусу машины.

Для снижения нагрузок и удельного давления при движении по неровностям почвы опорные катки могут крепиться к раме гусе­ ниц шарнирно парами (см. рис. X I.1, в). При полужесткой подвеске (рис. X II.12, б) рама гусеницы с корпусом машины связана только одной общей осью. В передней части корпус машины связан с гусе­ ничным механизмом при помощи рессор или домкратов, которые допускают значительные смещения гусениц в вертикальной пло­ скости.

Звенья (траки) гусеничной цепи могут быть штампованными, литыми или сборными. Шарниры траков являются наименее надеж­ ным местом гусеничной цепи. Рабочая поверхность траков может быть выполнена гладкой или ребристой. Для машин, работающих по крепкой и ровной почве, следует применять гладкие траки, так как применение ребристых траков приводит к возрастанию удель­ ных давлений на почву и возникновению высоких местных напря­ жений. Ребристые траки целесообразны при работе машин по сыпу­ чему основанию.

Скорость перемещения ковшовых машин на гусеничном ходу со­ ставляет 45—55 м/мин, а машин с нагребающими лапами: рабочая — 8—12 м/мин, маневровая — 20—30 м/мин.

Основным элементом механизма передвижения на пневмоколесном ходу является пневматическая шина. Составными частями шины являются: покрышка, служащая прочной и эластичной внеш­ ней оболочкой; камера, накачиваемая воздухом; ободная лента, предохраняющая камеру от повреждений со стороны обода. Глав­ ными параметрами шины являются ее диаметр и ширина покрышек. Маркировка шин наносится на боковины двумя числами через тире. Первое число характеризует ширину профиля в дюймах или мил­ лиметрах, а второе — внутренний (посадочный) диаметр шины в дюймах.

В настоящее время пневмоколесная ходовая часть среди шахт­ ных погрузочных машин не имеет широкого распространения, однако опыт эксплуатации зарубежных конструкций на пневмоколесном ходу свидетельствует о их достоинствах: высокой способности к амортизации, которая позволяет значительно увеличить срок службы погрузчика [5].

§ 5. ДИНАМИКА ХОДОВЫХ ТРАНСМИССИЙ

Усилия, воспринимаемые элементами ходовой трансмиссии, имеют колебательный характер, обусловленный упругостью валов, осей,

лограммах штриховыми линиями нанесены уровни нагрузки, со­ ответствующие предельному моменту по сцеплению колеса с рель­ сом — Gu\|)0 гх.

Анализ экспериментальных данных показал, что, вопреки укоренившемуся в практике конструирования погрузочных машин мнению, расчетные нагрузки ходового механизма нельзя ограни­ чивать предельными по сцеплению движителя с основанием. Необходимо учитывать и динамические нагрузки, так как последние могут превышать статические в 1,5—2 раза и более.

Рис. X II.13. Осциллограммы усилий в ходовой части погрузочной машины

Наибольшие нагрузки возникают в трансмиссиях с кинемати­ чески жесткой связью двигателя и колес. В трансмиссиях с вклю­ чающей муфтой усилия зависят от режима включения муфты, а мак­ симальные — соизмеримы с нагрузками машин, имеющих жесткую связь двигателя и колес. Ниже рассмотрены методы определения ис­ ходных расчетных нагрузок применительно к ходовым тележкам с кинематически жесткой связью.

Составлению уравнений движения отдельных масс реального механизма предшествует составление эквивалентной схемы машины I с учетом приведенных масс и жесткостей элементов трансмиссии. Приведение жесткостей производят из условия равенства потен­ циальной энергии деформации данного участка трансмиссии Пуч =

Приведение моментов инерции производят из условия равенства кинетической энергии массы участка Туч = / учфуЧ/2 и приведенной массы Тпр = /прфцр/2, т. е. Jnр = Jy4ij-Q.

в предположении, что зубчатые колеса по сравнению с валами об­ ладают бесконечной жесткостью.

Зц,у>к

Мр.р

Ме Т-р

с лр

Рис. X II .14. Эквивалентные схемы механизмов передвижения:

а — машины ППН-2; б — в виде системы с тремя степенями свободы; в — в виде системы с двумя степенями свободы

Такая система может быть упрощена до системы с тремя сте­ пенями свободы (рис. X II.14, б) суммированием промежуточных моментов инерции от разветвления кинематической цепи к конеч­ ным массам, к которым приложен движущий момент ЛГДВ и момент от сил тяги на ободе ходовых колес (звездочек), т. е.

дываются как последовательно или параллельно соединенные уп­ ругие элементы. Например, приведенная жесткость кинематической ветви на рис. X II.14, б

с__ с8-9 (с11-13~Ьс11-1з)

кс8 - 9 + с 11-13+< 11-13

Используя уравнения Лангранжа второго рода, систему урав­ нений, описывающую динамические процессы системы вращающихся

{тм+ лгв) X = T X - \ - T 2— W T (S)\

М о. р = М оХ "Ь M Q2I

где Фр, ф х, ф2 — угловые ускорения ротора и ходовых колес, рад/с2; х — ускорение центра масс машины и вагонеток, м/с2;

М С1, Мс2 — моменты сопротивления на первой и второй колес­ ных парахв кгс-м;

где ср, Ск — жесткость участков кинематической цепи соответственно до и после разветвления, кгс-м/рад;

4^1 Фи ф2 — углы поворота ротора и ходовых колес, радиан;

TV' — _|_(т м^Д~1~/У7в^з) ” . lu hi

*M

Если все члены системы уравнений (X II.6) раскрыть относительно Фр> Фо» Фх, ф 2 и х, получим систему нелинейных дифференциальных уравнений второго порядка. Анализ такой системы возможен при использовании вычислительных машин. На рис. X II.15 показаны основные характеристики динамических процессов в колесно-рель­ совой ходовой трансмиссии, полученные в результате решения системы уравнений (X II.6) с помощью аналоговых вычислительных машин. На графиках приняты следующие обозначения: КАИН=

= M0t p/GMi|yx — коэффициент динамичности, \i = M 01IM02 — ко­ эффициент перераспределения нагрузок по кинематическим ветвям,

ственно в максимально и минимально нагруженных ветвях транс­

двигателя'65 кгс*м, реализуемый коэффициент сцепления ф = 0,25, зазоры в трансмиссии отсутствуют, жесткая база машины 960 мм. Введя ряд допущений, систему уравнений (X II.6) можно упростить.

Для примера рассмотрим определение момента упругости на

этом

л = 2 /;? м 0= м с1+ л /с2, где сПр — жесткость условного вала системы.

Учитывая допущения и то, что при разбеге без пробуксовки колес х = сркгх и х = сркгх, уравнения (X II.6) примут вид

где

^пр = ^ к + (™м Н” ™в) г \ .

Наибольший практический интерес представляет рассмотрение участка разбега, на котором момент двигателя близок к максималь­ ному: МдВ= M max = const. Переходя к новой переменной а = =jpp —фк, равной приведенному углу закручивания, получим

мум, получим максимальное и минимальное значения момента упру­ гости М 0тр в период разбега (торможения) машины.

Формула (X II.9) и приводимые ниже даны для случая приведе­ ния масс и жесткостей трансмиссии к валу ходовых колес. Поэтому для расчета сечений валов необходимо делать следующий пересчет:

iy, Л/ — соответственно передаточное отношение и к. п. д. передачи между ходовым и рассчитываемым валами.

При наличии пробуксовки движителя относительно основания максимальный момент в трансмиссии (суммарный) можно определять

Несимметричность нагрузок в кинематических ветвях, которая обусловлена статическим и динамическим перераспределением сил