2Расчет мощности привода цепи траншейного экскаватора по усилию копания.

Мощность привода цепи эксковатора определяется по формуле

Где П_т-техническая производительность, м³/ч; К₁ –удельное сопротивление копанию, - плотность грунта, кг/м³;Н¹- высота подьёма грунта; Н – глубина траншеи;р-угол внутреннего трения грунта(выбирается по таблицам); - к.п.д цепи

3Конструкции, принцип действия и определение основных параметров аксиально-поршневых гидромашин.

Аксиально-поршневой насос состоит из блока цилиндров 8 (рис.3.8) с поршнями (плунжерами) 4, шатунов 7, упорного диска 5, распределительного устройства 2 и ведущего вала 6.

Во время работы насоса при вращении вала приходит во вращение и блок цилиндров. При наклонном расположении упорного диска (см. рис.3.8, а, в) или блока цилиндров (см. рис.3.8, б, г) поршни, кроме вращательного, совершают и возвратно-поступательные аксиальные движения (вдоль оси вращения блока цилиндров). Когда поршни выдвигаются из цилиндров, происходит всасывание, а когда вдвигаются - нагнетание. Через окна 1 и 3 в распределительном устройстве 2 цилиндры попеременно соединяются то с всасывающей, то с напорной гидролиниями. Для исключения соединения всасывающей линии с напорной блок цилиндров плотно прижат к распределительному устройству, а между окнами этого устройства есть уплотнительные перемычки, ширина которых b больше диаметра d_к отверстия соединительных каналов в блоке цилиндров. Для уменьшения гидравлического удара при переходе цилиндрами уплотнительных перемычек в последних сделаны дроссельные канавки в виде небольших усиков, за счет которых давление жидкости в цилиндрах повышается равномерно.

Рис.3.8. Принципиальные схемы аксиально-поршневых насосов: 1 и 3 - окна; 2 - распределительное устройство; 4 - поршни; - упорный диск; 6 - ведущий вал; 7 - шатуны; 8 - блок цилиндров а - с иловым карданом; б - с несиловым карданом; в - с точечным касанием поршней; г - бескарданного типа

Рабочими камерами аксиально-поршневых насосов являются цилиндры, аксиально расположенные относительно оси ротора, а вытеснителями - поршни. По виду передачи движения вытеснителям аксиально-поршневые насосы подразделяются на насосы с наклонным блоком (см. рис.3.8, б, г) и с наклонным диском (см. рис.3.8, а, в). Известные конструкции аксиально-поршневых насосов выполнены по четырем различным принципиальным схемам.

Насосы с силовым карданом (см. рис.3.8, а) приводной вал соединен с наклонным диском силовым карданом, выполненным в виде универсального шарнира с двумя степенями свободы. Поршни соединяются с диском шатунами. При такой схеме крутящий момент от приводящего двигателя передается блоку цилиндров через кардан и наклонный диск. Начальное прижатие блока цилиндров распределительному устройству обеспечивается пружиной, а во время работы насоса давлением жидкости. Передача крутящего момента блоку цилиндров необходима для преодоления сил трения между торцом блока цилиндров и распределительным устройством.

В насосах с двойным несиловым карданом (см. рис.3.8, б) углы между осью промежуточного вала и осями ведущего и ведомого валов принимают одинаковыми и равными 1 = 2 = /2. При такой схеме вращение ведущего и ведомого валов будет практически синхронным, а кардан полностью разгруженным, так как крутящий момент от приводящего двигателя передается блоку цилиндров через диск 5, изготавливаемый заодно с валом 6.

Насосы с точечным касанием поршней наклонного диска (см. рис.3.8, в) имеют наиболее простую конструкцию, поскольку здесь нет шатунов и карданных валов. Однако для того, чтобы машина работала в режиме насоса, необходимо принудительно выдвижение поршней из цилиндров для прижатия их к опорной поверхности наклонного диска (например, пружинами, помещенными в цилиндрах). По такой схеме чаще всего изготовляют гидромоторы типа Г15-2 (рис.3.9). Эти машины выпускаются небольшой мощности, т.к. в местах контакта поршней с диском создается высокое напряжение, которое ограничивает давление жидкости.

3убчатые передачи. Нормальная работа зубчатых передач характеризуется следующими признаками: мощность передается плавно в соответствии с характером изменения сопротивлений; наблюдается однообразный умеренный шум; зубчатые колеса работают без торцового биения и заметного на глаз эксцентриситета окружности и выступов; рабочие поверхности не имеют дефектов (задиров, выкрашивания, вмятин и т. п.); боковой и радиальный зазоры не выходят за пределы норм, установленных техническими условиями.

Гарантированный, т. е. наименьший, боковой зазор, регламентированный стандартом, – это зазор между зубьями сопряженных колес в передаче, обеспечивающий свободный поворот одного колеса пря неподвижном втором колесе. Боковой зазор определяется: для цилиндрических передач в сечении, перпен-дикулярном направлению зубьев, и в плоскости, касательной к основным цилиндрам; для конических передач – по нормали к поверхности зубьев у большого основания делительного конуса. Наименьший боковой зазор устанавливается по виду сопряжений независимо от точности передач. Этот зазор компенсирует возможное изменение размеров шестерни (колеса) при нагреве передачи в процессе работы.

Проверка величины бокового зазора заключается в следующем: вал одного из зубчатых колес заклинивается, а второму колесу, дают качательное движение и замеряют его отклонение индикатором, жестко закрепленным на машине.

Открытые цилиндрические передачи можно регулировать перемещением всего узла.

Показателем правильности зацепления конических шестерен является взаимная установка их в такое положение, при котором вершины образующих начальных конусов обеих шестерен совпадают в одной точке, а образующая делительного конуса ведущей конической шестерни совмещается с образующей делительного конуса ведомой конической шестерни.

Нарушение регулировки конических шестерен происходит из-за осевого и радиального взносов конического подшипника, а также зубьев. В результате шестерня смещается вдоль своей оси, что определяет смещение вершины начального конуса от оси вала конической шестерни, на которой расположена вершина начального конуса ведущей конической шестерни, а ведомая шестерня из-за радиального износа подшипников перемещается назад от ведущей конической шестерни. Такое смещение шестерен изменяет нормальное зацепление, выражающееся в нарушении совмещения образующих и совпадения вершин начальных конусов.

В конических передачах боковой зазор можно увеличить либо уменьшить изменением положения образующих начальных конусов. Для удобства регулировки зазоров между зубьями конических передач одной из шестерен иногда дается свобода перемещения вдоль оси. Положение шестерен фиксируется и может меняться регулировочной гайкой.

В некоторых конических передачах зазоры регулируют постановкой или удалением прокладок из-под торцов шестерен или подшипников.

Цепные передачи. Нормальная работа цепных передач характеризуется плавным и бесшумным движением. Это возможно при выполнении следующих условий: строгой параллельности валов и правильности положения звездочек относительно друг друга; нормальном провисании ведомой ветви цепи; допустимой изношенности цепной передачи, когда среднее увеличение шага цепи не превышает предельных величин.

В цепных передачах из-за изнашивания пальцев, втулок пластин и роликов шаг и общая длина цепи увеличивается и холостая ветвь ее сильно провисает. В связи с этим возникает необходимость в периодической регулировке натяжения цепи.

Практика показывает, что излишнее натяжение не дает спокойной передачи мощности, а в некоторых случаях ухудшает работу цепей, увеличивая износ их шарниров и подшипников звездочек. Некоторое ослабление цепи позволяет ее звеньям занимать при работе наиболее благоприятное положение на зубьях звездочек, что уменьшает износ рабочих поверхностей и понижает удельное давление в шарнирах.

Стрелу провисания цепи считают нормальной, если она равна 2% межцентрового расстояния (для передач горизонтальных и с углом наклона менее 30^о) и от 0 до 0,6% при большем угле наклона. Для регулировки провисания цепи применяют звездочки, натяжные ролики и передвижные опоры ведомых звездочек.

Периодическая регулировка цепной передачи приводит к увеличению шага цепи. Так как зубья звездочки при этом сохраняют свой первоначальный шаг, нормальное зацепление нарушается, и цепь переходит на большие диаметры, соответствующие увеличенному шагу. Это явление допустимо до тех пор, пока ролик не начнет контактировать с вершинами зубьев, что повышает напряжение в них и приводит к соскакиванию цепи со звездочек.

Цепь необходимо измерять под нагрузкой, величина которой для зубчатой цепи принимается равной 0,3% разрушающей нагрузки.

В некоторых цепных передачах отсутствуют специальные натяжные устройства. В этом случае натяжение цепи проверяют по верхней ветви; положив рейку на звездочку, измеряют наибольшее провисание цепи, которое должно быть не больше 20 – 25 мм. При большем провисании, цепи натягивают, смещая двигатель назад. Для этого с той стороны, в которую будут перемещать двигатель, снимают часть регулировочных прокладок и натяжными болтами с противоположной стороны передвигают, опоры двигателя. После этого устанавливают прокладки между опорой двигателя и кронштейном и закрепляют их болтом.

Ременные передачи. Нормальная работа ременной передачи определяется оптимальной величиной натяжения, правильным положением шкивов, надежностью соединения концов ремня и состоянием рабочих поверхностей шкивов. Натяжение – главный параметр, от которого зависит срок службы ремня, коэффициент полезного действия передачи и величина скольжения. При увеличении натяжения падает к. п. д. передачи и возрастает интенсивность изнашивания в результате усталости материала, однако скольжение уменьшается, что увеличивает до известного предела тяговую способность.

При работе ременной передачи наблюдается вытягивание ремня, вследствие чего изменяется величина натяжения и все показатели работоспособности передачи. При сшивании новых ремней рекомендуется давать натяжениё в 2 раза больше нормального, а во время эксплуатации периодически контролировать и регулировать натяжение.

Натяжение регулируют натяжными роликами, перешивкой ремня и перемещением силового агрегата, который обычно монтируется на салазках. Силу натяжения проверяют по отклонению ветви ремня от первоначального положения под действием приложенной нагрузки.

Нагрузка выбирается в пределах от 5 до 10 кг и прикладывается нормально к ремню с помощью динамометра или непосредственно грузом через направляющий ролик.