Расчет механизмов вилочного погрузчика

Расчет механизмов вилочного погрузчика

Введение

В создании материально-технической базы в нашей стране значительная роль принадлежит подъёмно-транспортному машиностроению, перед которым поставлена задача широкого внедрения во всех областях народного хозяйства комплексной механизации и автоматизации производственных процессов, ликвидации ручных погрузо-разгрузочных работ и исключения тяжёлого ручного труда при выполнении основных и вспомогательных производственных операций в народном хозяйстве.

Современные поточные технологические и автоматизированные линии, межцеховой и внутрицеховой транспорт, погрузочно-разгрузочные операции требуют применения разнообразных типов подъёмно-транспортных машин и механизмов, обеспечивающих непрерывность и ритмичность производственных процессов. Именно поэтому подъёмно-транспортное оборудование в настоящее время из вспомогательного превращается в один из решающих факторов производственного процесса, определяющих возможности современного производства.

Уровень комплексной механизации и автоматизации погрузо-разгрузочных и транспортно-складских (ПРТС) работ в различных отраслях производства в значительной мере зависит от их оснащённости машинами напольного безрельсового транспорта (МНБТ), которые являются универсальными и наиболее массовыми машинами, обеспечивающими высокую эффективность работ и высвобождающих большое количество подсобных рабочих, занятых тяжёлым физическим трудом.

Машины напольного безрельсового транспорта по сравнению с другими видами подъёмно-транспортных средств более компактны и манёвренны, имеют меньшую массу и более высокие эксплуатационные показатели

Во всех отраслях народного хозяйства осуществляется последовательный переход от создания и внедрения отдельных машин, оборудования, приборов и технологических процессов к разработке, производству и массовому использованию высокоэффективных систем. Успешно претворяется в жизнь программа ускоренного развития перегрузочных машин, технического оснащения пунктов перегрузки и складов, совершенствования технологии погрузочно-разгрузочных работ.

1.Выбор аналога рассчитываемого погрузчика

Производим выбор аналога рассчитываемого погрузчика, исходя из заданных значений грузоподъемности m _гр и высоты подъема груза Н.

Выбираем аналог рассчитываемого погрузчика ДВ1796 со следующими характеристиками:

Грузоподъемность m_гр =4 т;

Высота подъема груза Н=3,3 м;

Угол наклона грузоподъемника, град     вперед 5

назад 10

Радиус поворота по наружному габариту, м 2,8

Колея колес, м  передних 1,394

Задних 1,14

База погрузчика, м 1,875

Габаритные размеры, м длина        4,057

Высота 2,48

Ширина 1,865

Скорость передвижения погрузчика без груза, км/ч 22,4

Рабочее давление в системе, МПа 17,5

Масса снаряженного погрузчика, т 6,5

Страна изготовитель Болгария

2. Расчет механизмов и узлов автопогрузчика

.1 Расчет суммарных сопротивлений подъёму груза

Необходимое усилие подъёма S _ц по плунжеру цилиндра , Н:

,

где W₁ - сопротивление подъёму груза и подъёмной каретки с вилами, Н;

где Q_н - вес груза по заданию, Н (3,7 т =36297 Н);

G_к - вес каретки с вилами, Н (500 кг = 4905 Н);

η₁; η₂ - механические КПД цепной передачи (грузовые цепи перекинуты через ролики траверсы) и цилиндра: η₁ ≈ 0,98; η₂ ≈ 0,96.

W₂ - сопротивление подъёму выдвижной рамы с плунжером, траверсой и грузовыми цепями, Н;

где G_в - вес выдвижной рамы с плунжером цилиндра подъёма и траверсы с роликами, Н (120 кг = 1177 Н).

W₄ - сопротивление качению боковых катков по направляющим, Н.

Масса выдвижной рамы с плунжером m_в (кг) определяется исходя из удельного веса и высоты подъема груза

где m_от - масса выдвижной рамы с плунжером цилиндра и траверсой, отнесенная к 1 м высоты грузоподъёмника, кг/м;

l_в - длина выдвижной рамы, м

где Н - высота подъёма груза, м;

а₁ - расстояние по вертикали между верхним катком наружной и нижним катком выдвижной рамы, м;

D_к - диаметр основных катков, м.

При максимально поднятых вилах обычно принимают а₁ > а, а в расчетах

где а - расстояние по вертикали между основными катками каретки, м.

 м

 м

кг

В этом случае реакция R_к (Н) по основным каткам каретки (рисунок 1):

где b и b₁ - плечи приложения сил Q_н и G_к относительно оси передней ветви грузовых цепей, м.

Реакции по основным каткам наружной R_в (Н) и внутренней R_н рам можно рассчитать из выражения:

Кроме указанных реакций по основным каткам у рам возникают реакции  и , вызываемые парой сил 2F от внецентренного закрепления концов грузовых цепей на корпусе цилиндра подъёма относительно оси плунжера на плече l₂. В расчетах для упрощения можно принять, что =.

Пара сил определяется из выражения

где S - усилие в одной ветви грузовых цепей, Н;

где  - общий коэффициент сопротивления качению основных катков.

Общий коэффициент сопротивления качению ω основных катков

где f - коэффициент трения второго рода, f ≈ 0,0004 м;

μ - условный коэффициент трения, учитывающий качение шариков (роликов) по дорожке внутреннего кольца подшипника, μ = 0,01;

d_к - диаметр оси катка, м. Принимается d_к = 0,6D_к=0,6х0,13=0,078м

Н₁ - высота от шарового шарнира цилиндра подъёма на нижней поперечине наружной рамы до оси роликов траверсы или выдвижной рамы, через которые перекинуты грузовые цепи, м.

В расчетах принимается Н₁ ≈ Н + а₁=3+0,81=3,81м

Зная пару сил, можно определить реакцию по верхнему катку наружной рамы

где h - расстояние от оси нижнего катка выдвижной рамы до оси роликов для грузовых цепей на траверсе или верхней поперечине выдвижной рамы,

h = H/2 + а₁=3/2+0,81=2,31 м

W₃ - сопротивление качению основных катков по направляющим, Н

W₄ - сопротивление качению боковых катков по направляющим, Н

где ω₁ - общий коэффициент сопротивления качению боковых катков.

где  - наружный диаметр бокового катка, м., принимается =0,5х0,13=0,065м;

 - диаметр оси катка, м.,

принимается =0,6х0,065=0,039 м;

μ - коэффициент трения скольжения, μ = 0,1

Х_к, Х_н, Х_н - реакции по боковым каткам соответственно каретки, наружной и внутренней рам, Н;

Реакция по боковым каткам каретки, Н:

.

Реакции по боковым каткам наружной и выдвижной рам, Н:

,

где с - расстояние по высоте между нижним катком каретки и верхним у наружной рамы (в расчетах можно принять с = Н/2 - а=3/2-0,65=0,85), м;

m - расстояние от оси основного катка до конца выдвижной рамы (в расчетах принимается m = 0,06м)

2.2 Расчет гидроцилиндра подъёма груза

Диаметр плунжера D определяется, м

где z - число гидроцилиндров подъема, работающих одновременно, принимаемое 1 или 2;

р - рабочее давление в системе, зависящее от марки используемого в грузоподъемнике гидронасоса аналога, Па;

∑Δр - потери давления (суммарное сопротивление) в напорной линии от насоса до цилиндра (принимается равным 6% и 12% от рабочего давления в гидросистеме для средней полосы и крайнего севера России соответственно), Па. Принимаем потери давления 6% от 17,5МПа;

η ≈ 0,96 - механический КПД гидроцилиндра;

η_п = 0,95 - КПД пары шарнирных подшипников с густой смазкой

 м

Ход плунжера Н_пл (м) принимают равным половине максимальной высоты подъёма груза, т.е. Н_пл = 0,5Н=0,5х3=1,5 м.

2.3 Расчет поперечного сечения грузовых вил

Сила растяжения Р составляет, Н:

Н

где к_д - коэффициент динамичности, равный 1,2

P

Изгибающий момент М_изг составит, Н∙м:

где l - расстояние от центра тяжести груза до спинки вил, м.

Напряжение σ в указанном сечении составит, Па:

где F_в - площадь сечения вил, м²

где b_в - ширина вилы, м.

[σ] - допускаемое напряжение, Па.

где σ_т - предел текучести материала вил (для стали 35л ).

W- момент сопротивления сечения, м³

Значение не удовлетворяет условию, значит, необходимо увеличить ширину вил.

2.4 Расчет механизма наклона грузоподъемника

Координата по оси Х составит, м:

где а - расстояние по горизонтали от середины рам до центра поворота грузоподъёмника, м. При расчетах принимаем а = 1,5l₂=1,5х0,11=0,165, м;

G_гр - суммарный вес груза и элементов грузоподъемника, Н,

G_гр=Q_H+ G_k+ G_в + G_н

G_н - вес наружной рамы, принимается на 10% больше чем G_в, Н,

G_н= 1177х1,1=1294,7 Н

G_гр =36297+4945+1177+1294,7 =43713,7 Н

Координата по оси Y составит, м:

где  - расстояние от оси поворота грузоподъёмника до центров тяжести груза и подъемной каретки

;

- расстояние от оси поворота грузоподъёмника до центра тяжести выдвижной рамы

,

- расстояние от оси поворота грузоподъёмника до центра тяжести наружной рамы, приблизительно равное

Составим уравнение моментов всех сил относительно точки О качения рамы (рисунок 2), Н∙м:

где b₂ - расстояние между шарнирами оси поворота грузоподъёмника и штока цилиндра наклона на наружной раме. Примем b₂ = 0,3 l₂=0,3х0,11=0,69м;

 - расстояние от оси поворота грузоподъёмника до шарнира крепления штока цилиндров наклона к наружной раме, приблизительно равное

;

 - усилие по штокам цилиндров, Н;

φ - угол между гидроцилиндром и наклоненной рамой грузоподъемника (при проектировочных расчетах можно принять 70º);

α - максимальный угол наклона грузоподъемника вперед.

Суммарное усилие по штокам цилиндров наклона

3. Тяговый расчет погрузчика

.1 Определение мощности и построение внешней скоростной характеристики двигателя

Эффективная мощность N_e, необходимая для обеспечения заданной максимальной скорости движения погрузчика по дороге, кВт:

где Р_Т - тяговая сила на ведущих колесах, необходимая для преодоления сил сопротивления движению, Н;

V_макс - максимальная скорость движения погрузчика с грузом, км/ч;

g - ускорение свободного падения, м/с²;

η_тр - КПД трансмиссии погрузчика, равный 0,85-0,87;

- коэффициент перевода величин (км/ч в м/с, л.с. в Вт, Вт в кВт).

Тяговая сила Р_Т (Н) на ведущих колесах:

где G_П - неполный вес аналога погрузчика, т.е. без учета веса каретки, выдвижной и наклонной рам, Н,

G_п =G_сп -(G_к +G_в +G _н )=63765-(4945+1177+1294,7)=56348,3Н

где G_сп - масса снаряженного погрузчика, Н;

φ_с - коэффициент сопротивления качению колес погрузчика по покрытию дороги;

γ - величина уклона покрытия;

δ - коэффициент учета вращающихся масс;

j - поступательное ускорение погрузчика, равное 0,15…0,25 м/с².

где к_вр - коэффициент (для погрузчика к_вр = 0,04…0,05);

i_k - передаточное число коробки передач в момент начала движения (при проектировочном расчете ориентировочно принимаем 3,5…5)

Частота вращения коленчатого вала n_макс при максимальной скорости движения погрузчика не равна частоте вращения, соответствующей максимальной мощности двигателя, т.е. n_N < n_макс, и, следовательно, n_e<n_макс.

Максимальная мощность двигателя n_макс (кВт):

где к_x, к_y, к_z - эмпирические коэффициенты;

для бензиновых двигателей к_x=1; к_y=1; к_z=1.

Максимальное значение частоты вращения коленчатого вала для дизельных двигателей n_mах=3000...4000 об/мин. Принимаем n_макс=4000 об/мин

При определении n_N можно принять соотношение

Условие n_макс > n_e выполняется.

Скорость V_N, соответствующая максимальной мощности, км/ч:

.

Координаты (V_макс; N_e) и (V_N; N_макс) дают только две первые точки графика функции N_e = f(n_e)

Находим остальные необходимые точки:

,

где N_e и n_e - текущие значения соответственно мощности двигателя (кВт) и частоты вращения коленчатого вала (об/мин).

при =0,1 ,

при =0,2 ,

при =0,3 ,

при =0,4 ,

при =0,5 ,

при =0,6 ,

при =0,7 ,

при =0,8 ,

при =0,9 ,

при =1,0 ,

при =1,1 ,

при =1,2 .

Для каждых значений N_e и n_e определяем текущие значения крутящих моментов M_e, Н∙м:

n_e=0,1×n_N=0,1×3200=320 _e=0,2×n_N=0,2×3200=640

n_e=0,3×n_N=0,3×3200=960 _e=0,4×n_N=0,4×3200=1280 _e=0,5×n_N=0,5×3200=1600 _e=0,6×n_N=0,6×3200=1920 _e=0,7×n_N=0,7×3200=2240 _e=0,8×n_N=0,8×3200=2560 _e=0,9×n_N=0,9×3200=2880 _e=1,0×n_N=1,0×3200=3200 _e=1,1×n_N=1,1×3200=3520 _e=1,2×n_N=1,2×3200=3840

Построим график функции M_e = f(n_e)

Необходимая максимальная тяговая сила Р_{т макс} , Н:

где G_cц - сцепной вес переднеприводного погрузчика (нагрузка на ведущие колеса), равный 55-65 % от общего веса погрузчика с грузом, Н;

G_н+п=Q_H+G_п=36297+56348,3=92645,3Н

G_cц=G_н+п×0,06 = 5558,72Н

ψ_сц - коэффициент сцепления колес с дорогой, зависит от качества дорожного покрытия.

Графики на рисунке 3.

3.2 Определение основных параметров трансмиссии

Передаточное отношение трансмиссии на высшей передаче u_гл:

где n_макс - максимальная частота вращения коленчатого вала, принятая при построении внешней скоростной характеристики, об/мин;

r_к - радиус качения ведущих колес

r_к = d= G_сц /_{количество колес на передней оси}=566,64/2=284 мм,

Расчета передаточного числа u₁ первой передачи:

где М_макс - максимальное значение крутящего момента, выбираемое из значений определенных по формуле, Н ∙ м.

Увеличение передаточного числа первой передачи допустимо только до величины :

Т.к. , то для дальнейших расчетов используется передаточное число =1,98.

Пренебрегая падением скорости в процессе переключения передач, скорость движения погрузчика, достигнутая перед моментом переключения, например в конце разгона на первой передаче V_{I max}, равна скорости, с которой начинается разгон на второй передаче V_II, (км/ч):

где u₂ - передаточное отношение второй передачи.

 → u₂=

или

=2

Для коробки передач с n ступенями передач передаточное число любой передачи можно определить по формуле:

,

где s - номер передачи;

i - число ступеней, исключая заднюю и ускоряющую передачи, i = 5.

Передаточное число заднего хода обычно принимается равным .

3.3 Расчет динамической тяговой характеристики погрузчика

Показатель динамического фактора D:

Скорости движения погрузчика на каждой передаче  км/ч:

На первой передаче:

Результат вычислений в таблице 1

Таблица1

Тяговая сила Р_Тмакс для каждой передачи при соответствующих значениях частот вращения и крутящих моментов , Н:

На первой передаче:

Результат вычислений в таблице 2

Таблица 2

Находим множество значений  динамического фактора.

На первой передаче:

 Результат вычислений в таблице

Таблица 3

Строим график изменения динамического фактора  (рискнок 4).

Таблица. Сводные данные тягово-скоростных характеристик погрузчика

механизм технологический автоматизированный погрузчик

4. Расчет устойчивости автопогрузчика

Расчет погрузчика на устойчивость

Рассмотрим продольную и поперечную устойчивость автопогрузчика при штабелировании и при повороте с малой скоростью.

Продольная устойчивость автопогрузчика при штабелировании.

Коэффициент грузовой устойчивости k (рис. 5)

где а_п - плечо действия веса автопогрузчика относительно ребра опрокидывания (т. О₁), м;

 - плечо центра тяжести груза, и элементов грузоподъемника, м;

М_ин - момент сил инерции, возникающий при торможении грузоподъемника с грузом при наклоне, Н∙м.

Плечо центра тяжести груза, и элементов грузоподъемника, м:

где β - угол наклона платформы, составляющий 1,5º;

а_с - горизонтальная координата оси поворота грузоподъёмника относительно оси передних колёс, примем а_с = 0,33r_к=,33х0,2884=0,094м.

Момент сил инерции, Н∙м:

,

где с - поправочный коэффициент, учитывающий, что рама поворачивается относительно собственной оси поворота, а не относительно ребра опрокидывания (принимается 1,05…1,1);

∑J - суммарный момент инерции груза и рамы грузоподъемника относительно оси поворота, кг ∙ м²;

t_m - время торможения рамы (0,5…1с);

t - время наклона рамы, (3…5 с);

ω_р - угловая скорость рамы при ее повороте, рад/c.

Суммарный момент инерции, кг ∙ м²:

где r_гр - радиусы инерции груза и элементов грузоподъемника

Плечо действия веса погрузчика относительно ребра опрокидывания, м:

.

Координата центра тяжести проектируемого погрузчика по плоскости платформы , м:

Поперечная устойчивость погрузчика при повороте с малой скоростью.

Коэффициент устойчивости к будет определяться:

где l_п - плечо действия веса автопогрузчика относительно ребра опрокидывания (т. О₂), м;

 - плечо действия веса груза и грузоподъемника, м;

 - момент сил инерции центробежных сил, возникающих при повороте погрузчика, Н∙м.

,

где h_п - ордината центра тяжести погрузчика, примем , м:

,47 ≤ h _n ≤0,568 → h _n=0,5м ;

К_з - колея задних колес погрузчика, м;

h_c - вертикальная координата оси поворота грузоподъёмника относительно оси передних колёс, примем

,

где h_гр - ордината центра тяжести веса груза и грузоподъемника

- угол наклона грузоподъемника назад, град.

где V_пов - скорость поворота погрузчика с грузом,  км/ч, но не более чем в транспортном положении;

R - радиус поворота центров тяжести груза, грузоподъемника, погрузчика относительно центра поворота О₃, представляющий собой разность радиуса поворота погрузчика по наружному габариту и половины колеи погрузчика, м: R=2,8-1,394=1,41м. Коэффициент устойчивости автопогрузчика, когда общий вес груза и грузоподъемника G_гр действует не как опрокидывающий, а как уравновешивающий:

Плечо действия веса груза и грузоподъемника, м:

Список используемой литературы

1.       Кожевников В.А., Денисов В.В. Расчет механизмов вилочного погрузчика: метод. указания. - С.: СамГУПС, 2006.-32 с.

.         Векслер В.М., Муха Т.И. Проектирование и расчет перегрузочных машин (погрузчики и виброразгрузчики). - Л.: Машиностроение, 1971. - 320 с.

.         Мачульский И. И. Погрузо-разгрузочные машины: Учеб. для вузов ж.-д. трансп. - М. : Желдориздат, 2000. - 476 с.

.         Погрузчики: Справочник / под ред. Г. П. Ефимова. - М.: Транспорт, 1989.

5.       Ридель, Э. И. Погрузо-разгрузочные машины на железнодорожном транспорте : учеб. для техникумов / Э. И. Ридель. - М.: Транспорт, 1978. - 383 с.

.        Падня В.А. Погрузочно-разгрузочные машины: Справочник. - М.: Транспорт, 1989. - 448с.

7.