Расчет механизмов вилочного погрузчика

Расчет механизмов вилочного погрузчика

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

2.1 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 =36 297 Н);

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

з₁; з₂ — механические КПД цепной передачи (грузовые цепи перекинуты через ролики траверсы) и цилиндра: з₁? 0,98; з₂? 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 2 °F 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 щ основных катков где f — коэффициент трения второго рода, f? 0,0004 м;

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

d_к — диаметр оси катка, м. Принимается d_к = 0,6D_к=0,6×0,13=0,078 м 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=3,81 м 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 щ₁ — общий коэффициент сопротивления качению боковых катков.

где — наружный диаметр бокового катка, м., принимается =0,5×0,13=0,065 м;

— диаметр оси катка, м.,

принимается =0,6×0,065=0,039 м;

м — коэффициент трения скольжения, м = 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;

?Др — 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;

з? 0,96 — механический КПД гидроцилиндра;

з_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=0,5×3=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 у в указанном сечении составит, Па:

где F_в — площадь сечения вил, м²

где b_в — ширина вилы, м.

[у] - допускаемое напряжение, Па.

где у_т — предел текучести материала вил (для стали 35л).

Wмомент 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=1,5×0,11=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= 1177×1,1=1294,7 Н

G_гр =36 297+4945+1177+1294,7 =43 713,7 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=0,3×0,11=0,69 м;

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

;

— усилие по штокам цилиндров, Н;

ц — угол между гидроцилиндром и наклоненной рамой грузоподъемника (при проектировочных расчетах можно принять 70?);

б — максимальный угол наклона грузоподъемника вперед.

Суммарное усилие по штокам цилиндров наклона

3. Тяговый расчет погрузчика

3.1 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;

з_тр — КПД трансмиссии погрузчика, равный 0,85−0,87;

1321 — 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)=63 765-(4945+1177+1294,7)=56 348,3Н где G_сп — масса снаряженного погрузчика, Н;

ц_с — коэффициент сопротивления качению колес погрузчика по покрытию дороги;

г — величина уклона покрытия;

д — 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_eмакс.

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

n_e=0,2?n_N=0,2?3200=640

n_e=0,3?n_N=0,3?3200=960

n_e=0,4?n_N=0,4?3200=1280

n_e=0,5?n_N=0,5?3200=1600

n_e=0,6?n_N=0,6?3200=1920

n_e=0,7?n_N=0,7?3200=2240

n_e=0,8?n_N=0,8?3200=2560

n_e=0,9?n_N=0,9?3200=2880

n_e=1,0?n_N=1,0?3200=3200

n_e=1,1?n_N=1,1?3200=3520

n_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=36 297+56348,3=92 645,3Н

G_cц=G_н+п?0,06 = 5558,72Н ш_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 в — угол наклона платформы, составляющий 1,5?;

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

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);

щ_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:

0,47? h _n ?0,568 > h _n=0,5 м ;

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=1,41 м. 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.

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

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

4. 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.

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

7.