Разработка аварийной системы управления машиной при остановке ДВС

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Патентно-технический анализ

1.1 Назначение и область применения машины

1.2 Анализ патентной информации и научно технической информации по теме проекта

2. Выбор и расчет основных параметров погрузчика

2.1 Выбор и обоснование главных параметров погрузчика

2.2 Определение усилий в исполнительных гидроцилиндрах погрузчика

2.3 Расчет гидросистемы погрузочного оборудования

2.3.1 Расчет гидродвигателей

2.3.2 Выбор насоса

2.3.3 Выбор основных параметров системы рулевого управления

2.4 Тяговый расчет погрузчика

2.5 Определение производительности погрузчика

3. Расчёт на прочность

3.1 Расчетные положения и внешние нагрузки

4. Требования безопасности к конструкции погрузчика

5. Стандартизации и метрологии

Список использованных источников

Введение

машина погрузчик гидроцилиндр

Целью данного курсового проекта является разработка аварийной системы управления машиной при остановке ДВС.

В последнее время прослеживается тенденция создания строительных и дорожных машин повышенной безопасности. Ведущие зарубежные фирмы и объединения приступили также к совершенствованию гидравлических систем рулевого управления с целью обеспечения возможности управления движущейся машиной при выходе из строя отдельных элементов системы. Это является необходимым и своевременным мероприятием, поскольку такой режим движения может составить до 2% времени работы машины.

Необходимость создания систем рулевого управления с возможностью работы в аварийном режиме диктуется также тем обстоятельством, что современные строительные и дорожные машины могут передвигаться в общем потоке по дорогам с твердом покрытием. Это накладывает дополнительные требования в части обеспечения безопасной и надежной работы систем рулевого управления. Решение проблемы безопасности управления строительных и дорожных машин при выходе из строя отдельных элементов гидравлической системы управления не может быть осуществлено традиционными путями, известными из автомобилестроения, поскольку мускульной энергии оператора оказывается недостаточно для обеспечения управления ряда строительных и дорожных машин.

1. Патентно-технический анализ

1.1 Назначение и область применения машины

Строительные одноковшовые погрузчики широко применяют в отечественной практике при погрузочно-разгрузочных, землеройно-транспортных, монтажных и других работах.

Погрузчик МоАЗ-4048 относится к внедорожным транспортным средствам и предназначен для эксплуатации вне автомобильных дорог общей сети - на карьерных дорогах с допустимой нагрузкой на ось до 270 кН и имеющих продольные уклоны на сухом и твердом грунте не более 15%, поперечные не более 12 %.

Погрузчик МоАЗ-4048 грузоподъемностью 7,5 т с объемом ковша 3,75м3 предназначен для погрузки взорванных или разрыхленных полускальных и скальных пород, легких и рыхлых пород, для выполнения землеройных, транспортных и погрузочных работ на грунтах I-II категорий без предварительного рыхления и на грунтах III-IV категорий с обязательным предварительным рыхлением. Погрузчик может использоваться в гидротехническом и мелиоративном, в примышленном, энергетическом, дорожном строительствах, горнодобывающей промышленности и промышленности стройматериалов.

Базовым тягачом для навески погрузочного оборудования является двухосный тягач. Пневмогидравлическая подвеска заднего моста погрузчика МоАЗ-4048 позволяет развивать транспортную скорость до 45-50 км/ч без ухудшения комфортности труда водителя.

1.2 Анализ патентной информации и научно-технической информации по теме проекта

В современных строительных и дорожных машинах широкое применение получили гидравлические системы рулевого управления, что объясняется их сравнительно простой конструкцией и высокой надежностью.

Для обеспечения управляемости машиной в аварийном режиме движения применяют дублирование отдельных элементов системы, при этом, чем больше процент таких элементов, тем выше надежность системы в целом. На практике с целью экономии средств применяют дублирование только тех элементов, выход из строя которых наиболее вероятен.

Системы рулевого управления, способные работать в аварийном режиме, по степени дублирования подразделяются на два вида: с полным и с частичным дублированием. К последним, наиболее распространенным относятся те системы, в которых не обеспечено полное дублирование всех органов системы рулевого управления. Такие системы по виду дублируемого органа могут быть подразделены на системы с дублированием гидрорулей, источников давления исполнительных органов, гидролиний связи, гидробаков, а также комбинированные--с дублированием одновременно нескольких органов. Самым распространенным видом является дублирование источника давления, что объясняется наиболее частым выходом из строя именно этого органа системы рулевого управления.

В зависимости от типа используемого дополнительного источника давления различают системы с использованием гидромашины гидроруля, дополнительного насоса, дополнительного гидроаккумулятора, гидромотора хода или гидроцилиндра рабочего оборудования.

По типу привода дополнительного источника давления системы рулевого управления подразделяются на системы, в которых использована мускульная энергия оператора для привода гидромашины гидроруля, на системы, в которых привод дополнительного насоса осуществляется от двигателя транспортного средства или от дополнительного электродвигателя, приводимого от аккумуляторной батареи, и на системы, в которых использован гидроцилиндр рабочего оборудования, приводимый в действие силой тяжести этого оборудования.

Системы рулевого управления с использованием гидромашины гидроруля в качестве дополнительного источника давления

На рис. 1а изображена схема системы рулевого управления с аварийным режимом работы, в которой в качестве источника дополнительной энергии использована гидромашина гидроруля.

Рис. 1. Системы рулевого управления с использованием гидромашины гидроруля в качестве дополнительного источника давления:

а--фирмы Dannfoss (Дания); б--фирмы Dannfoss с использованием блока гидрорулей двух типоразмеров; 1 -- исполнительные гидроцилиндры; 2 --- гидрорули; 3 -- гидрораспределитель гидроруля; 4--обратный клапан; 5--гидромотор обратной связи, 6--фрикционная муфта; 7--предохранительные клапаны; 8--насосы; 9--гидробаки; 10--механические связи.

В номинальном режиме работы при повороте рулевого колеса и перемещении золотника гидрораспределителя 3 гидроруля 2 рабочая жидкость подается от насоса 8 в соответствующую полость исполнительного гидроцилиндра. В аварийном режиме работы, например, при заглохании двигателя, приводящего насос 5, рабочая жидкость подается в исполнительный гидроцилиндр 1 за счет принудительного вращения водителем гидромашины 5 обратной связи, которая в этом режиме -начинает работать в качестве насоса, всасывая рабочую жидкость из гидробака 9 через обратный клапан 4. При этом значительно возрастает усилие на рулевом колесе.

Применение гидромашины гидроруля в качестве дополнительного источника давления [6] целесообразно в транспортных средствах, оборудованных гидрорулями с максимальной подачей рабочей жидкости за оборот рулевого вала не более 200 см³. Объемный КПД гидроруля в этом случае должен быть не менее 0,9 [2]. Для обеспечения управления средних и тяжелых транспортных средств в аварийном режиме фирма Danfoss рекомендует применять блок (рис.1,б), состоящий из гидрорулей двух типоразмеров. При номинальном режиме работы рабочая жидкость от насосов 8 подается к гидрорулям 2, соединенным между собой фрикционной муфтой 6 и далее при вращении рулевого колеса к исполнительным гидроцилиндрам 1. В случае заглохания двигателя за счет принудительного вращения гидромашины гидроруля 2 меньшего типоразера, рабочая жидкость подается в гидроцилиндры 1, осуществляя поворот транспортного средства. При этом вследствие значительного возрастания крутящего момента на рулевом валу муфта 6 пробуксовывает и гидроруль 2 большего типоразмера отключается. Недостатком данной схемы является то, что при работе в аварийном режиме значительно увеличивается передаточное число рулевого управления, что ухудшает управляемость машины.

Система рулевого управления с дополнительным насосом

На рис. 2 представлены наиболее распространенные схемы систем рулевого управления с аварийным режимом работы, в которых в качестве источника дополнительной энергии использован дополнительный насос, направляющий поток рабочей жидкости в напорную гидролинию основного насоса.

Рис 2. Система рулевого управления с приводом дополнительного насоса от электродвигателя по патенту Англии № 2108915, Мкл.³ ВД5/06. 1981 г.; 1 -- исполнительный гидроцилиндр; 2--механизм обратной связи, 3--гидроруль; 4 -- электродвигатель; 5--дополнительный насос; 6--гидробак; 7--основной насос; 8-- двигатель транспортного средства; 9 -- датчик давления; 10 -- переключающий гидрораспределитель

На рис. 2 представлена схема, в которой дополнительный насос 5 приводится во вращение от электродвигателя 4, который включается контактами датчика давления 9 при падении давления в напорной гидролинии основного насоса 7, приводимого от двигателя 8 транспортного средства.

В номинальном режиме работы переключающей гидрораспределитель 10 под действием давления в напорной гидролинии основного насоса 7 перемещается в правую по чертежу позицию, сжимая пружину и соединяя основной насос 7 с напорной гидролинией гидроруля 3. Насос 5 при этом выключен, поскольку датчик давления 9 размыкает контакты в электрической цепи привода электродвигателя 4.

В аварийном режиме работы давление в напорной гидролинии основного насоса 7 падает, и золотник переключающего гидрораспределителя 10 под действием пружины перемещается в другую позицию, соединяя напорную гидролинию дополнительного насоса 5 с напорной гидролинией гидроруля 5. При этом датчик давления 9 замыкает контакты, обеспечивая включение электродвигателя 4, приводящего дополнительный насос 5.

Системы рулевого управления с дополнительным гидроаккумулятором

На рис. 3 показана схема гидравлической системы рулевого управления, в которой в качестве источника дополнительной энергии использован гидроаккумулятор.

Рис. 3. Система рулевого управления с дополнительным гидроаккумулятором по патенту США № 3882952. Мкл³ В 62 Д 5/06, 1973 г; 1 -- исполнительный гидроцилиндр, 2 -- гидроруль; 3 -- гидрораспределитель включения, 4--клапан зарядки гидроаккумулятора; 5--насос, 6--гидроаккумулятор, 7--гидробак, 8--предохранительный клапан, 9--механизм управления гидрорулем

В номинальном режиме работы при работающем насосе 5 гидрораспределитель включения 3 наводится в нейтральной позиции под действием давления управления, подводимого к торцу золотника гидрораспределителя включения 3 от напорной гидролинни насоса 5. Клапан зарядки 4 обеспечивает зарядку гидроаккумулятора 6 при падении давления в нем до нижнего предела. При вращении рулевого колеса механизм управления 5, взаимодействуя с золотником гидрораспределителя гидроруля 2, приводит к его перемещению и, следовательно, подаче рабочей жидкости от напорной гидролинии насоса 5 в соответствующую полость исполнительного гидроцилиндра 1.

При отсутствии подачи рабочей жидкости насосом 5 и неподвижном рулевом колесе золотник гидрораспределителя включения 3 под действием пружины перемещается в крайнюю правую (то чертежу) позицию, отсоединяя напорные гидролинии насоса и гидроаккумулятора от гидроруля 2. Если в этом режиме движения требуется осуществить маневрирование, то водитель, вращая рулевое колесо, сначала производит перемещение золотника гидрораспределителя гидроруля 2, обеспечивая перекрытие канала, соединяющего напорную и сливную гидролинии между собой, и соединение напорной гидролинии с соответствующей рабочей гидролинией, а потом--принудительное перемещение золотника гидрораспределителя включения 3 в другую (левую по чертежу) крайнюю позицию. При этом гидроаккумулятор 6 будет подключен к аварийной гидролинии гидроруля, обеспечивая подачу рабочей жидкости под давлением в исполнительный гидроцилиндр 1.

Преимуществом рассмотренной схемы является отсутствие дополнительного насоса с механизмом его привода и возможность использования в качестве энергетического источника управления машиной в аварийном режиме гидроаккумулятора, энергия которого не будет расходоваться при отсутствии необходимости осуществления поворота машины.

2. Выбор и расчет основных параметров погрузчика

2.1 Выбор и обоснование главных параметров погрузчика

Расчёт основных параметров производим согласно рекомендаций [2, 3].

Конструктивный вес погрузочного оборудования определяют по формуле

Н (2.1)

где Gт - вес базового тягача, ko - коэффициент, равный 0.250.35.

Рациональность использования веса базовой машины и совершенство ходовой части определяют по коэффициенту удельной грузоподъемности

, (2.2)

где Qн - грузоподъемность рабочего оборудования, Qн=75000 Н; Gт - вес базового тягача. Рекомендуемые значения q для колесных погрузчиков 0.250.30.

Номинальную вместимость основного ковша определяют по грузоподъемности погрузочного оборудования из расчета работы на сыпучих и мелкокусковых материалах с объемным весом с=1.6 т/м3

, м³ (2.3)

где р - коэффициент наполнения ковша, равный 1.25.

.

Эксплуатационный вес погрузчика равен сумме эксплуатационных весов базового тягача и погрузочного оборудования:

. (2.4)

Напорное усилие погрузчика, т.е. тяговое усилие базового тягача с учетом веса погрузочного оборудования на рабочей передаче определяют по тяговой характеристике из условия работы погрузчика на горизонтальной площадке.

Напорное усилие по двигателю приближенно определяют по формуле

, Н (2.5)

где Ne max - наибольшая эффективная мощность двигателя;

Vp - рабочая скорость внедрения в км/ч;

т - к.п.д. гидромеханической трансмиссии 0.600.75;

f - коэффициент сопротивления качению, принимается при колесной ходовой части 0.030.04;

p - расчетное буксование, при колесной ходовой части 0.20.

Напорное усилие по сцепному весу

Н (2.6)

где - коэффициент сцепления движителя (0.60.8 - колесные тягачи).

Н.

Н.

Скорость рабочего хода погрузчиков принимают 3.04.0 км/ч. Превышение указанных значений скорости ведет к увеличению буксования, замедлению процесса наполнения ковша, повышенной утомляемости водителя и снижению эффективности погрузчика. Назначаем скорость рабочего хода 4 км/ч.

Скорость обратного холостого хода выбирают на 2540% выше рабочей скорости движения. Назначаем скорость обратного холостого хода 5.2 км/ч.

Скорость поворота ковша - средние линейные скорости запрокидывания (Vзк) и опрокидывания (Vок) ковша определяют на режущей кромке ковша.

Скорость запрокидывания

, м/с (2.7)

где kv - коэффициент снижения рабочей скорости в процессе внедрения за счет падения частоты вращения вала двигателя, снижения производительности гидронасосов, буксования и т.д., равен 0.5;

v - коэффициент совмещения, равен 1.01.2;

Vp - Рабочая скорость.

м/с

Если при наполнении ковша работает поршневая полость гидроцилиндра поворота ковша, то скорость опрокидывания рабочего органа Vок больше скорости Vзк в 1.31.35 раза. При работе штоковой полости скорость опрокидывания составляет 0.740.77 скорости запрокидывания.

м/с (2.8)

Скорость подъема стрелы выбирают так, чтобы подъем груза был завершен к моменту окончания операции отхода погрузчика на разгрузку

, м/с (2.9)

где Sп - длина пути шарнира крепления ковша при подъеме стрелы;

Sд - средняя длина пути рабочего хода погрузчика;

Vх - скорость обратного холостого хода погрузчика в м/с.

м/с

Скорость опускания стрелы определяют по скорости подъема с таким расчетом, чтобы в полости опускания гидроцилиндров стрелы не образовался вакуум:

м/с (2.10)

Выглубляющее усилие. При отсутствии опорных лыж на стреле выглубляющее усилие определяется по условию продольного опрокидывания машины относительно ребра опрокидывания, проходящего под осью опорных колес

Н (2.11)

где Gэ - эксплуатационный вес базовой машины; Gо - вес погрузочного оборудования; l1, l2, l0 - плечи соответствующих сил.

Рис. 4. Схема для определения выглубляющего усилия.

Подъёмное усилие на режущей кромке ковша, развиваемое гидроцилиндрами стрелы приближенно определяют по номинальной грузоподъемности

Н (2.12)

где Qн - номинальная грузоподъемность.

.

Удельное напорное усилие на кромке ковша:

, (2.13)

где Тmax - наибольшее тяговое усилие по двигателю;

Bк - наружная ширина режущей кромки ковша.

Удельное выглубляющее усилие на кромке ковша:

. (2.14)

Рекомендуемые значения удельных напорных и выглубляющих усилий для основного ковша в зависимости от типоразмеров и типа ходовой части приведены в табл. 1.

Таблица 1. Рекомендуемые значения удельных напорных и выглубляющих усилий

Параметры	Ходовая часть	Грузоподъемность, кН,
		До 30	40..60	Свыше 60
Удельное напорное усилие, кН/см,	Гусеничная Колесная	0,25…0,40 0,15…0,30	0,40…0,60 0,25…0,40	Свыше0,60 Свыше0,40
Удельное выглубляющее Усилие, кН/см	Гусеничная Колесная	0,20…0,35	0,25…0,40	Свыше0,30

Рекомендуемые значения q_н и q_в, превосходят значения несущей способности материалов и грунтов благодаря чему строительные погрузчики могут быть использованы не только для погрузочных и для землеройно-транспортных работ.

Заглубление рабочего органа W - наибольшая величина заглубления режущей кромки основного ковша, установленного под углом 57 к опорной поверхности; определяет возможность работы погрузчиком при резких изменениях уклона опорной поверхности. Обычно W=300500 мм. Принимаем W=400 мм.

Распределение нагрузок по мостам колесного погрузчика вычисляют в статическом положении. Статические нагрузки на мосты для порожней машины определяются (рис. 5) по формулам:

на передний мост (со стороны оборудования)

(2.15)

на задний мост

(2.16)

Рис. 5. Схема сил при определении нагрузок на мост погрузчика.

Для груженой машины нагрузки, приходящиеся на мосты, определяют по формулам:

на передний мост

 (2.17)

на задний мост

(2.18)

Статическое удельное давление на опорную поверхность характеризует проходимость машины и возможность ее работы па различных основаниях.

Для колесных погрузчиков среднее удельное давление может быть условно принято равным внутреннему давлению воздуха в шине.

Высота разгрузки ковша Нр - наибольшее расстояние от опорной поверхности до режущей кромки основного ковша при максимальном угле разгрузки и полностью погруженных грунтозацепах для гусеничных машин или номинальном давлении в шинах для колесных машин.

Высоту разгрузки выбирают в зависимости от типоразмера и транспортных средств, с которыми предназначен работать погрузчик. Высоту разгрузки определяют по формуле:

Нр=h_p+Д h_p=3400+400=3800 мм.

где h_p - наибольшая высота бортов транспортных средств, с которыми может работать погрузчик;

Вылет ковша L - расстояние от передних колес погрузчика до режущей кромки ковша, находящегося на максимальной высоте при наибольшем угле разгрузки определяют по формуле

, (2.19)

где Вт - ширина кузова наиболее тяжелого транспортного средства, с которым предназначен работать погрузчик; b - расстояние между погрузчиком и транспортным средством при разгрузке, необходимое по условиям безопасности работы и равное 150200 мм.

Угол запрокидывания ковша в нижнем положении и угол разгрузки в верхнем положении выбираются по ГОСТ 12568-67. Рекомендуемая величина угла запрокидывания при нижнем положении стрелы 4246. Угол разгрузки основного ковша при промежуточных значениях высот должен быть не менее 45.

2.2 Определение усилий в исполнительных гидроцилиндрах погрузчика

Усилия на штоках исполнительных гидроцилиндров определяются в установившемся режиме работы по величинам наибольшего выглубляющего усилия Nв - для гидроцилиндров ковша и подъемного усилия Nп - для гидроцилиндров стрелы, приложенных на режущей кромке ковша в положении внедрения.

Усилие на штоке одного гидроцилиндра ковша

Н (2.20)

где Gк - вес ковша;

nп - количества гидроцилиндров поворота ковша;

iп и iк - мгновенные передаточные числа механизма погрузочного оборудования, определяемые соотношением плеч рычажной системы, для силы Nв и силы тяжести ковша Gк;

k1 - коэффициент запаса, учитывающий потери в гидроцилиндрах и шарнирах (принимают равным 1.25).

Мгновенные передаточные отношения механизма вычисляют для положения ковша, соответствующего внедрению в материал:

(2.21)

где ii - плечи приложения сил в нагруженных элементах механизма.

.

Рис. 6. Схема для определения усилий гидроцилиндров погрузочного оборудования

При кинематической схеме механизма с перекрестной системой усилия в одном гидроцилиндре стрелы определяются по формуле

Н (2.22)

где Gр - вес погрузочного оборудования без портала;

- усилие гидроцилиндра ковша без учета коэффициента запаса;

nn и nc - количество гидроцилиндров поворота ковша и подъема стрелы;

k2 - коэффициент запаса, учитывающий потери в шарнирах и гидроцилиндрах и равный 1.25;

l3, l4, l10 - плечи сил.

Скорости движения поршней гидроцилиндров ковша и стрелы определяют исходя из требуемых скоростей движения ковша и стрелы. Среднюю скорость движения поршней гидроцилиндров ковша вычисляют для положения внедрения по формуле:

(2.23)

Среднюю скорость движения поршней гидроцилиндров стрелы определяют по формуле

, м/с (2.24)

где S_С - ход поршня гидроцилиндра стрелы;

l_С - длина стрелы;

_C - угол поворота стрелы, обычно составляет 90.

2.3 Расчет гидросистемы погрузочного оборудования

Гидросистема предназначена для привода в действие стрелы и ковша погрузчика. Принципиальная схема гидросистемы показана на рис. 7.

Рис. 7. Гидросистема погрузчика

При включенном двигателе, когда рабочие органы не функционируют, рабочая жидкость насосами Н1 и Н2 из бака подается в гидрораспределитель Р и, далее, через полнопоточный фильтр Ф в гидробак Б.

При включенном золотнике гидрораспределителя Р золотник перекрывает сливной канал и рабочая жидкость подается в штоковую или поршневую полость гидроцилиндров. С противоположной полости гидроцилиндров рабочая жидкость через гидрораспределитель поступает в полнопоточный фильтр и, далее, в гидробак.

Для управления золотниками гидрораспределителя используется блок управления БУ с блоком питания БП.

Насос: Работу гидросистемы обеспечивают шестерённые насосы НШ-100А-3.

Гидробак с заливной горловиной и фильтром: Гидробак является объединенной емкостью для рабочей жидкости гидросистемы погрузочного оборудования и гидросистемы рулевого управления. Заливная горловина изготовлена как целое с корпусом гидробака и выполняет функцию отстойника тяжелых частиц, которые могут оказаться в рабочей жидкости. Фильтр - полнопоточный, тонкой очистки, крепится в корпусе гидробака. Очищает рабочую жидкость как от мельчайших твердых частиц, так и от растворимых загрязнений.

Гидрораспределитель и привод его управления: Гидрораспределитель предназначен для распределения потока рабочей жидкости от насоса к гидроцилиндрам привода погрузочного оборудования и для предохранения гидросистемы от перегрузок. Давление настройки предохранительного клапана 18±1 МПа. Для надежного удержания стрелы в поднятом положении и ковша в запрокинутом положении на корпусе гидрораспределителя установлены управляемые гидрозамки одностороннего действия. Привод управления гидрораспределителем - гидравлический, через блок управления, с использованием в качестве энергоисточника гидравлического привода пневмогидроаккумулятора.

Пневмогидроаккумулятор с гидроклапаними 64000А предназначен для питания от гидролинии высокого давления блока управления золотниками гидрораспределителя пониженным давлением рабочей жидкости.

Блок питания состоит из блока клапанов и пневмоаккумулятора.

Блок управления 60220А предназначен для дистанционного управления золотниками гидрораспределителя. Блок управления работает по принципу редукционного клапана, настройка которого определяется положением рычага джойстика. Чем больше наклон рычага, тем больше давление управления и тем больше перемещается золотник гидрораспределителя. Такой принцип управления позволяет, при необходимости, производить замедленное перемещение стрелы. Левый рычаг блока управления используется для управления стрелой, правой - для управления ковшом. Движение рычагов совпадает с направлением движения рабочих органов. При перемещении рычага вперед стрела идет на опускание, ковш - на опрокидывание. При перемещении рычага назад стрела идет на подъем, ковш идет на запрокидывание. Рычаги имеют фиксированное положение в нейтрали и в крайних рабочих положениях.

Гидроцилиндры: Гидроцилиндры предназначены для перемещения стрелы и ковша погрузчика; установлены на подшипниках ШС-80. Высокая эффективность и надежность гидроцилиндров обеспечивается за счет качества рабочих поверхностей штока и трубы, а также за счет качества рабочих поверхностей применяемых самоподжимных уплотнений.

Маслопроводы: Рабочая жидкость в гидросистеме циркулирует по трубопроводам и резиновым рукавам высокого и низкого давления.

2.3.1 Расчет гидродвигателей

Исходные данные:

- номинальное давление РNOM - 16.0 МПа

- количество гидроцилиндров Kс - 4

- количество гидромоторов КМ - 0

Исходные данные для гидроцилиндров ковша:

- коэффициент мультипликации - 1.25

- к.п.д. механический - 0.95

- к.п.д. объемный - 0.99

- усилие на штоке гидроцилиндра:

- при выталкивании - 345541,7 H

- при втягивании - 0 H

- скорость штока гидроцилиндра - 0.047 м/с

Исходные данные для гидроцилиндров стрелы:

- коэффициент мультипликации - 1.25

- к.п.д. механический - 0.95

- к.п.д. объемный - 0.99

- усилие на штоке гидроцилиндра:

- при выталкивании - 421138,9 H

- при втягивании - 0 H

- скорость штока гидроцилиндра - 0.0247 м/с

Расчет гидроцилиндров проводится по следующим формулам:

Принимаем перепад давления на гидроцилиндре P равным:

МПа, (2.25)

где P_НОМ - номинальное давление в гидросистеме.

Определяем диаметры гидроцилиндров по формулам:

- при выталкивании

, м (2.26)

- при втягивании

, м (2.27)

где P - перепад давления на гидроцилиндре;

Si1 - усилие на штоке гидроцилиндра при выталкивании;

Si2 - усилие на штоке гидроцилиндра при втягивании;

м - механический КПД гидроцилиндра.

Тогда для гидроцилиндров ковша:

м

для гидроцилиндров стрелы:

м

Таким образом, из ГОСТ 12447-80 выбираем следующие гидроцилиндры:

Для стрелы: 1.16.0.У-200-90-1600

Для ковша: 1.16.0.У-180-80-1000

Определяем расход, необходимый для обеспечения заданной скорости движения поршня:

, см³/с (2.30)

где Vi - скорость штока гидроцилиндра;

Di - принятый диаметр гидроцилиндра;

₀ - KПД объемный.

n - количество гидроцилиндров

Для стрелы: м³/с

Для ковша: м³/с

2.3.2 Выбор насоса

Требуемая подача насоса определяется как сумма расходов всех гидроцилиндров и гидромоторов, работающих одновременно. В данном случае подача определяется гидроцилиндрами ковша.

Требуемая подача насоса равна 2415 см3/с.

Требуемый рабочий объём насоса определяем по формуле:

см³ (2.32)

где Q - требуемая подача насоса;

- частота вращения привода насоса.

Техническая характеристика выбранного насоса

- тип насоса - НШ 100А-3

- рабочий объём насоса:

- требуемый - 96,75 см3

- действительный - 98.800 см3

- к.п.д. насоса:

- полный - 0.850

- объемный - 0.96

- подача насоса:

- требуемая - 2415 см3

- действительная - 2466 см3

- частота вращения привода насоса:

- принятая 26 с-1

- минимальная - 16 с-1

- максимальная - 32 с-1

Действительную подачу насоса определяем по формуле:

см³/с (2.33)

где о - к.п.д. насоса объемный;

Vрд - рабочий объём насоса;

- частота вращения привода насоса.



Полная мощность, потребляемая насосом, определяется по формуле:

, Вт (2.34)

где РNOM - номинальное давление;

Qд - действительная подача насоса;

н - к.п.д. насоса полный;

р - к.п.д. редуктора (0,87......0,9).

Тип жидкости - ВМГ3

Кинематическая вязкость - 0.000010 м2/с

Плотность - 865 кг/м3

2.3.3 Выбор основных параметров системы рулевого управления

Определение основных параметров системы рулевого управления сводится к определению момента и угловой скорости поворота управляемых колес или складывания секций шарнирно сочлененных машин. Если не учитывать вопросов экономического порядка, то параметры системы рулевого управления в аварийном режиме могут быть выбраны из условия соответствия их параметрам системы рулевого управления в номинальном режиме. Однако при таком подходе установочная мощность системы рулевого управления в аварийном режиме будет в значительной степени завышена, что вызовет резкое ее удорожание. Поэтому расчет момента и угловой скорости поворота системы рулевого управления в аварийном режиме целесообразно проводить с учетом возможности снижения установочной мощности.

Расчет момента поворота

При определении момента поворота для систем рулевого управления, работающих в номинальном режиме, обычно берется случай поворота на месте на тяжелых разрыхленных грунтах [2].

Учитывая, что в аварийном режиме наиболее важно обеспечить управляемость машины при движении в общем транспортном потоке по дорогам с твердым покрытием, момент поворота в среднем может быть уменьшен в 3--4 раза [4]. Тогда расчет момента можно проводить по следующей приближенной формуле:

Для шарнирно сочлененных машин с несимметричным расположением сочленяющего шарнира (l/L = 0,25 - 0,5)

где G₁, G₂ -- нагрузки на мосты, Н;

l -- длина меньшей секции, м;

L -- колесная база машины, м;

-- угол складывания секций, рад.

Нагрузки на мосты определяем для положения погрузчика, когда его ковш полон и поднят на максимальную высоту.



Усилие в каждом гидроцилиндре поворота:

Определяем диаметры гидроцилиндров по формулам:

- при выталкивании

, м (2.26)

- при втягивании

, м (2.27)

Таким образом, из ГОСТ 12447-80 выбираем следующие гидроцилиндры: 1.16.0.У-160-70-250

Определяем расход, необходимый для обеспечения заданной скорости движения поршня:

, (2.30)

где Vi - скорость штока гидроцилиндра;

Di - принятый диаметр гидроцилиндра;

₀ - KПД объемный.

n - количество гидроцилиндров

м³/с

Расчет угловой скорости поворота управляемых колес или складываемых секций шарнирно сочлененных машин

При выборе угловой скорости поворота для систем рулевого управления, работающих в номинальном режиме, учитывается возможность достижения наивысшей производительности работы машины в технологическом цикле с условием того, чтобы максимальная скорость движения машины не ограничивалась рулевым управлением.

Практика эксплуатации строительных и дорожных машин показывает, что в аварийном режиме движения допустимо уменьшать максимальную угловую скорость поворота в 1,5--2 раза по сравнению с выбранной для нормального режима.

Поворот управляемых колес из одного крайнего положения в другое должен осуществляться за 2--6 оборотов рулевого колеса. Тогда для машин с управляемыми колесами максимальная угловая скорость поворота в аварийном режиме должна составлять 0,25--0,45 рад/с.

Для шарнирно сочлененных машин типа «одноосный тягач с полуприцепом»

где - угловая скорость складывания, рад/с;

L - база машины, м.

2.4 Тяговый расчет погрузчика

В процессе работы погрузчик постоянно находится в движении: при напорном движении на штабель материала в процессе черпания, при движении к месту разгрузки ковша, при возвращении погрузчика к месту материала, при транспортировке погрузчика.

В общем случае суммарное сопротивление движению машины, которое должно быть преодолено приводом и движителем, представляет собой сумму сопротивлений

(2.35)

где - рабочее сопротивление, обусловленное взаимодействием рабочего органа с обрабатываемой средой;

- сопротивление передвижению (перекатыванию) движителей;

- сопротивление повороту машины;

, - сопротивление уклону местности, инерции при разгоне воздушной среды.

Рабочее сопротивление Wр зависит от параметров рабочего органа, физико-механических свойств разрабатываемого материала, способа черпания и может быть определено:

кН (2.36)

где b-ширина ковша, см;

h-толщина стружки, см;

kp-удельное сопротивление резанию,Н/см.

Сопротивление передвижению (перекатыванию) движителей

 (2.37)

где f - коэффициент сопротивления передвижению движителей, среднее значение которого приведено в табл. 1;

- сила тяжести машины, Н.

Процесс черпания материала ковшом погрузчика чаще всего происходит на горизонтальной площадке, при прямолинейном движении машины на малых скоростях, поэтому сопротивления (W_пов, W_y, Wu, W_B), имеющие небольшую величину по сравнению с основными cоставляющими, не учитываются.

Тогда суммарное сопротивление передвижению погрузчика в процессе черпания материала ковшом погрузчика определяется

(2.38)

Преодоление сопротивлений , возникающих в процессе движения машины, осуществляется за счет окружного (тягового) усилия Тк движителей машины (приводных колес, гусениц), передаваемого от двигателя привода. Максимальное значение силы тяги лимитируется либо максимальным крутящим моментом, подводимым, от двигателя к движителям машины., либо сцеплением движителей с поверхностью движения. А потому условие движения машины запишется в виде

Т_сц > Т_к > (2.39)

206,5>193,7>139,89

где Т_к - тяговое (напорное) усилие машины, Н;

Т_сц -тяговое усилие по сцеплению, Н;

В зависимости от типа базовой машины коэффициент сцепления принимают:

для гусеничных промышленных тягачей 0,9

для колесных промышленных тягачей 0,6...0,8,

Таблица 2. коэффициент сопротивления перемещению и передвижению

Вид опорной поверхности	Пневмоколесный
	Шины высокого давления	Шины низкого давления
	f		f
Асфальт сухой	0,015...0,02	0,7...0,8	0,0	0,7...0,8
Грунтовая дорога: сухая укатанная	0,02... 0,06	0,6...О,7	0,025... 0,035	0,4...0,6
Грязная, влажная	0,013...0,25	0,1...0,3	0,15.. .0,20	0,15.. .0,25
Грунт: рыхлый свежеотсыпанный	0,20... 0,30	0,3...0,4	0,1...0,2	0,4...0,6
слежавшийся, уплотненный	0,10...0,20	0,4-0,6	0,10.. .0,15	0,5...0,7
Песок: влажный	0,10... 0,40	0,3-0,6	0,06.. .0,15	0,4…0,5

Мощность двигателя для рабочего режима равна:

(2.40)

где V_р - рабочая скорость погрузчика.

2.5 Определение производительности погрузчика

Фронтальные погрузчики используются в основном как чисто погрузочное оборудование (они составляют конкуренцию одноковшовому экскаватору, но подвижнее их).

Колесные и гусеничные погрузчики работают по разной схеме: колесный, как правило, с поворотом (рис 2.5), а гусеничный челночным способом с перемещением транспортного средства (рис 2.6), т.к. при повороте гусеничного погрузчика разрушается верхний слой опорной поверхности на площадке погрузки, вследствие чего снижается скорость движения машины, увеличиваются потери набранного в ковш грунта.

Рис 8. Траектория движения погрузчика при неподвижном автотранспорте (применяется при использовании колесных погрузчиков)

Рис 9. Траектория движения погрузчика при челночной загрузке (подвижном автотранспорте, применяется при использовании гусеничных погрузчиков)

Производительность погрузчика определяется по формуле

м³/ч. (2.41)

где V- геометрическая вместимость ковша, м³;

К_с - коэффициент заполнения ковша;

Т - время цикла погрузчика, мин;

К_в - коэффициент использования машины по времени.

Геометрическая вместимость ковша V определяется из технической характеристики машины. Следует отметить, что в ряде зарубежных стран по нормам SAE в технической характеристике под геометрической вместимостью имеется ввиду вместимость ковша "с шапкой", которая на 10-20% выше принятой в странах СНГ при тех же геометрических размерах ковша (рис. 10). Под термином номинальной вместимости ковша также имеется ввиду вместимость "с шапкой", при этом уклон материала находящегося в ковше принимается 1:2.

Время цикла Т погрузчика состоит из времени наполнения ковша, времени перемещения машины в загруженном состоянии, времени разгрузки, времени возврата в исходное положение. В общем случае можно принять, что оно состоит из постоянной и переменной части цикла:

(2.42)

где - постоянная часть времени цикла охватывает все время, затрачиваемое погрузчиком на работу в цикле, за исключением времени транспортирования материала и возврата погрузчика в исходное положение, .Это время набора и разгрузки ковша. Оно зависит в значительной степени от вида разрабатываемого материала и приведено в таблице

Таблица 3. Данные по среднему времени наполнения ковша погрузчика, мин

Вид материала	Песок и гравий	Щебень, галька	Мергель	Взорванная скала
Время наполнения и разгрузки ковша, мин.	0,08	0,12	0,15	0,20

Рис. 10. Виды наполнения ковша материалом с шапкой

Время транспортирования материала и возврата погрузчика в исходное положение определяем по формуле:

(2.43)

В общем случае постоянную часть времени цикла следует принимать равной 0,4-0,8 мин.

Средние скорости движения машин приведены ниже.

Таблица 4. Средняя скорость движения погрyзчикa, км/ч

Характеристика загрузки погрузчика	Гусеничные погрузчики	Колесные погрузчики
Движение груженой машины, км/ч	2-4	4-8
Движение порожней машины км/ч	4-6	10-15

При работе погрузчика в карьере по погрузке породы: расстояние транспортирования материала составляет 145 м, мощность двигателя 257 кВт с ковшом вместимостью V= 3,75м².

Определение производительности.

Коэффициент заполнения рабочего органа k_c= 0,75 - 0,1=0,65.

Значение k_c уменьшено на 0,1 с учетом стандартов SAE.

Время цикла

мин

мин

Длина пути движения L_зaг = 145 - 9,405 = 135,6м (с учетом длины машины).

Скорость движения загруженного погрузчика V_зaг = 0,6 М 8 = 4,8 км/ч.

Скорость движения порожнего погрузчика

V_погр = 0,5 М 15 = 7,5км/ч.

Производительность погрузчика

м³/ч.

3. Расчёт на прочность

3.1 Расчетные положения и внешние нагрузки

Расчет узлов и деталей погрузчика ведут при ковше в положении внедрения в штабель материала. Принимают, что днище ковша при этом установлено под углом 5° к рабочей площадке.

Основные расчетные положения (рис. 11):

1-е) Удар края ковша о труднопреодолимое препятствие: погрузчик движется по горизонтальной поверхности; гидроцилиндры рабочего оборудования заперты.

2-е) Внедрение края ковша в массу материала с вывешиванием погрузчика на направляющих или передних колесах на горизонтальной поверхности; гидроцилиндры поворота ковша развивают выглубляющее усилие на режущей кромке, обеспечивающее опрокидывание машины относительно точки А.

3-е) Заглубление края ковша с вывешиванием на задних колесах при движении вперед по горизонтальной поверхности; гидроцилиндры стрелы развивают усилие, необходимое для опрокидывания погрузчика относительно точки Б.



Рис. 11. Расчетные положения и внешние нагрузки

Боковую составляющую сил сопротивления при расчете не учитывают, для наиболее распространенных схем работ и конструкций погрузчиков ее величина и частота появления сравнительно невелики.

Внешние силы для каждого расчетного случая имеют различные значения:

I расчетное положение соответствует моменту удара о препятствие в начальном этапе внедрения ковша или при бульдозерных работах. Внешняя нагрузка воспринимается крайним зубом ковша. Принимают, что горизонтальное усилие Rх действует по оси зуба.

Величина горизонтального усилия определяется тяговым усилием трактора, массой машины и скоростью движения:

где r_xc - статическое напорное усилие погрузчика, равное номинальному тяговому усилию базового трактора или тягача (r_xc = Т_н);

R_yd - динамическое усилие;



где C - приведенная жесткость;

М - приведенная масса погрузчика с учетом вращающихся масс двигателя и трансмиссии.

Приведенная жесткость определяется жесткостью погрузочного оборудования и возможных препятствий

где C₁ - жесткость погрузочного оборудования;

С₂ - жесткость препятствий.

Величину жесткости для наиболее распространенного погрузочного оборудования можно ориентировочно определять по формуле

где Kc - коэффициент жесткости оборудования на 1 кг массы, равный 0,001.

Значения жесткости отдельных препятствий и удельного коэффициента жесткости по данным канд. техн. Haук А.А. Белоконева представлены в таблице.

Таблица 5. Значение жесткости препятствий

Препятствие	Жесткость препятствий, кН/см	Удельный коэффициент жесткости
		площади, кН/см2	по диаметру кН/см
Кирпичная кладка глубиной до 80 см (d=45 см; F=2700 см2)	105	0,040	2,33
Железобетонный столб, врытый на глубине 120 см (d=20 см, F=400 см2)	110	0,275	5,50
Сосновый столб, врытый на глубине 100 см (d=20 см)	65	0,207	3,25

Приведенную массу приближенно определяют по формуле

где k_T - коэффициент влияния маховых масс трансмиссии и ходовой части (kт=1,3);

Iдв - момент инерции вращающихся масс двигателя;

i - передаточное отношение трансмиссии на рабочей передаче.

Полученное значение горизонтального усилия R_x не должно превышать расчетное тяговое усилие погрузчика по сцепному весу.

Если:

>, то

66,61> 34,8 Н

где - наибольший коэффициент сцепления, развиваемый движителями,

Дпя гусеничных тягачей составляет 1,1, для пневмоколесных -0,8.

II расчетное положение. Вертикальная и горизонтальная силы приложены по оси крайнего зуба основного ковша, установленного в положение внедрения. Величину вертикальной силы определяют из условия устойчивости машины (для случая, когда стрела не опирается башмаками на грунт) по выглубляющему усилию, развиваемому гидроцилиндрами поворота ковша.

Горизонтальную силу принимают равной номинальному тяговому усилию погрузчика (.)

III расчетное положение. Вертикальная и горизонтальная силы действуют по оси крайнего зуба. В качестве вертикальной силы принимают усилие отпора, создаваемое при вывешивании трактора на звездочках или задних колесах и на зубьях ковша, который установлен в положение внедрения. Величина усилия

Горизонтальную силу определяют по сцепному весу с учетом разгрузки машины:

<34,8 кН

4. Требования безопасности к конструкции погрузчика

К работе допускаются лица, имеющие соответствующую квалификацию, прошедшие инструктаж, достигшие восемнадцатилетнего возраста.

Во избежание несчастных случаев необходимо:

а) перед началом работы провести техническое обслуживание;

б) при работе и техническом обслуживании разрешается пользоваться только исправным инструментом в соответствии с его назначением;

в) при ремонтных работах погрузчика должен находиться в нижнем положении с креплением на специальных опорах;

г) назначаются лица, ответственные за безопасную эксплуатацию и ремонт оборудования;

д) перед началом работы производится визуальный осмотр оборудования;

е) погрузчик держать в чистоте и исправном состоянии.

Категорически запрещается:

а) проводить ремонт оборудования при работающем гидравлическом приводе погрузчика;

б) проводить ремонт оборудования без использования специальных опор;

в) работать с поврежденным оборудованием;

г) недопустимо попадание металлических предметов в рабочее оборудование;

д) сливать отработанное масло на землю, для этих целей должно быть предусмотрено централизованная система сбора масел и в дальнейшем масло должно передаваться для регенерации;

е) работа машины с токсичностью отработавших газов выше допустимой.

К работе на погрузчике допускаются только лица, прошедшие подготовку, изучившие техническое описание и инструкцию эксплуатации и прошедшие инструктаж по технике безопасности. Проведенный инструктаж должен быть оформлен документально. Запрещаться привлекать к работе лиц, не подготовленных и не прошедших соответствующий инструктаж.

Перед началом работы необходимо осмотреть погрузчик, погрузочное оборудование, крепление сборочных единиц. Убедившись в их полной исправности, можно приступать к работе.

Перед пуском двигателя необходимо проверить, чтобы рычаги управления находились в выключенном положении. Перед опусканием ковша необходимо убедиться, что возле него нет людей. Нежелательна работа на площадках, имеющих уклон свыше 5⁰, а также в местах, захламленных железными обрезками, прутьями, досками, проволокой и т. д. Переезжать через бугры, канавы и другие препятствия рекомендуется под прямым углом, на малой скорости, с выпрямленным (соосным) положением полу-рам. При переездах по дорогам с низким коэффициентом сцепления (заснеженным, влажным), а также на уклонах, поворотах косогорах и в других сложных условиях нужно соблюдать особую осторожность, не допуская резких поворотов и торможений. Допустимая скорость - не более 5,55 м/с (20 км/ч).

Запрещается работа на погрузчике при неисправных рулевом управлении, тормозах, электрическом освещении и сигнализации. Работа погрузчиков непосредственно под проводами действующих воздушных линий электропередачи любого напряжения запрещается.

В данном разделе курсового проекта проведен поиск и анализ возможных вредных воздействий на организм человека разработанных сборочных единиц и узлов. Так как на погрузчике используются пневмогидроаккумуляторы, то они должны устанавливаться в закрытых и защищенных местах, дабы избежать поражения осколками людей и уязвимых частей и агрегатов в случае взрыва пневмогидроаккумулятора.

5. Стандартизации и метрологии

Стандартизация - установление и применение правил с целью упорядочения деятельности в определенной области на пользу и при участии всех заинтересованных сторон, в частности при соблюдении условий эксплуатации и требований безопасности.

При выполнении отчета использованы следующие госты:

ГОСТ 2.105-95 ЕСКД. Общие требования к текстовой документации;

ГОСТ 2.104-68 ст СЭВ 104-74;

ст СЭВ 3657-76 ЕСКД. Основные надписи;

ГОСТ 2.105-95 ЕСКД. Текстовые документации;

ГОСТ 2.106-68 ст СЭВ 2516-80 ЕСКД. Спецификации;

ГОСТ 2.109-73 ст СЭВ 858-78;

ст СЭВ 1182-78 ЕСКД. Основные требования к чертежам;

ГОСТ 2.103-68 ст СЭВ 1181-78 ЕСКД. Форматы;

ГОСТ 2.302-68 ст СЭВ 1187-78 ЕСКД. Масштабы;

ст СЭВ 1178-78 ЕСКД. Линии;

ГОСТ 2.305-68 ЕСКД. Изображения, виды, сечения и разрезы;

ГОСТ 2.307-68 ЕСКД. Нанесение размеров и предельных отклонений;

ГОСТ 2.308-79 ЕСКД. Указание на чертежах допусков, формы и расположения поверхностей;

ГОСТ 2.309-68 ст СЭВ 1632-79 ЕСКД. Обозначение шероховатости поверхности;

ГОСТ 2.311-68 ст СЭВ 284-76 ЕСКД. Изображение резьбы;

ГОСТ 2.136-68 ст СЭВ 856-78 ЕСКД. Правила нанесения на чертежах надписей, технических требований и таблиц;

ГОСТ 2789-73 ст СЭВ 638-77. шероховатость поверхностей. Параметры и характеристики;

ГОСТ 25346-88 ст СЭВ 145-75. единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений;

ГОСТ 77696-70. Болты с шестигранной головкой;

ГОСТ 6401-70. Шайбы;

ГОСТ 8752-79. Манжеты.

ГОСТ2.704-96 "Правила выполнения гидравлических схем";

ГОСТ2.780-96 "Обозначения условные графические, элементы гидравлических и пневматических сетей";

ГОСТ2.781-96 "Аппаратура распределительная и регулирующая гидравлическая";

ГОСТ2.782-96 "Обозначения условные графические. Насосы и двигатели гидравлические";

ГОСТ2.784-96 "Обозначения условные графические. Элементы трубопроводов"

Список использованных источников

1. Базанов А.Ф., Забегалов Г.В. Самоходные погрузчики.-2-е изд. перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1979.- 546 с.

2. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин : Справочник - М.: Машиностроение, 1983.- 301 с.

3. Щемелёв А.М. Проектирование гидропривода машин для земляных работ: Учеб. пособие.- Могилёв: ММИ, 1995.- 322 с.

4. В.С. Поляков, И.Д. Барбаш, О.А. Ряховский Справочник по муфтам (под ред. В.С. Полякова. 2-е изд. перераб. и доп.- Л.: Машиностроение, ленингр. отделение, 1979.- 301 с.

5. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: 2-е изд. перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1988.- 512 с.

6. Землеройно-транспортные машины. Холодов А.М., Назаров Л.В.- Харьков: Вища школа. Изд-во при Харьк. ун-те, 1982.-192 с.

7. Теория, конструкция и расчёт строительных и дорожных машин: Учебник для техникумов по специальностям "Строительные машины и оборудование"/ Л.А. Гоберман, К.В. Степанян, А.А. Яркин, В.С. Заленский; Под ред. Л.А. Гобармана.- М.: Машиностроение, 1979.- 407 с.

Размещено на Allbest.ru

...