Расчет грузоподъемного устройства для полуприцепа-контейнеровоза

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет грузоподъемного устройства для полуприцепа-контейнеровоза

1. Анализ базовой модели полуприцепа-контейнеровоза

Базовая модель полуприцепа 9454М - 000010 предназначена для транспортирования крупнотоннажных контейнеров по ГОСТ 18477-77 по дорогам I-IV категорий. Полуприцеп рассчитан на эксплуатацию при температуре окружающего воздуха от минус 40єС до плюс 45єС и относительной влажности воздуха до 80%. Техническая характеристика полуприцепа приведена в таблице 1.

Таблица 1 - Техническая характеристика полуприцепа 9454М - 000010

Масса перевозимого груза, кг	25000
Масса снаряженного полуприцепа, не более, кг	3400
Полная масса полуприцепа, не более, кг	28400
Распределение полной массы: - на тележку полуприцепа, кг - на сцепное устройство, кг	17750 10650
Погрузочная высота, мм	1295
Габарит поднимаемого груза, мм - длина - ширина - высота	6059 2438 2591
Количество осей / колес	2/8
Основной тягач (высота седельно-сцепного устройства, мм)	КАМАЗ-54115 (1280)
Колея колес, мм	1820
Марка оси	HZFSLU 12010
Марка шин	11,00 R20
Габаритные размеры, не более, мм - длина - ширина - высота	13400 2500 3910

Компоновка полуприцепа с установленными грузоподъемными устройствами представлена на рисунке 1.



Рисунок 1 - Общий вид полуприцепа-контейнеровоза модели 9454М - 000010

Полуприцеп состоит из следующих составных частей: рамы; бокового ограждения; осей, подвески, колес, шин и брызговиков; опорного устройства. В комплект поставки входят также противооткатные упоры и запасное колесо.

Рама полуприцепа сварной конструкции, состоит из двух лонжеронов и связывающих их поперечин. Лонжероны рамы полуприцепа выполнены в виде сварных балок двутаврового сечения переменной высоты, переходящих в своей передней части в гусь. Поперечины, связывающие лонжероны, сварные, коробчатого сечения выполнены из гнутого профиля и установлены внутри рамы. На двух поперечинах, проходящих через лонжероны и выступающих за их пределы, установлены четыре поворотных замка (рисунок 2), предназначенные для фиксации перевозимого контейнера.



Рисунок 2 - Крепление контейнера на шасси полуприцепа

В нижней части гуся полуприцепа приварен надседельный лист с установленным гнездом шкворня, к которому, с помощью болтов, крепится сцепной шкворень (рисунок 3). Место установки гнезда шкворня усилено с помощью гнутых профилей - П-образного сечения и угольников. На поперечине, ограничивающей спереди раму полуприцепа, установлен кронштейн, предназначенный для монтажа соединительных элементов тормозного управления, антиблокировочной системы и электрооборудования.

Рисунок 3 - Конструкция седельно-сцепного устройства

В задней части рамы полуприцепа, к нижней полке лонжеронов приварены площадки, предназначенные для монтажа пневмобаллонов подвески, усиленные ребрами жесткости. Кроме этого, в задней части рамы полуприцепа имеются места для установки двух противооткатных упоров и кронштейны для монтажа заднего защитного устройства и специального профиля с установленными на нем приборами освещения и световой сигнализации.

На лонжеронах рамы установлены пластины, предназначенные для монтажа опорного устройства и кронштейны для монтажа боковой защиты и брызговиков. Кроме этого, на раме имеются места для установки ресиверов и приборов пневмопривода тормозного управления и держателя запасного колеса.

В качестве боковых защитных устройств использованы профили производства фирмы «SUER», закрепляемые на раме полуприцепа-контейнеровоза при этом с правой стороны (по ходу движения) функцию бокового защитного устройства частично выполняет запасное колесо. Заднее защитное устройство представляет собой сварной профиль коробчатого сечения, закрепляемый на кронштейнах задней части рамы полуприцепа-контейнеровоза. Брызговики пластиковые, монтируются на кронштейнах в задней части рамы с помощью хомутов.

В качестве элементов ходовой части полуприцепа использованы одноосные двухскатные агрегаты производства фирмы BPW, снабженные пневмоподвеской.

Подвеска полуприцепа состоит из четырех четверть-эллиптических двухлистовых рессор, установленных на осях с помощью накладок и стремянок и четырех пневмобаллонов. Ушки передних частей рессор (по направлению движения полуприцепа) закреплены в кронштейнах подвески с помощью рессорных пальцев, установленных в резинометаллических втулках, шайб и гаек. Между щеками кронштейнов и ушками рессор установлены защитные шайбы, предохраняющие щеки кронштейнов от истирания.

Для гашения колебаний полуприцепа при движении подвеска снабжена четырьмя амортизаторами. Амортизаторы крепятся к накладкам рессор и кронштейнам подвески с помощью пальцев, шайб и гаек.

Питание пневмобаллонов подвески осуществляется от пневматического привода рабочей и стояночной тормозных систем полуприцепа.

В полуприцепе использовано опорное устройство фирмы HAACON модели 2000 S/LF. Опорное устройство предназначено для его удержания в горизонтальном положении без тягача, а также для осуществления сцепки и расцепки полуприцепа с тягачом.

Опорное устройство состоит из двух опор, выполненных в виде винтовых домкратов и соединенных между собой промежуточным валом. Правая опора (по ходу движения) снабжена двухскоростным редуктором, который, при необходимости обеспечивает ускоренный подъем и опускания плит опорного устройства.

Полуприцеп оборудован рабочей и стояночной тормозными системами. Рабочая система выполнена по двухпроводной схеме, привод тормозных механизмов пневматический. Привод стояночной тормозной системы также пневматический.

В целом, существующая конструкция полуприцепа-контейнеровоза, отличается высокой надежностью и безопасностью при движении транспортного средства. Наиболее трудоемкой и опасной работой при эксплуатации полуприцепа является погрузка / разгрузка груза с использованием автономных или мобильных грузоподъемных устройств (строповка, координация фитингов контейнера относительно замковых устройств полуприцепа).

С целью повышения безопасности и снижения трудоемкости погрузочно-разгрузочных работ предлагается оснастить полуприцеп-контейнеровоз грузоподъемным устройством, рассчитанным на подъем контейнера типоразмером 1СС максимальной массой до 25 т.

Последовательность проведения расчета и проектирования грузоподъемного устройства:

разработка структурной схемы и определение геометрических размеров звеньев устройства;

построение плана положений звеньев грузоподъемного устройства;

определение кинематических характеристик устройства;

расчет и выбор гидроцилиндров устройства;

выбор гидроаппаратуры, расчет потерь давления;

конструирование узлов грузоподъемного устройства.

2. Определение кинематических характеристик

Задачей расчета является определение скоростей звеньев механизма грузоподъемного устройства.

Структурная схема грузоподъемного устройства (рисунок 4) включает в себя: неподвижное основание модуля (точки О₄ и О₅); поворотную стрелу (звено 3) и грузовую стрелу (звено 6), а также корпусы и поршни гидроцилиндров (звенья 1, 2, 4 и 5).

Рисунок 4 - Структурная схема механизма подъемника

Конструктивно в точке G находится место установки траверсы для крепления строп. В процессе работы точка G звена 3 совершает движение по кривой, близкой к дуге окружности (точки G₁ … G₆), расположенной так, чтобы траектория движения основания поднимаемого контейнера пересекалась с выступающими элементами рамы полуприцепа. Точка G₁ соответствует исходному положению контейнера на момент начала погрузки; точка G₆ располагается симметрично рамы полуприцепа и соответствует касанию фитингов контейнера опорных цапф контейнеровоза. Точки G₂ … G₅ - промежуточные точки.

Механизм приводится в движение при помощи двух плунжерных гидроцилиндров: гидроцилиндра поворотной стрелы (звенья 1 и 2) с площадью плунжера F_А; и гидроцилиндра грузовой стрелы (звенья 1 и 2) с площадью плунжера F_В.

Выбранная структура подъемника является системой с двумя ведущими звеньями. Однако, учитывая то, что оба гидроцилиндра работают синхронно от общей силовой гидростанции с расходом рабочей жидкости Q_РАБ, можно связать между собой скорости перемещения плунжеров (точки А и В на рисунке 4) соотношением

Q_РАБ = const = V_A · F_A = V_B · F_B.

Из этого выражения выразим скорость V_B через скорость V_А:

Синтез механизма подъемника заключается в подборе соотношений размеров звеньев 3 (поворотная стрела) и 6 (грузовая стрела), а также соотношений площадей плунжеров гидроцилиндров F_А и F_В удовлетворяющих заданной траектории точки G. Аналитическое решение задачи затруднено, так как множественность исходных данных дает множественность конечных результатов, поэтому проще решить задачу методом последовательных приближений, попеременно варьируя один из геометрических параметров, оставляя неизменными другие.

В результате такого приближения получены следующие размеры звеньев механизма (рисунок 5): б = 95є; в = г = 158є; д = 2є; О₄О₅ = 800 мм; О₅D = DE = 795 мм; О₅F = 312 мм; EH = 778 мм; HG = 1762 мм. При заданном наборе геометрических размеров звеньев для реализации нужной траектории необходимо отношение площадей плунжеров F_А/F_В = 0,1863.

Рисунок 5 - Размеры звеньев механизма подъемника

Построение планов положений (рисунок 6) начинаем с вычерчивания исходного положения, затем вычерчиваются промежуточные и конечное положение. При построении принимается во внимание отношение F_А/F_В = 0,1863 т.е. при перемещении плунжера А на некоторую величину «х» плунжер B переместится на величину «0,1863·х». Построения производим методом засечек. Штрихпунктирные линии на рисунке 6 показывают траектории движения точек звеньев механизма.



Рисунок 6 - План положений звеньев грузоподъемного устройства

3. Определение скоростей поворотной стрелы

Для определения линейных скоростей точек и угловых скоростей звеньев нужно задаться скоростями перемещения ведущих звеньев (плунжеров А и Б). Так как при работе механизма оба цилиндра работают синхронно, то скорость плунжера А определим из соотношения:

м/с

где О₄D₁ = 1,217 м - длина гидроцилиндра в начальном положении;

О₄D₆ = 0,25 м - длина гидроцилиндра в конечном положении;

Т = 120 с - время работы механизма, требуемое для погрузки контейнера.

Для определения скоростей точек ведомых звеньев воспользуемся графоаналитическим методом, который заключается в решении систем векторных уравнений с помощью планов скоростей (рисунок 7).

Проводим последовательный расчет кинематических характеристик для положений звеньев грузоподъемного устройства с 1 по 6 согласно плану положений (рисунок 6).

Векторы скоростей точек звеньев на плане должны строиться в определенном масштабе. Для построения плана скоростей выбираем масштабный коэффициент м_V. Коэффициент выбирается таким образом, чтобы элементы векторной диаграммы плана скоростей было удобно измерять. Определим масштабный коэффициент, приняв длину вектора V_A на плане скоростей равным 50 мм (отрезок р₁а):

Масштабный коэффициент м_V = 0,0001612 позволяет преобразовать скалярное значение скорости в длину направленного вектора из соотношения: вектор длиной 1 мм соответствует скорости равной 0,0001612 м/с.

Рассмотрим построение плана скоростей для первого положения механизма подъемника. В начале построения в произвольном месте проводим вектор V_AD длиной 50 мм параллельно оси гидроцилиндра поворотной стрелы (звено 2) в направлении от точки D к точке А. В результате получаем точку «а» и точку «d» на плане скоростей. Положение точки р₁, соответствующей опоре, найдем, решив векторное уравнение

Тогда длина вектора V_A на плане скоростей (отрезок р₁а) равен:



Графическое решение уравнение состоит в следующем. Через точку «а» проводим прямую, перпендикулярную оси гидроцилиндра поворотной стрелы (звено 2), а из точки «d» - прямую перпендикулярную отрезку О₅D поворотной стрелы (звено 3). Точка пересечения прямых дает точку р₁ (полюс плана скоростей), соответствующую неподвижному звену, и являющуюся началом векторов V_А и V_D.

Таким образом, стали известны направления векторов скоростей V_А и V_D, а также их длина на плане скоростей. Абсолютные значения скоростей относительно неподвижного звена можно определить умножением длин соответствующих отрезков на масштабный коэффициент:

V_A = р₁а · м_V = 58,6243 · 0,0001612 = 0,00945 м/с

V_D = р₁d · м_V = 77,0507 · 0,0001612 = 0,01242 м/с

где р₁а = 58,6243 мм - длина вектора на плане скоростей;

р₁d = 77,0507 мм - длина вектора на плане скоростей;

м_V = 0,0001612 - масштабный коэффициент.

По известной линейной скорости точки А, принадлежащей поворотной стреле (звено 3), можно найти угловую скорость звена

Скорости точек Е и F, принадлежащих звену 3, найдем из соотношений



Определим длины векторов V_E и V_F на плане скоростей

Вектор V_E длиной 151,2 мм откладываем от точки р₁ перпендикулярно отрезку О₅Е на схеме механизма, а вектор V_F длиной 30,2 мм - перпендикулярно отрезку О₅F.

Таким образом, определены все необходимые кинематические характеристики поворотной стрелы (звено 3). План скоростей звена 3 приведен на рисунке 7.

Рисунок 7 - План скоростей поворотной стрелы (звено 3)

4. Определение скоростей грузовой стрелы

Рассмотрим перманентное движение грузовой стрелы (звено 6) относительно поворотной стрелы (звено 3). План скоростей грузовой стрелы приведен на рисунке 8.

Скорость плунжера В определим из соотношения

F_А/F_В = V_А/V_В = 0,1863

Тогда

м/с

Длину вектора определим из соотношения

где V_B = 0,0015 м/с - абсолютное значение скорости;

м_V = 0,0001612 - масштабный коэффициент.

Для построения плана скоростей грузовой стрелы (звено 6) воспользуемся векторным уравнением

В этом уравнении определен вектор (скорость плунжера второго гидроцилиндра).

В начале построения через точку «е» плана скоростей звена 3 проводим линию вектора параллельно участку ЕН грузовой стрелы (звено 6). Через точку «f» проводим линию вектора перпендикулярно участку FB. Далее строим вектор длиной 9,315 мм, пересекающий векторы и в точках «b» и «h», направленный параллельно оси гидроцилиндра (звено 2) грузовой стрелы в направлении от точки В к точке Н.

Рисунок 8 - План скоростей грузовой стрелы (звено 6)

Длины векторов и найдем измерением, а абсолютные значения скоростей относительно неподвижного звена - умножением найденных длин на масштабный коэффициент:

V_ЕН = eh · м_V = 84,9025 · 0,0001612 = 0,0138 м/с

V_FB = fb · м_V = 131,4148 · 0,0001612 = 0,0213 м/с

где eh = 84,9025 мм - длина вектора на плане скоростей;

fb = 131,4148 мм - длина вектора на плане скоростей;

м_V = 0,0001612 - масштабный коэффициент.

По известной линейной скорости V_ЕН, определим угловую скорость грузовой стрелы (звено 6) относительно шарнира Е

с^-1

где ЕН = 778 мм = 0,778 м - расстояние между центрами оси шарнира Е и осью шарнира крепления гидроцилиндра к грузовой стреле.

На плане скоростей (рисунок 8) строим вектор .

Абсолютное значение скорости вращательного движения точки G относительно шарнира Е, найдем из соотношения

V_EG = щ₆ · EG = 0,0177 · 2,5 = 0,0442 м/с

где ЕG = 2500 мм = 2,5 м - расстояние между центром оси шарнира Е и точкой G (место крепления траверсы).

Начало вектора находится в точке «е», направление - перпендикулярно отрезку EG на плане положений, а длину этого вектора определим из соотношения

где м_V = 0,0001612 - масштабный коэффициент.

На плане скоростей грузовой стрелы (звено 6) строим вектор , соединяя точку «р₁» с концом вектора (точка g).

Длину вектора найдем измерением отрезка eg, а абсолютные значения скорости относительно неподвижного звена - умножением найденной длины на масштабный коэффициент:

V_G = eg · м_V = 287,9123 · 0,0001612 = 0,0466 м/с

где eg = 287,9123 мм - длина вектора на плане скоростей;

м_V = 0,0001612 - масштабный коэффициент.

Таким образом, определены все необходимые кинематические характеристики грузовой стрелы (звено 6). План скоростей звена 6 приведен на рисунке 8.

Для положений 2…6 грузоподъемного устройства скоростные характеристики звеньев определяются аналогично.

Полученные угловые и линейные скорости для каждого положения звеньев грузоподъемного устройства сводим в таблицу 2.

Зная время t выполнение цикла работы устройства и значения статических силовых нагрузок в разные моменты цикла, строим график изменения линейных скоростей во времени (рисунок 9).

Таблица 2 - Кинематические характеристики звеньев подъемника

Наименование	Обозначение	Положение звеньев механизма
		1	2	3	4	5	6
Скорость плунжера гидроцилиндра поворотной стрелы относительно корпуса, м/с	VAD	0,0081	0,0081	0,0081	0,0081	0,0081	0,0081
Линейная скорость точки А при повороте гидроцилиндра поворотной стрелы относительно точки О4, м/с	VA	0,0095	0,0067	0,0048	0,0033	0,0021	0,0011
Линейная скорость точки D при повороте поворотной стрелы относительно точки О5, м/с	VD	0,0124	0,0105	0,0094	0,0088	0,0084	0,0082
Угловая скорость поворотной стрелы (звено 3), с-1	щ3	0,0156	0,0132	0,0118	0,0110	0,0105	0,0103
Линейная скорость точки Е при повороте поворотной стрелы относительно точки О5, м/с	VЕ	0,0244	0,0206	0,0185	0,0172	0,0164	0,0160
Линейная скорость точки F при повороте поворотной стрелы относительно точки О5, м/с	VF	0,0049	0,0041	0,0037	0,0034	0,0033	0,0032
Скорость плунжера гидроцилиндра грузовой стрелы относительно корпуса, м/с	VВН	0,0015	0,0015	0,0015	0,0015	0,0015	0,0015
Линейная скорость точки В при повороте гидроцилиндра грузовой стрелы относительно точки F поворотной стрелы, м/с	VFB	0,0213	0,0184	0,0170	0,0164	0,0161	0,0161
Линейная скорость точки Н при повороте грузовой стрелы относительно точки Е поворотной стрелы, м/с	VЕН	0,0138	0,0118	0,0107	0,0101	0,0097	0,0095
Угловая скорость грузовой стрелы (звено 6), с-1	щ6	0,0177	0,0152	0,0138	0,0129	0,0125	0,0122
Линейная скорость точки G при повороте грузовой стрелы относительно точки Е поворотной стрелы, м/с	VЕG	0,0442	0,0379	0,0345	0,0324	0,0311	0,0305
Суммарная скорость точки G относительно земли, м/с	VG	0,0466	0,0408	0,0378	0,0362	0,0355	0,0354

Рисунок 9 - Графики изменения скоростей звеньев подъемника

По результатам анализа полученных графиков можно сделать выводы, что наибольшие линейные скорости всех звеньев механизма имеют место при первом положении грузоподъемного устройства - в момент начала подъема груза с поверхности земли. Далее скорости равномерно убывают, достигая минимума во временном интервале между четвертым и пятом положениями (положение 5 - наивысшая точка траектории центра траверсы). После этого, линейные скорости начинают незначительно возрастать.

В результате кинематического расчета установлены размеры и скорости (линейные и угловые) звеньев механизма. Полученные данные служат используются для определения скоростных параметров гидропривода грузоподъемного устройства.

5. Расчет рабочих параметров гидропривода и гидроцилиндров

Составляем расчётную схему гидроцилиндра подъема поворотной стрелы (рисунок 10).

Рисунок 10 - Расчётная схема гидроцилиндра подъема поворотной стрелы

В рассматриваемом гидроцилиндре шток шарнирно закреплен к неподвижной раме, цапфа корпуса шарнирно соединена с поворотной стрелой. Выбору подлежат следующие геометрические параметры: диаметр поршня D_П, диаметр штока d_Ш и ход корпуса S.

Ход цилиндра определим по плану положений

Н = L_MAX - L_MIN = 1220 - 250 = 970 мм,

где L_MAX = 1220 мм - максимальная длина гидроцилиндра;

L_MIN = 250 мм - минимальная длина гидроцилиндра.

Записываем выражения для расчета площадей поперечного сечения:

- штоковой полости

- поршневой полости

где n - число параллельно работающих гидроцилиндров.

Для расчёта геометрических размеров гидроцилиндра составляем уравнение баланса сил, действующих на корпус вдоль оси гидроцилиндра.

P₁ - P₂ = P_У + R_D,

где P₁ - сила от рабочего давления в штоковой полости;

P₂ - сила противодавления в поршневой полости;

P_У - сила трения в сопряжениях поршня и корпуса;

R_D = 58,9 тС = 577200 Н - технологическое усилие.

Выразим силы P₁ и P₂ через площади поперечного сечения полостей гидроцилиндра, рабочее давление и давление гидравлического сопротивления в сливной линии

P₁ = р₁ · F₁

P₂ = р₀ · F₂

где р₁ - рабочее давление;

F₁ - площадь поперечного сечения штоковой полости;

р₀ - давление в сливной линии;

F₂ - площадь поперечного сечения поршневой полости.

Введем производные геометрический параметр гидроцилиндра - отношение диаметра штока к диаметру поршня

Тогда площадь поперечного сечения штоковой полости

Силу трения в уплотнениях Р_У в первом приближении принимаем равным 25% от технологического усилия R_D:

Р_У = 0,25 · R_D

Запишем уравнение баланса сил, действующих на корпус с учетом принятых соотношений

Из последнего выражения выражаем диаметр поршня

мм

где R_D = 577200 Н - технологическое усилие;

n = 2 - число параллельно работающих гидроцилиндров;

р₁ = 25 МПа - рабочее давление [2, с. 8];

k = 0,5 - отношение диаметра штока к диаметру поршня;

р₀ = 0,196 МПа - давление гидравлического сопротивления в сливной линии [2, с. 8].

Определяем диаметр штока

d_ШТ = D_П · k = 157,3 · 0,5 = 78,7 мм

В соответствии с расчетными размерами гидроцилиндра подъема поворотной стрелы по каталогу фирмы «АПРЕЛЬ» выбираем цилиндр с обозначением HCС.60.25.860 - 01 с характеристиками:

- диаметр поршня D_П = 160 мм;

- диаметр штока d_Ш = 80 мм;

- ход S = 1000 мм.

Для выбранного цилиндра рассчитываем площади поперечного сечения:

- штоковой полости

15080 мм² = 0,015 м²

- поршневой полости

20106 мм² = 0,02 м²

Рассчитываем расходов рабочей жидкости при циклах работы устройства:

- при подъеме груза

м³/с = 4,88 л/мин

- при опускании груза

м³/с = 6,51 л/мин

где Н = 970 мм = 0,97 м - ход цилиндра;

t = 3 мин = 180 с - время цикла;

F₁ = 0,015 м² - площадь поперечного сечения штоковой полости;

F₂ = 0,02 м² - площадь поперечного сечения поршневой полости.

За расчетный расход Q_ПВ рабочей жидкости для одного гидроцилиндра поворотной стрелы принимаем наибольший из Q₁ и Q₂, то есть

Q_ПВ = Q₂ = 1,37·10^-4 м³/с = 6,51 л/мин

Составляем расчётную схему гидроцилиндра подъема грузовой стрелы (рисунок 11).

Рисунок 11 - Расчётная схема гидроцилиндра подъема грузовой стрелы

В рассматриваемом гидроцилиндре проушина корпуса шарнирно закреплена к поворотной стреле (корпус считаем условно неподвижным), а шток шарнирно соединен с грузовой стрелой. Выбору подлежат следующие геометрические параметры: диаметр поршня D_П, диаметр штока d_Ш и ход корпуса S.

Ход цилиндра определим по плану положений

Н = L_MAX - L_MIN = 1560-1370 = 190 мм,

где L_MAX = 1560 мм - максимальная длина гидроцилиндра;

L_MIN = 21370 мм - минимальная длина гидроцилиндра.

Записываем выражения для расчета площадей поперечного сечения:

- поршневой полости

- штоковой полости

где n - число параллельно работающих гидроцилиндров.

Для расчёта геометрических размеров гидроцилиндра составляем уравнение баланса сил, действующих на корпус вдоль оси гидроцилиндра.

P₁ - P₂ = P_У + R_Н,

где P₁ - сила от рабочего давления в штоковой полости;

P₂ - сила противодавления в поршневой полости;

P_У - сила трения в сопряжениях поршня и корпуса;

R_Н = 41,2 тС = 403800 Н - технологическое усилие.

Выразим силы P₁ и P₂ через площади поперечного сечения полостей гидроцилиндра, рабочее давление и давление гидравлического сопротивления в сливной линии

P₁ = р₁ · F₁

P₂ = р₀ · F₂

где р₁ - рабочее давление;

F₁ - площадь поперечного сечения поршневой полости;

р₀ - давление в сливной линии;

F₂ - площадь поперечного сечения штоковой полости.

Введем производные геометрический параметр гидроцилиндра - отношение диаметра штока к диаметру поршня

Тогда площадь поперечного сечения штоковой полости

Силу трения в уплотнениях Р_У в первом приближении принимаем равным 25% от технологического усилия R_Н:

Р_У = 0,25 · R_Н

Запишем уравнение баланса сил, действующих на корпус с учетом принятых соотношений

Из последнего выражения выражаем диаметр поршня

мм

где R_Н = 403800 Н - технологическое усилие;

n = 1 - число параллельно работающих гидроцилиндров;

р₁ = 25 МПа - рабочее давление [2, с. 8];

k = 0,5 - отношение диаметра штока к диаметру поршня (по каталогу фирмы «АПРЕЛЬ»);

р₀ = 0,196 МПа - давление гидравлического сопротивления в сливной линии [2, с. 8].

Определяем диаметр штока

d_ШТ = D_П · k = 160,8 · 0,5 = 80,4 мм

В соответствии с расчетными размерами гидроцилиндра подъема грузовой стрелы по каталогу фирмы «АПРЕЛЬ» выбираем цилиндр с обозначением HCС.60.25.860 - 01 с характеристиками:

- диаметр поршня D_П = 160 мм;

- диаметр штока d_Ш = 80 мм;

- ход S = 1000 мм.

Для выбранного цилиндра рассчитываем площади поперечного сечения:

- поршневой полости

20106 мм² = 0,02 м²

- штоковой полости

15080 мм² = 0,015 м²

Рассчитываем расходов рабочей жидкости при циклах работы устройства:

- при подъеме груза

м³/с = 1,28 л/мин

- при опускании груза

м³/с = 0,96 л/мин

где Н = 190 мм = 0,19 м - ход цилиндра;

t = 3 мин = 180 с - время цикла;

F₁ = 0,02 м² - площадь поперечного сечения поршневой полости;

F₂ = 0,015 м² - площадь поперечного сечения штоковой полости.

За расчетный расход Q_ГР рабочей жидкости для одного гидроцилиндра грузовой стрелы принимаем наибольший из Q₁ и Q₂, то есть

Q_ГР = Q₁ = 2,12·10^-5 м³/с = 1,28 л/мин

Составляем расчётную схему гидроцилиндра (рисунок 12).

Рисунок 12 - Расчётная схема гидроцилиндра подъема опоры

В рассматриваемом гидроцилиндре проушина корпуса шарнирно закреплена к раме, а шток шарнирно соединен с осью рычага. Выбору подлежат следующие геометрические параметры: диаметр поршня D_П, диаметр штока d_Ш и ход корпуса S.

Ход цилиндра определим по плану положений

Н = L_MAX - L_MIN = 1010 - 630 = 380 мм,

где L_MAX = 1010 мм - максимальная длина гидроцилиндра;

L_MIN = 630 мм - минимальная длина гидроцилиндра.

Записываем выражения для расчета площадей поперечного сечения:

- поршневой полости

- штоковой полости

где n - число параллельно работающих гидроцилиндров.

Для расчёта геометрических размеров гидроцилиндра составляем уравнение баланса сил, действующих на корпус вдоль оси гидроцилиндра.

P₁ - P₂ = P_У + R_А,

где P₁ - сила от рабочего давления в штоковой полости;

P₂ - сила противодавления в поршневой полости;

P_У - сила трения в сопряжениях поршня и корпуса;

R_А = 1,33 тС = 13000 Н - технологическое усилие.

Выразим силы P₁ и P₂ через площади поперечного сечения полостей гидроцилиндра, рабочее давление и давление гидравлического сопротивления в сливной линии

P₁ = р₁ · F₁

P₂ = р₀ · F₂

где р₁ - рабочее давление;

F₁ - площадь поперечного сечения поршневой полости;

р₀ - давление в сливной линии;

F₂ - площадь поперечного сечения штоковой полости.

Введем производные геометрический параметр гидроцилиндра - отношение диаметра штока к диаметру поршня

Тогда площадь поперечного сечения штоковой полости

Силу трения в уплотнениях Р_У в первом приближении принимаем равным 25% от технологического усилия R_А:

Р_У = 0,25 · R_А

Запишем уравнение баланса сил, действующих на корпус с учетом принятых соотношений



Из последнего выражения выражаем диаметр поршня

мм

где R_А = 13000 Н - технологическое усилие;

n = 1 - число параллельно работающих гидроцилиндров;

р₁ = 25 МПа - рабочее давление [2, с. 8];

k = 0,5 - отношение диаметра штока к диаметру поршня (по каталогу фирмы «АПРЕЛЬ»);

р₀ = 0,196 МПа - давление гидравлического сопротивления в сливной линии [2, с. 8].

Определяем диаметр штока

d_ШТ = D_П · k = 20,4 · 0,5 = 10,2 мм

Так как для давлений 25 МПа размерный ряд гидроцилиндров по каталогу начинается с диаметра поршня D_П = 60 мм, то выбираем цилиндр с обозначением HCС.60.25.860 - 01 с характеристиками:

- диаметр поршня D_П = 60 мм;

- диаметр штока d_Ш = 30 мм;

- ход S = 500 мм.

Для выбранного цилиндра рассчитываем площади поперечного сечения:

- поршневой полости

2827 мм² = 0,003 м²

- штоковой полости

2121 мм² = 0,002 м²

Рассчитываем расходов рабочей жидкости при циклах работы устройства:

- при подъеме груза

м³/с = 1,08 л/мин

- при опускании груза

м³/с = 0,81 л/мин

где Н = 380 мм = 0,38 м - ход цилиндра;

t = 1 мин = 60 с - время опускания опоры;

F₁ = 0,003 м² - площадь поперечного сечения поршневой полости;

F₂ = 0,002 м² - площадь поперечного сечения штоковой полости.

За расчетный расход Q_ОП рабочей жидкости для одного гидроцилиндра опоры принимаем наибольший из Q₁ и Q₂, то есть

Q_ОП = Q₁ = 1,79·10^-5 м³/с = 1,08 л/мин.

6. Выбор и расчет гидроаппаратуры

Подбор гидроаппаратуры производится по максимальному расходу через аппарат и рабочему давлению гидропривода.

Рабочее давление р_РАБ = 25 МПа было принято на этапе расчета и выбора гидроцилиндров.

Максимальный расход в гидросистеме будет, когда происходит одновременная работа гидроцилиндров подъема поворотной и грузовой стрел при неподвижной опущенной опоре.

Определим общий расход при условии одновременной подачи рабочей жидкости на два модуля грузоподъемного устройства

Q_РАБ = n_МОД · (n_ПВ · Q_ПВ + n_ГР · Q_ГР) = 2 · (2 · 6,51 + 1 · 1,28) =

= 28,6 л/мин = 4,8·10^-4 м³/с.

где n_МОД = 2 - число одновременно работающих модулей;

n_ПВ = 2 - число одновременно работающих гидроцилиндров поворотной стрелы каждого модуля;

n_ГР = 1 - число одновременно работающих гидроцилиндров грузовой стрелы каждого модуля;

Q_ПВ = 6,51 л/мин - расчетный расход жидкости через один гидроцилиндр подъема поворотной стрелы;

Q_ГР = 1,28 л/мин - расчетный расход жидкости через один гидроцилиндр подъема грузовой стрелы.

Гидроаппараты выбирается путём сравнения параметров р_РАБ и Q_РАБ с паспортными данными выбираемого аппарата. Расчет выбранного гидроаппарата сводится к определению перепада давления на нем при рабочих условиях.

Произведем выбор гидроаппаратов и расчет потерь давления.

Кран муфтовый КМ:

- обозначение по ГОСТ 22508-77: КМ-27-32-01 [2, с. 109];

- номинальные расход Q_НОМ = 32 л/мин;

- номинальное давление р_НОМ = 27 МПа;

- номинальный перепад давления р_ном = 0,04 МПа.

Потеря давления при рабочих условиях

Клапан обратный КО1:

- обозначение по ТУ2-053-1444-79: ПГ51-24 [2, с. 109];

- номинальные расход Q_НОМ = 30 л/мин;

- номинальное давление р_НОМ = 27 МПа;

- номинальный перепад давления р_ном = 0,25 МПа.

Потеря давления при рабочих условиях

Полумуфты соединительные БРС1 и БРС2:

- обозначение по каталогу «АПРЕЛЬ»: 5827-1-01 20 мм;

- номинальные расход Q_НОМ = 32 л/мин;

- номинальное давление р_НОМ = 30 МПа;

- номинальный перепад давления р_ном = 0,22 МПа.

Потеря давления при рабочих условиях

Гидрораспределитель трехпозиционный Р1 с управлением от рукоятки:

- обозначение по ТУ2-053-1846-87: 1Р 203.В44;

- номинальные расход Q_НОМ = 32 л/мин;

- номинальное давление р_НОМ = 30 МПа;

- номинальный перепад давления р_ном = 0,21 МПа.

Потеря давления при рабочих условиях

Гидрораспределитель трехпозиционный Р2 с управлением от рукоятки:

- обозначение по ТУ2-053-1846-87: 1Р 203.В64А;

- номинальные расход Q_НОМ = 30 л/мин;

- номинальное давление р_НОМ = 27,5 МПа;

- номинальный перепад давления р_ном = 0,142 МПа.

Потеря давления при рабочих условиях

Гидрораспределитель двухпозиционный Р3 с электромагнитным управлением:

- обозначение по ТУ2-053-1846-87: 1Р 203.В64А;

- номинальные расход Q_НОМ = 30 л/мин;

- номинальное давление р_НОМ = 27 МПа;

- номинальный перепад давления р_ном = 0,16 МПа.

Потеря давления при рабочих условиях

Секция гидрораспределителя секционного Р5 со встроенным регулятором расхода с управлением от рукоятки:

- обозначение распределителя

по ТУ4144-023-0021824-04: 1РСМ12-25-021-4 04.1-072Х;

- номинальные расход Q_НОМ = 35 л/мин;

- номинальное давление р_НОМ = 32 МПа;

- номинальный перепад давления

в одной секции р_ном = 0,26 МПа;

- номинальный перепад давления в регуляторе расхода р_ном = 0,06 МПа;

Потеря давления при рабочих условиях для одной секции

Потеря давления при рабочих условиях для регулятора расхода

Гидрозамок односторонний ЗМ1а … ЗМ14:

- обозначение по ТУ-053-1551-81: М-4 КУ20/320 04;

- номинальные расход Q_НОМ = 32 л/мин;

- номинальное давление р_НОМ = 27 МПа;

- номинальный перепад давления р_ном = 0,25 МПа.

Потеря давления при рабочих условиях

Клапан тормозной с гидравлическим управлением КТ1 … КТ4:

- обозначение по каталогу «АПРЕЛЬ»: 854.53.60.00;

- номинальные расход Q_НОМ = 35 л/мин;

- номинальное давление р_НОМ = 27 МПа;

- номинальный перепад давления р_ном = 0,31 МПа.

Потеря давления при рабочих условиях

Клапан предохранительный КП:

- обозначение по ТУ4144-019-0021824-01: 20-Х-1-11У;

- номинальные расход Q_НОМ = 30 л/мин;

- давление настройки р_НАС = 25^+0,2 МПа;

- номинальный перепад давления р_ном = 0,2 МПа.

Фильтр линейный Ф:

- обозначение по каталогу «АПРЕЛЬ»: 854.85.00.00;

- номинальные расход Q_НОМ = 38 л/мин;

- номинальное давление р_НОМ = 30 МПа;

- номинальный перепад давления р_ном = 0,72 МПа.

Потеря давления при рабочих условиях

7. Расчёт и выбор трубопроводов

На основе опыта, для проектирования гидросистем, рекомендуются следующие величины скоростей движения жидкости в трубах: сливные трубы - до 1 м/с; напорные, соединительные, исполнительные трубы, рукава высокого давления - до 3,5 м/с.

Для расчета гидравлической сети нужно установить наиболее длинный замкнутый контур включающий в себя: гидробак - кран муфтовый КМ - насос - клапан обратный - полумуфта БРС1 - распределительная система - напорный рукав - гидрозамок напорный - наиболее удаленный от бака гидроцилиндр - гидрозамок сливной - сливной рукав - тормозной клапан (режим дросселирования) - распределительная система - полумуфта БРС2 - фильтр линейный Ф - сливная линия - гидробак.

Для принятого расположения грузоподъемных модулей полуприцепа таким контуром будет цепочка, обеспечивающая работу левого гидроцилиндра подъема поворотной стрелы (Ц3 на рисунке 13) дальнего от пультов управления модуля.

Составим подробную цепочку с указанием соединительных трубопроводов, конкретных распределительных устройств и шлангов (для трубопроводов укажем в скобках развернутую длину L, мм и предполагаемую скорость V, м/с): всасывающая линия > кран муфтовый КМ > насос Н > напорная линия > клапан обратный КО1 > напорная линия > соединительная полумуфта БРС1 > напорная линия > распределитель Р₃ > соединительная линия > > секционный распределитель Р₅ (крайняя левая по схеме секция) > соединительная линия > напорный рукав > исполнительная линия > гидрозамок ЗМ₄ > гидрозамок ЗМ₃ > исполнительная линия > сливной рукав > соединительная линия > клапан тормозной КТ₁ > соединительная линия > секционный распределитель Р₅ (крайняя левая по схеме секция) > сливная линия > соединительная муфта БРС1 > > сливная линия > фильтр Ф > сливная линия .

Таким образом, суммарная протяженность трубопроводов со скоростью рабочей жидкости V = 3,5 м/с (включая рукава высокого давления) составляет 28 м; протяженность трубопроводов со скоростью V = 1 м/с - 11 м.

Проведем расчет и выбор напорных, соединительных, исполнительных линий и рукавов высокого давления. Определяем внутренний диаметр трубопроводов

м = 13,2 мм

где Q_РАБ = 28,6 л/мин = 0,00048 м³/с - рабочий расход;

V = 3,5 м/с - оптимальная скорость рабочей жидкости в трубопроводе.

Определяем минимальную толщину стенок трубопроводов

мм

где р_РАБ = 25 МПа - рабочее давление;

К_Б = 6 - коэффициент безопасности;

_В = 37010⁶ Па - предел прочности на растяжение материала трубы (Сталь 20);

Определяем расчётные наружные диаметры труб

d_H = d_ТР + 2 = 13,2 + 2 2,7 = 18,6 мм

По сортаменту труб выбираем стальную бесшовую горячедеформированную трубу по ГОСТ 8732-78 с наружным диаметром d_H = 20 мм и толщиной стенки = 2,8 мм.

Определяем фактический внутренний диаметр трубопроводов в соответствии с принятыми размерами трубы d_ТР = d_Н - 2 = 20 - 22,8 = 14,4 мм.

Определяем фактическую скорость рабочей жидкости в трубопроводах

м/с

Для определения потерь давления в сети трубопроводов определяем режим движения жидкости по числу Рейнольдса

,

где d_ТР = 14,4 мм = 0,0144 мм - фактический диаметр труб;

х = 4,2·10^-5 м²/с - кинематическая вязкость рабочей жидкости (масло ВМГЗ).

При значении числа Рейнольдса до Re = 2300 режим движения жидкости в трубах будет ламинарным.

Определяем коэффициент сопротивления движению жидкости в трубах для ламинарного режима по формуле



Определяем потери давления в трубопроводах по формуле

= 415762 Па = 0,416 МПа

где с = 910 кг/м³ - плотность рабочей жидкости (масло ВМГЗ);

L = 28 мм - общая протяженность труб выбранного сортамента по расчетной цепочке;

V = 2,95 м/с - скорость жидкости в трубах.

Проведем расчет и выбор сливных трубопроводов. Определяем внутренний диаметр трубопроводов

м = 24,7 мм

где Q_РАБ = 28,6 л/мин = 0,00048 м³/с - рабочий расход;

V = 1 м/с - оптимальная скорость рабочей жидкости в трубопроводе.

Определяем минимальную толщину стенок трубопроводов

мм

где р₀ = 0,196 МПа - давление в сливной линии;

К_Б = 6 - коэффициент безопасности;

_В = 37010⁶ Па - предел прочности на растяжение материала трубы (Сталь 20);

d_H = d_ТР + 2 = 24,7 + 2 0,1 = 24,9 мм

По сортаменту труб выбираем стальную бесшовую горячедеформированную трубу по ГОСТ 8732-78 с наружным диаметром d_H = 30 мм и толщиной стенки = 2,5 мм. Определяем фактический внутренний диаметр трубопроводов в соответствии с принятыми размерами трубы d_ТР = d_Н - 2 = 30 - 22,5 = 25 мм = 0,025 м.

Определяем фактическую скорость рабочей жидкости в трубопроводах

м/с

Для определения потерь давления в сети трубопроводов определяем режим движения жидкости по числу Рейнольдса.

,

где d_ТР = 25 мм = 0,025 мм - фактический диаметр труб;

х = 4,2·10^-5 м²/с - кинематическая вязкость рабочей жидкости (масло ВМГЗ).

При значении числа Рейнольдса до Re = 2300 режим движения жидкости в трубах будет ламинарным.

Определяем коэффициент сопротивления движению жидкости в трубах для ламинарного режима по формуле

Определяем потери давления в трубопроводах по формуле

 = 20766 Па = 0,021 МПа

где с = 910 кг/м³ - плотность рабочей жидкости (масло ВМГЗ);

L = 11 мм - общая протяженность труб выбранного сортамента по расчетной цепочке;

V = 0,98 м/с - скорость жидкости в сливных трубах.

полуприцеп контейнеровоз кинематический гидравлический

8. Расчёт и выбор источника питания гидравлического привода

Расчет начинаем с определения потерь давления для санной протяженной замкнутой цепи привода. Потери складываются из перепадов давления на гидроаппаратах и суммарных потерь в трубопроводах.

Определяем суммарные потери давления на гидроаппаратуре привода с учетом составляющих расчетной цепочки

р_АП = р_КМ + р_КО + 2·р_БРС + р_Р3 + р_СЕК + 2·р_ЗМ + р_КТ + р_Ф = 0,032 + 0,228 + 2·0,176 + 0,146 + 0,174 + 2·0,2 + 0,207 + 0,408 = 1,74 МПа

где р_КМ = 0,032 МПа - перепад давления на кране муфтовом;

р_КО = 0,228 МПа - перепад давления на клапане обратном;

р_БРС = 0,176 МПа - перепад давления на полумуфте соединительной;

р_Р3 = 0,146 МПа - перепад давления на распределителе двухпозиционном;

р_СЕК = 0,174 МПа - перепад давления на распределителе секционном;

р_ЗМ = 0,2 МПа - перепад давления на гидрозамке;

р_КТ = 0,207 МПа - перепад давления на клапане тормозном;

р_Ф = 0,408 МПа - перепад давления на фильтре линейном.

Определяем суммарные потери давления в трубопроводах

р_ТР = р_Т1 + р_Т2 = 0,416 + 0,021 = 0,437 МПа

где р_Т1 = 0,416 МПа - потери давления в трубопроводах с внутренним диаметром 14,4 мм;

р_Т2 = 0,021 МПа - потери давления в трубопроводах с внутренним диаметром 25 мм.

Определяем суммарные потери давления в гидроприводе

р = р_АП + р_ТР = 1,74 + 0,437 = 2,18 МПа,

Определяем расчётное давление насоса

р_Н = р_РАБ + р = 25 + 2,18 = 27,18 МПа.

где р_РАБ = 25 МПа - принятое рабочее давление гидропривода.

Определяем расчётную подачу насоса (с учётом 3% на утечки)

Q_H = 1,03 Q_РАБ = 1,03 28,6 = 29,5 л/мин.

где Q_РАБ = 28,6 л/мин - требуемый расход рабочей жидкости.

Выбираем насос шестеренный нерегулируемый НШ 50У-3 по ОСТ 23.1.92-87 [2, с. 34] с основными техническими характеристиками:

- номинальная подача Q_HОМ = 30 л/мин;

- номинальное давление р_HОМ = 27,5 МПа;

- номинальная подводимая мощность N = 8,5 кВт;

- полный к.п.д. = 0,72.

Определяем необходимый объём масляного бака

W_Б = t_P Q_НОМ = 3 30 = 90 л

где t_P = 3 мин - время работы гидропривода.

Q_НОМ = 30 л/мин - номинальная подача насоса.

Список источников

1 Спиваковский, А.О., Дьячков, В.К. Транспортирующие машины. М.: Машиностроение, 1983. - 487 с.

2 Свешников, В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы. - М.: Машиностроение, 2011. - 512 с.

3 Методические указания к курсовой работе «Расчёт объёмного гидропривода» по курсу «Гидравлика и гидропривод» / Лещёва Э.К., Лещёв В.В. - Рузаевка, 1997. - 18 с.

4 Левитский, Н.И. Теория механизмов и машин. М.: Наука, 1990 - 592 с.

5 Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988 - 416 с.

6 Анурьев, В.И. Справочник конструктора - машиностроителя в 3-х томах: Т.1. М.: Машиностроение, 1978 - 727 с.

7 Анурьев, В.И. Справочник конструктора - машиностроителя в 3-х томах:, Т.2. М.: Машиностроение, 1978 - 784 с.

8 Анурьев, В.И. Справочник конструктора - машиностроителя в 3-х томах:, Т.3. М.: Машиностроение, 1978 - 728 с.

Размещено на Allbest.ru