В пневматических силовых трансмиссиях в качестве рабочего тела, передающего энергию от двигателя к исполнительному механизму, используется газ (обычно, атмосферный воздух). Пневмосистемы конструктивно проще, дешевле и экологически безопаснее гидравлических, так как они работают при меньших давлениях, не нуждаются в дренажных магистралях для возврата рабочего тела в резервуар, а само рабочее тело (воздух) экологически безопасно. Вместе с тем, для передачи одинаковых с гидравлическими трансмиссиями усилий из-за разницы рабочих давлений они должны оперировать с большими объемами рабочего тела и, соответственно, их агрегаты более громоздки.

Пневматические силовые трансмиссии используются в тормозных системах самоходных машин, а также для привода отбойных молотков, перфораторов и другого строительного инструмента.

Альтернативой механическим и гидравлическим приводам может служить электрическая трансмиссия. Электрический генератор, соединенный с валом двигателя внутреннего сгорания, конвертирует механическую энергию в электрическую, которая затем по проводам передается к электродвигателям, приводящим ходовые, рабочие и вспомогательные механизмы машины. Иногда статор и ротор электродвигателя одновременно являются конструктивной частью приводимого механизма (как, например, в электрическом мотор-колесе).

Среди достоинств электрических силовых трансмиссий - их высокая надежность, отсутствие ограничений на длину и конфигурацию, возможность бесступенчатого регулирования скорости, простота соединения с источниками и потребителями механической энергии. В то же время масса электрической трансмиссии в 2,5...4 раза больше механической (причем до 20% ее приходится на дорогую медь), а КПД составляет не более 80%. Это ограничивает применение электрических силовых трансмиссий, главным образом, ходовыми приводами тяжелых машин. Могут использоваться различные схемы включения тяговых электродвигателей, каждая из которых имеет свои преимущества и недостатки.

В качестве силовой трансмиссии для проектируемой машины выбираем гидравлическую, ввиду перечисленных преимуществ.

2.4 Расчёт погрузчика

При проектировании погрузчика необходимо провести ряд вычислений с целью проверки надёжности погрузчика. Соответствует ли он предъявляемым требованиям.

В ходе проводимого расчёта определяется теоретическая техническая производительность погрузчика. Также проводится расчёт на устойчивость погрузчика, определяются усилия, действующие на металлоконструкцию погрузчика при зачёрпывании груза.

К числу преимуществ гусеничных погрузчиков можно отнести: возможность получения больших напорных усилий для зачерпывания материалов; меньшее удельное давление на грунт и, следовательно, лучшую проходимость при работе на влажных грунтах и бездорожье.

2.4.1 Расчёт сопротивления передвижению погрузчика

Тяговый расчёт погрузчика заключается в определении необходимого тягового усилия Р, которое должно быть больше или равно сумме всех возникающих при работе машины сопротивлений.

Р??ni=1wi(2.1)

где ?ni=1 количество видов сопротивлений;

wi- сопротивление i-того вида.

За расчётное положение при определении потребной силы тяги и мощности берётся момент окончания набора грунта перед ковшом погрузчика. Это необходимо учесть как сопротивление снятия грунта с определённой площади поперечного сечения, так и сопротивление грунта, который находится в ковше погрузчика.

В основу расчёта кладётся суммирование сопротивлений, возникающих в процессе зачёрпывания и перемещения грунта, независимо от его инструкции.

При работе погрузчика полное сопротивление, преодолеваемое погрузчиком при подъеме груза. Усилие погрузчика, слагается из следующих сопротивлений:

?ni=1 w I = w1+ w2+ w3 + w4,(2.2)

?ni=1 w I=21+54,6+1+320=396 кН

где w1- сопротивление зачерпыванию грунта, кН

w1= kF0 =7000·3=21000 Н;(2.3)

где k - удельное сопротивление грунта зачёрпыванию;

k =7000 Н/м2 (70 кПа),

F0 - площадь сечения грунта, которая может быть определена из условия технологического режима машины;

F0 = hсп b0 =1·3=3 м2;(2.4)

hсп - средняя глубина внедрения в грунт (глубина внедрения в грунт), hсп =1м,

b0 = 3 м - ширина срезаемого слоя грунта;

w2 - сопротивление при подъеме груза погрузчиком;

w2 = Gпр (м+ і),(2.5)

w2=42000·(0.7+0.6)=54600Н

Gпр - масса груза при заполнении отвала, определяемая из условий заполнения отвала грунтом;

Gпр = Vф г=5,6·1.5·0,5 =4,2 тонн (2.6)

Vф =5,6 м3 - фактический объём грунта в ковше (рисунок 2.7);

Vф==5,6 м3

W=B - длина пирамиды груза (рисунок 2.5), W=Bк=3м (ширина ковша),

г =1.5т/м3- объёмная масса грунта;

м=0,7 - коэффициент трения грунта;

і - сопротивление перемещению погрузчика под уклон:

і = tgб=tg30= ±0.6(2. 7)

б =30 град. - угол наклона пути к горизонту, принимаемый со

знаком «минус» при движении под уклон.

Рисунок 2.5. К определению объема грунта в ковше.

w3 - сопротивление перемещению грунта вверх по ковшу:

w3 = Gпр· cos2дм1 =8,4·0.33·0.35=1000 Н;(2.8)

д =90о град - угол резания;

м1= 0,35- коэффициент трения грунта по металлу , равный для песка и супеси;

w4-сопротивление перемещению (транспортировке) погрузчика:

w4 = G (f± і);(2.9)

w4=400000·(0.20+0.6)=320000 Н (при движении погрузчика на подъёме).

w4=400000·(0.20-0.6)= 160000 Н (при движении погрузчика на спуске).

G -масса погрузчика, G?400000Н;

f =0,15…0,20 - коэффициент сопротивления перемещению движению погрузчика; для гусеничного движителя;

Выполнив тяговый расчёт погрузчика, определили режимы, на которых следует работать, чтобы полностью использовать мощность двигателя и какие максимальные рабочие сопротивления можно преодолеть для работы на заданных режимах.

2.4.2 Расчёт устойчивости погрузчика

При прямолинейном движении груженого погрузчика по дороге, есть вероятность его опрокидывания. (Опрокидывающей является сила Gasinб…(Ga-вес машины, Н; б-уклон дороги)).



Рисунок 2.6. Схема к определению устойчивости погрузчика.

Условие равновесия машины относительно оси, проходя-

щей через точки опоры гусениц погрузчика:

R1B+Gasinб?h-GacosбB/2=0, (2.10)

где R1-сумма реакций на гусеницах,(в момент начала опрокидывания R1= 0),

h - высота центра масс ковша, м (подставим несколько значений центра масс : 1м; 1,5м; 2м)

Gasinб;cos- опрокидывающая сила ( подставим несколько sinб,

сosб: б=30; б=35; б=45),

В -2.5 колея машины, м.

Ga- вес машины.

Подставим значения в формулу (2.10), поочерёдно меняя высоту центра масс и угол опрокидывания погрузчика (sinб, сosб),

1·2.5+40000·0.5·1-40000·0.87·2.5/2= -24554

1?2.5+40000?0.57?1.5-40000?0.82?2.5/2= -7103

1?2.5+40000?0.7?2-40000?0.7?2.5/2=2193

По ходу вычислений получили три значения, два из которых получились отрицательными (-24554; -7103). Это свидетельствуют о том, что погрузчик достаточно устойчив. Также одно значение получилось больше нуля (2193). Это свидетельствует о существовании вероятности опрокидывания погрузчика.

Приведённые значения не свидетельствуют об опрокидывании погрузчика. Продолжим расчёты на устойчивость погрузчика.

В момент начала опрокидывания R1= 0, поэтому из выражения получим:

tgбokp=B/2h (2.11)

tgбokp=2.5/2?1=1.25

tgбokp=2.5/2?1.5=1.88

tgбokp=2.5/2?2=2.5

Однако до опрокидывания может начаться скольжение погрузчика. Принимаем, что гусеницы погрузчика в равных условиях сцепления и боковые реакции Y1 и Y2 распределятся пропорционально погрузчику, тогда (рисунок 2.8);

Y1+Y2 = Gasinб (2.12)

ц Gacosб = Gasinб (2.13)

0,75?40000?0.87=40000?0.5

0,75?40000?0.82=40000?0.57

0,75?40000?0.7=40000?0.7

и, следовательно, угол опрокидывания зависит от коэффициента сцепления погрузчика с дорогой,

tgбokp = ц (2.14)

где ц =0,75 -коэффициент сцепления (для песка).

Анализируя формулы (2.10) и (2.14) устанавливаем, что скольжение начнется раньше его опрокидывания, если коэффициент сцепления меньше частного B/2h.

ц < B/2h (2.15)

где ц =0,75-коэффициент сцепления.

В -2.5 колея машины, м.

h -высота центра масс ковша, м.

0.75<1.25

0.75<1.88

0.75<2.5

Таблица 2.2 Значения коэффициента сцепления ц в зависимости от покрытия дороги

Покрытие	ц
Асфальтированное шоссе	0,75
Гравийно-щебёночная дорога	0,6
Влажная загрязнённая щебёночная дорога	2...0,3
Булыжная мостовая	0,5
Сухая грунтовая дорога	0,7
Влажная грунтовая дорога	35...0,5
Песок	0,75
Снежная укатанная дорога	3... 0,35

Проанализировав полученные данные, устанавливаем, что скольжение погрузчика не произойдёт. Следовательно, и опрокидывания тоже не произойдет. Так как коэффициент ц меньше частного B/2h, следует, что устойчивость погрузчика обеспечивается.

2.4.3 Оценка производительности погрузчика

Производительность погрузчика зависит от многих факторов: конструкции машины, уровня организации производства земляных работ, состоянии качества грунта и забоя, квалификации машиниста, качества системы управления и других.

Теоретическая производительность:

П= q?n. м.куб/ч.(2.16)

где q=5,6 м.куб. ,геометрическая емкость ковша;

n-конструктивно-расчетное число рабочих циклов за 1ч.работы.

n=3600/60=60

Продолжительность цикла tц зависит от множества факторов, в том числе от ёмкости ковша q, и составляет:

tц = tк + tп + tв + tпз(2.17)

tц = 10+20+10+20=60с

где tк= 8-15с - продолжительность зачёрпывания;

tп=10-20с - продолжительность поворота на выгрузку;

tв=5-10с - продолжительность выгрузки;

tпз =10-20с - продолжительность поворота в карьер.

Tц=60 сек - теоретическая (расчётная) длительность цикла.

П=5,6?60=336 м.куб./ч.

Техническая производительность:

Пт =q?n?Кн/ Кр.(2.18)

гдеn-число циклов за 1ч. работы,

Кн=1,1- коэффициент заполнения ковша грунтом;

Кр. =1,2- коэффициент разрыхления грунта;

Пт= 5,6?60?1,1/1,2=308 м.куб./ч

Эксплуатационная производительность:

Пэ= q?n?Кн?Кв/Кр(2.19)

гдеКв - коэффициент использования машинного времени;

Кв = 0.85 - 0.95;

Принимаем: Кв=0.9

Пэ= 5,6?60?1.1?0.9/1.2= 277 м.куб./ч

По результатам расчётов была определена эксплуатационная производительность погрузчика, которая составляет 277 м.куб/ч.

2.4.4 Определение усилий при работе погрузчика

Исходными данными для расчета шарнирно-рычажной системы (рисунок 2.7) механических погрузчиков являются основные параметры базовых шасси.

Выглубляющее усилие FB, кН, развиваемое гидроцилиндрами поворота ковша и приложенное к его режущей кромке:

,(2.20)

где -- номинальная грузоподъемность погрузчика, т.

.

Скорость V , м/с, поворота (запрокидывания) ковша:

,(2.21)

где -- коэффициент снижения рабочей скорости в процессе внедрения из-за уменьшения частоты вращения вала двигателя, производительности насоса, буксования и т.д., = 0,5; Кс -- коэффициент совмещения набора груза и поворота ковша, КТ = 1...1.2; - скорость движения погрузчика на рабочей передаче м/с.

м/с.



Рисунок 2.7 Расчетная схема шарнирно-рычажной системы механического погрузчика.

Напорное и выглубляющее усилия, кН, можно ориентировочно определить через удельные напорное и выглубляющее усилия по формулам:

и ,(2.22)

где Вк -- ширина режущей кромки ковша, м; и -- удельные напорное и выглубляющее усилия, кН/м (табл. 2.3).

Таблица 2.3. Величины и .

.

кН.

Подъемное усилие Fn, кН, приложенное к кромке ковша:

.(2.23)

кН.

Усилия FK, кН, на штоках гидроцилиндров поворота ковша:

,(2.24)

где К-- коэффициент запаса, учитывающий потери на трение в шарнирных и других соединениях, К = I,25; mK -- масса ковша,т, mK = (0,3...О,35) mн; -- число гидроцилиндров поворота ковша; -- мгновенное передаточное отношение механизма погрузочного оборудования при усилии

: ;

-- мгновенное передаточное отношение механизма погрузочного оборудования при усилии от массы ковша:

; , ,

и h -- размеры по рисунку 2.7.

Усилия. кН, на штоках гидроцилиндров подъема стрелы

,(2.25)

где тр -- масса шарнирно-рычажной системы, т, тр=(0,25...0,35)т для гусеничных погрузчиков; -- число гидроцилиндров подъема стрелы; --расстояния по рисунку 2.9.

кН

По полученным усилиям определяются основные параметры металлоконструкции, гидроцилиндров и других элементов погрузчика.

3. СПЕЦИАЛЬНАЯ ЧАСТЬ

3.1 Металлоконструкция погрузчика

3.1.1 Ковш основной

Предназначен для погрузки, перемещения и других работ с широким спектром грузов - удобрения, сыпучие материалы (опилки, стружка), снег, различные виды грунта. Кроме того, ковш может использоваться в качестве отвала для перемещения и разравнивания грунта.

Ковш принимаем в виде сварной конструкции, выполненной из листовой стали. Нож изготовлен из износостойкого материала. К верхней части ковша приварена подножка. Подвесами ковш крепится к стреле погрузчика при помощи быстрозажимного устройства. Строповка за отверстия в подвесах.

Ковш будет заказан отдельно на специализированном предприятии (согласно заданию).

3.1.2 Рама

Погрузочное оборудование монтируется на шарнирной раме (рисунок 3.2). Стрела 2 шарнирно крепится к передней полураме 7 и шарнирно связана с ковшом 4. Ковш с помощью тяги 1 и коромысла 3 шарнирно закрепляется на стреле, связан с двумя гидроцилиндрами 5 наклона ковша. Подъем и опускание стрелы производится двумя гидроцилиндрами 6 подъема стрелы. Корпуса всех гидроцилиндров крепятся к стойкам передней полураме.

Рисунок 3.2 Шарнирная рама погрузчика

Элементы металлоконструкции выполняются сварными, коробчатого сечения, из листовой стали. Необходимо определить геометрические параметры расчетных сечений стрелы, коромысла и тяги, диаметры осей крепления перечисленных элементов.

3.1.3 Расчет металлоконструкции стрелы

Стрела выполняется в виде двух кривых брусьев (рисунок 3.3) соединенных поперечной балкой.

Рисунок 3.3 Брус кривой

Проектный и проверочный расчеты будем выполнять методом конечных элементов (методом пластин). Модель создана в среде SolidWorks 2006 (рисунок 3.4). Напряженное состояние модели осуществляется средствами COSMOSXpress. В COSMOSXpress имеется простой в использовании новый инструмент анализа напряжений для пользователей SolidWorks. COSMOSXpress позволяет сократить затраты и время, необходимые для представления продуктов на рынок, путем тестирования проектов на компьютере вместо проведения дорогостоящих и требующих значительного времени производственных испытаний.

Например, может потребоваться проверить влияние сил, воздействующих на кран. COSMOSXpress моделирует цикл проектирования и предоставляет информацию о возникающих напряжениях. Также показываются критические области и уровни прочности для различных участков крана. На основе этих результатов можно укрепить непрочные участки и удалить материал в областях с излишним запасом прочности.

Анализ напряжений. В процессе анализа напряжений или статического анализа на основе материала, ограничений и нагрузок рассчитываются перемещения, нагрузки и напряжения в детали. Материал разрушается, когда напряжение достигнет определенного уровня. Разные материалы разрушаются при различных уровнях напряжения. Для расчета напряжений COSMOSXpress использует линейный статический анализ на основе метода конечных элементов. Чтобы рассчитать напряжения в детали, при линейном статическом анализе делается несколько допущений.

Метод конечных элементов. Метод конечных элементов (FEM) - это надежный численный метод для анализа задач по проектированию. FEM разбивает сложную задачу на несколько простых. В нем модель делится на несколько простых форм, называемых элементами.

Элементы имеют общие точки, называемые узлами. Поведение этих элементов хорошо известно при любых возможных сценариях с использованием опор и приложением нагрузок. Движение каждого узла полностью описывается перемещениями в направлениях X, Y и Z. Они называются степенями свободы (DOF). Анализ с использованием метода FEM называется анализом конечных элементов (FEA).

COSMOSXpress составляет уравнения, управляющие поведением каждого элемента и учитывающие его связи с другими элементами. Эти уравнения устанавливают взаимосвязь между перемещениями и известными свойствами материалов, ограничениями и нагрузками.

Затем программа преобразует уравнения в большую систему алгебраических уравнений. Решающая программа обнаруживает перемещения в направлениях X, Y и Z в каждом узле.

Используя перемещения, программа рассчитывает нагрузки, действующие в различных направлениях. Наконец, программа использует математические выражения для расчета напряжений. Ниже приведены результаты проектирования.

Брус кривой стрелы погрузчика

В конструкции стрелы используются два кривых бруса. Нагрузка на один брус составляет 42000Н.

Информация о файле

Имя модели:	стрела
Местоположение модели:	E:\Мои документы\ стрела.SLDPRT
Местоположение результатов:	c:\temp
Имя упражнения:	COSMOSXpressStudy (-По умолчанию-)

Материалы

No.	Имя детали	Материал	Масса	Объем
1	стрела	[SW]Литая углеродистая сталь	284.223 kg	0.0364389 m^3

Информация о нагрузке

Ограничение
Ограничение1 <стрела>	вкл 4 Грани неподвижная (без изменения).
Описание:
Нагрузка
Нагрузка1 <стрела>	вкл 2 Грани применить сила -42000 N перпендикулярно справочной плоскости относительно выбранной исходной точки Плоскость3 используя равномерное распределение
Описание:

5. Свойство упражнения

Информация о сетке
Тип сетки:	Сетка на твердом теле
Используемое слияние:	Стандартный
Автоматический переход:	Выкл
Сглаживание поверхности:	Вкл
Якобиева проверка:	4 Points
Размер элемента:	33.157 mm
Допуск:	1.6578 mm
Качество:	Высокая
Количество элементов:	18795
Количество узлов:	37288

Информация о решающей программе
Качество:	Высокая
Тип решающей программы:	FFE

Результаты напряжения

Имя	Тип	Мин	Место	Макс	Место
Построение1	VON: напряжение Von Mises	349756 N/m^2	(-119.194 mm, 1015.66 mm, 67 mm)	1.96445e008 N/m^2	(-1169.05 mm, 311.605 mm, 0 mm)

стрела-COSMOSXpressStudy-Напряжение-Построение1



Результаты перемещения

Имя	Тип	Мин	Место	Макс	Место
Построение2	URES:Результирующее перемещение	0 mm	(-1081.73 mm, 474.002 mm, 200 mm)	5.5297 mm	(-1979.96 mm, -903.756 mm, 118 mm)

стрела-COSMOSXpressStudy-Перемещение-Построение2

Результаты деформации

Эпюра No.	Коэффициент масштаба
1	53.292

стрела-COSMOSXpressStudy-Деформация-Построение3

Результаты проверки проектирования

стрела-COSMOSXpressStudy-Проверка проектирования-Построение4

Приложение

Имя материала:	[SW]Литая углеродистая сталь
Описание:
Источник материала:	Использованные материалы SolidWorks
Имя библиотеки материалов:
Тип модели материала:	Линейный Упругий Изотропный

Вывод. В результате выполнания анализа получены оптимальные геометрические характеристики сечений кривого бруса стрелы погррузчика.

3.1.4 Коромысло

Коромысло выполняет покачивающиеся движения относительно оси. Поскольку выполнить проектный расчет конструкций с шарнирами с использованием средств COSMOSXpress невозможно, то проектный расчет выполняем стандартными методами сопротивления материалов. Согласно расчетной схемы (рисунок 2.7) коромысло испытывает напряжения изгиба от действия сил

и .

Определим силу . Из расчетной схемы имеем:

.(3.1)

кН.

Максимальный изгибающий момент Мmax будем иметь в месте шарнира, кроме того, сечение коромысла в данном месте ослаблено концентратором напряжений в виде отверстия. Необходимо определить геометрические характеристики сечения. Имеем:

(3.2)

Определим необходимый момент сопротивления сечения (рисунок 3.4):

(3.3)

- допускаемое напряжение изгиба для принятого материала (для стали ВСт3 составляет 180МПа).

Рисунок 3.3 Поперечное сечение коромысла в рассчитываемом участке.

Таким образом, найден необходимый минимальный момент сопротивления сечения. Задавшись коэффициентом безопасности равным 1,5

.

Поскольку сечение ослаблено отверстием для оси шарнира, определим необходимый диаметр оси, которая работает на срез:

, (3.4)

где .

мм.

Конструктивно принимаем диаметр оси шарнира 50мм, тогда, с использованием электронной системы Mathcad определим оптимальные геометрические размеры сечения коромысла.

НЕОБХОДИМО ВВЕСТИ

1. Толщина листа пояса нижнего, мм

2. Толщина листа пояса верхнего, мм

3. Толщина стенки, мм

4. Ширина верхнего пояса, мм

5. Высота коромысла в сечении, мм

6. Диаметр отверстия, мм

Площади элементов сечения с учетом отверстия

Момент инерции

Момент сопротивления фактический:

При требуемом минимальном моменте сопротивления сечения 2,17•106 мм3 получили

Ширина коромысла, полученная в проекте, составила 150 мм (верхний и нижний листы металла). Изготовить такую конструкцию сварной, технологически будет сложно, поэтому принимаем решение - коромысло будет иметь прямоугольное сечение, изготавливаться будет из листа металла. Определим геометрические перематры сечения коромысла.

Момент сопротивления сечения (для прямоугольного бруса):

(3.5)

Причем, необходимо учитывать, что сечение ослаблено отверстием (рисунок 3.5). Тогда:

(3.6)

Рисунок 3.4 Принятое сечение коромысла в рассчитываемом участке.

Задавшись толщиной листа 50мм и высотой 200мм и зная диаметр отверстия, получим:

мм.

3.1.5 Тяга

Проект тяги выполним аналогично проекту бруса кривого в среде SolidWorks 2006. Ниже приведены результаты проектирования.

Анализ напряжения «тяга»

1. Введение

Проект тяги при условии ее работы на растяжение.

2. Информация о файле

Имя модели:	тяга
Местоположение модели:	E:\Мои документы\Моя работа\Дипломники\2007\Бузивской_Кушнир\solid\тяга.SLDPRT
Местоположение результатов:	c:\temp
Имя упражнения:	COSMOSXpressStudy (-По умолчанию-)

3. Материалы

No.	Имя детали	Материал	Масса	Объем
1	тяга	[SW]Литая углеродистая сталь	30.4649 kg	0.00390575 m^3

4. Информация о нагрузке

Ограничение
Ограничение1 <тяга>	вкл 1 Грани неподвижная (без изменения).
Описание:

Нагрузка
Нагрузка1 <тяга>	вкл 1 Грани применить сила 2.9e+005 N перпендикулярно справочной плоскости относительно выбранной исходной точки Плоскость1 используя равномерное распределение
Описание:

5. Свойство упражнения

Информация о сетке
Тип сетки:	Сетка на твердом теле
Используемое слияние:	Стандартный
Автоматический переход:	Выкл
Сглаживание поверхности:	Вкл
Якобиева проверка:	4 Points
Размер элемента:	15.751 mm
Допуск:	0.78756 mm
Качество:	Высокая
Количество элементов:	8929
Количество узлов:	14766

Информация о решающей программе
Качество:	Высокая
Тип решающей программы:	FFE

6. Результаты напряжения

Имя	Тип	Мин	Место	Макс	Место
Построение1	VON: напряжение Von Mises	1.04345e+006 N/m^2	(18.29 mm, -66.0048 mm, 6.66667 mm)	1.68177e+008 N/m^2	(-8.5868e-007 mm, 14 mm, 17.9389 mm)

тяга-COSMOSXpressStudy-Напряжение-Построение1

7. Результаты перемещения

Имя	Тип	Мин	Место	Макс	Место
Построение2	URES:Результирующее перемещение	0 mm	(871.948 mm, 236.71 mm, 40 mm)	0.430885 mm	(-9.92071 mm, -9.87823 mm, 0 mm)
тяга-COSMOSXpressStudy-Перемещение-Построение2

8. Результаты деформации

Эпюра No.	Коэффициент масштаба
1	240.41

тяга-COSMOSXpressStudy-Деформация-Построение3

9. Результаты проверки проектирования

тяга-COSMOSXpressStudy-Проверка проектирования-Построение4

10. Приложение

Имя материала:	[SW]Литая углеродистая сталь
Описание:
Источник материала:	Использованные материалы SolidWorks
Имя библиотеки материалов:
Тип модели материала:	Линейный Упругий Изотропный

Имя свойства	Значение	Единицы измерения
Модуль упругости	2e+011	N/m^2
Коэффициент Пуассона	0.32	NA
Массовая плотность	7800	kg/m^3
Предел текучести	2.4817e+008	N/m^2

3.2 Разработка гидросхемы

Для управления ковшом проектируемого погрузчика была разработана гидросхема управления рабочим органом. Гидравлическое управление ковшом предусматривает наличие двух гидроцилиндров одностороннего реверсивного действия, закрепленных шарнирно к раме.

Они служат для подъема-опускания стрелы. Эти цилиндры соединяются с трубопроводами гидросистемы, проложенными по стреле, бесшланговыми поворотными устройствами и быстроразъемными муфтами. Гидроприводы сменных рабочих органов и механизма подъема (опускания) стрелы защищены автономными предохранительными клапанами. Для регулирования работы гидроцилиндров в схеме применяются распределители, которые в зависимости от необходимого положения ковша, за счёт направленной подачи рабочей жидкости в рабочие камеры гидроцилиндров, могут менять выдвижение штоков на необходимую длину.

В случае невозможности подъёма или опускания ковша, а также его поворота из-за воздействия внешней нагрузки давления в гидросистеме будет повышаться, что может привести к выходу из строя элементов гидросистемы. Для исключения такого случая в линии предусмотрены предохранительные клапаны, которые срабатывают при повышении давления до критического значения и, путём подачи рабочей жидкости в сливную линию, снижают его.

Для очистки рабочей жидкости от механических примесей в гидросистеме установлены фильтры.

3.2.1 Выбор рабочей жидкости

Рабочая жидкость один из основных элементов в гидросистеме, выполняющий функцию рабочего тела, передаёт энергию от насоса к гидродвигателю.

Также, рабочая жидкость выполняет другие вспомогательные функции: предохраняет трущиеся поверхности от коррозии, охлаждает гидравлическую систему, удаляет из системы продукты износа трущихся пар.

Рабочая жидкость, применяющаяся для гидроприводов, должна обладать хорошими смазочными и антикоррозионными свойствами, химической стабильностью, хорошей теплопроводностью, нетоксичностью. Она должна иметь высокую температуру вспышки и низкую температуру застывания, а также низкую стоимость и производиться в достаточном количестве.

Важнейшим показателем рабочей жидкости является её вязкость. Вязкость минеральных масел повышается с ростом давления (при давлении 15 МПа она может возрасти на 20-25%) и снизится при увеличении температуры масла, что отрицательно сказывается на его смазывающей способности, поэтому предпочтительно применять масла, у которых зависимость вязкости от температуры выражена слабее.

Вязкостно-температурные свойства масел по сравнению с аналогичными свойствами масел, принятых за эталон, оценивают с помощью индекса вязкости (ИВ), приводимого в регламентах всех современных масел. Масла с высоким значением ИВ меньше изменяют свою вязкость с ростом температуры.

С увеличением вязкости возрастают потери давления в гидросистеме, однако одновременно уменьшаются утечки, поэтому, как правило, более вязкие масла применяют в гидроприводах, работающих при повышенном давлении.

В соответствии с правилами эксплуатации, рабочая жидкость подлежит замене при выходе хотя бы одного из следующих показателей за указанные пределы: вязкость изменяется более чем на 20%; содержание воды более 0,2%; класс чистоты жидкости не соответствует указанию в руководстве по эксплуатации и не обеспечивается очисткой станциями обслуживания гидросистем; кислотное число увеличивается более чем на 30%.

Исходя из вышеперечисленных характеристик, наиболее подходящей рабочей жидкостью является масло индустриальное И-40А, ГОСТ 20799-75, кинематическая вязкость х50=35-45 сСТ, индекс вязкости ИВ-97, температура вспышки - tвсп=210 С, температура застывания tз=-15 С, плотность с= 895 кг/м3.

3.2.2 Расчёт мощности и выбор насоса

Мощность, потребляемая гидроцилиндром:

Nгц= Р·V/?гц, кВт(3.7)

где Рг.п.с.=572кН - усилие на штоке гидроцилиндра подъёма стрелы;

Рг.п.к.=350 кН - усилие на штоке гидроцилиндра поворота ковша;

V = 0.05 м/с -скорость поршня;

?гц = 0,92-0,95 - КПД гидроцилиндра,

Мощность, потребляемая гидроцилиндром подъёма стрелы:

Nгцс = 572·0.05/0.95=31 кВт;

Мощность, потребляемая гидроцилиндром поворота ковша:

Nгцк=350·0.05/0.95=19 кВт;

Так как в гидросистеме могут работать одновременно четыре гидроцилиндра, то мощность потребителей находим как сумму мощностей каждого из них:

Nn=УNГц; кВт.(3.8)

Гидроцилиндр подъёма стрелы:

Nnс =31+31=62 кВт;

Гидроцилиндр поворота ковша:

Nnк =19+19=38 кВт;

При расчёте мощности каждого гидронасоса, приводящего гидроцилиндры в действие, необходимо учесть возможные потери давления и расхода в гидросистеме коэффициентами запаса, по усилию и скорости:

Nn = Кзц·Кзс·Nn, кВт(3.9)

где Кзц = 1,1-1,2 коэффициент запаса по усилию;

Кзс = 1,1-1,3 коэффициент запаса по скорости;

Nn = 100 кВт - мощность потребителей.

Nn =1.2·1.3·100= 156кВт;

На основании полученной мощности гидронасоса рассчитываем расход жидкости:

Q n = Nn·60/Рном·?н, л/мин.(3.10)

Где Q n - подача насоса, л/мин;

Рном = 16 МПа - номинальное давление в гидросистеме;

?н - (0,75-0,88) общий КПД насоса;

Q n =156·60/16=337 л/мин;

Выбирается насос:

Марка	РНА1Р250/35
Наименование	Насос аксиально-поршневой
Уточнение	нерегулируемый
Рабочий объем, куб.см	250.00
Подача, л/мин	356.20
Давление, МПа	32
Частота вращения, об/мин	1800
Масса, кг	246.0
Габаритные размеры, мм	796х440х435

По известной подаче и рабочему объёму насоса определяем

частоту оборотов вала насоса:

n = 1000·Q n /q ?об (3.11)

где q = 250 см3/об - рабочий объём насоса,;

?об - 0,94 объёмный КПД насоса.

n =1000·337/250·0.94?1434мин-1.

Расчётная частота вращения находится в интервале, приведённом в технической характеристике насоса.

3.2.3 Расчёт трубопроводов

В гидросистемах трубопроводы подразделяются на всасывающие, напорные и сливные.

Всасывающий трубопровод соединяет насос с баком. Трубопровод, соединяющий насос с остальными элементами гидросистемы, называется напорным. В напорном трубопроводе при выполнении цикла поддерживается рабочее давление. Трубопровод, по которому жидкость отводится от гидродвигателя и других агрегатов в бак, называется сливным.

Давление жидкости во всасывающем трубопроводе ниже атмосферного, т.е. в нём поддерживается разряжение. Давление жидкости в сливном трубопроводе близко к нулю.

Скорость потока жидкости зависит от назначения трубопровода и может находиться в пределах :

- всасывающий - 0,6?1,5 м/с;

- напорный - 1,3?6,0 м/с;

- сливной 1,3?2,25 м/с.

Активное сечение трубопровода определяется по формуле:

d = 4,6·, мм (3.12)

где Qn - подача насоса, л/мин;

Vn -скорость потока жидкости, м/с.

Всасывающий трубопровод:

d =4.6·=70 мм;

Напорный трубопровод:

d =4.6·=36 мм;

Сливной трубопровод:

d =4.6·=63мм,

Толщина стенки металлического трубопровода:

д = Рном·d/ 2уР ·К, мм(3.13)

где Рном - номинальное давление в трубопроводе, МПа;

d - внутренний диаметр трубопровода, мм

уР - допускаемое напряжение на растяжение материала трубопровода. Для стали 20уР=140 МПа.

Толщина стенки всасывающего трубопровода:

дР = (0.1·74/2·140) ·5=0.026 мм;

Толщина стенки напорного трубопровода:

дР =(25·36/2·140) ·5=16 мм;

Толщина стенки сливного трубопровода:

дР =(0.1·63/2·140) ·5=0.11 мм;

Принимаются трубы стальные бесшовные из стали 20 холоднотянутые по ГОСТ 8734-77:

- диаметр активного сечения всасывающего трубопровода 70мм.,

- напорного трубопровода 40мм.,

- сливного трубопровода 70мм.

Толщины стенок соответственно 1мм., 16мм., и 1мм.

3.2.4 Выбор и обоснование гидроаппаратуры

Исходя из принятой гидравлической системы, а также значений давления в гидросистеме, расхода масла, присоединительных разме-

ров выбирается различная гидроаппаратура.

Гидрораспределитель типа Р323 по ГОСТ 26890-86 трёхпозиционный, четырёхлинейный.

Основные параметры гидрораспределителя:

- диаметр условного прохода - 20мм,

- номинальный расход масла - 400 л/мин,

- номинальное давление - 32 МПа.

Для перемещения золотника в корпусе распределителя необходимо приложить к нему осевое усилие, а так как давление рабочей жидкости достаточно большое, то целесообразно применение двухступенчатого распределителя, т.е. для переключения основного распределителя устанавливается вспомогательный распределитель с электромагнитным управлением.

В качестве аппаратов, защищающих гидросистему от перегрузок используются предохранительные клапаны давления типа Г 54-34М (ТУ2-053-1628-83Е).

Основные параметры:

- диаметр условного прохода - 32мм,

- номинальный расход масла - 350 л/мин.

Для слива рабочей жидкости из бака применяется вентиль типа В (ТУ2-053-1706-84). Для контроля температуры рабочей жидкости предусмотрен термометр. В баке также имеется указатель уровня масла.

3.2.5 Выбор фильтров

Рабочая жидкость постоянно загрязняется посторонними микровключениями, попадающими с жидкостью в гидронасосы и другую гидроаппаратуру. Это резко снижает срок службы гидроэлементов, отрицательно сказывается на их работе, может закупорить клапаны и заклинить подвижные пары.

Во всасывающей линии устанавливается фильтр приёмный типа ФВСМ 84-360/0,25 (ТУ2-053-1529-80Е):

- диаметр условного прохода - 84мм,

- номинальный расход - 360 л/мин,

- номинальная тонкость фильтрации - 80 мкм.

При перепаде давлений в 0,4 МПа произойдёт срабатывание аварийной сигнализации.

В сливной линии предусмотрен фильтр сливной типа ФС 100-25/6,3 (ТУ2-053-1641-83Е):

- диаметр условного прохода - 36 мм,

- номинальный расход - 360 л/мин,

- номинальная тонкость фильтрации - 25 мкм.

При работе гидросистемы уровень масла в баке изменяется в результате функционирования гидродвигателей с различными рабочими площадями и т.д., поэтому соответствующие объемы воздуха засасываются в бак. Для предохранения масла от попадания пыли и других загрязнений извне внутренние полости гидробаков должны сообщаться с атмосферой только через воздушные фильтры с тонкостью фильтрации не хуже тонкости основного фильтра гидросистемы. Для этой цели принят воздушный фильтр типа Г45-25 (ТУ2-053-1541-80Е), номинальная тонкость фильтрации - 10 мкм.

Предусмотрен также и заливной фильтр, предохраняющий от загрязнения масляный бак. Используется фильтр заливной типа ФЗ 100-80 (ТУ2-053-1575-81Е):

- номинальный расход - 100 л/мин,

- номинальная тонкость фильтрации - 80 мкм.

3.2.6 Расчёт вместимости гидробака

Для гидропривода погрузчика объём бака рассчитывается по формуле:

Vф = (1,2?1,5) ·Qн, л(3.14)

Где Qн - расход жидкости насоса, л/мин.

Vф =1.2·337=402 л;

По ГОСТ 16770-86 принимается бак с ёмкостью 500 л.

3.2.7 Расчёт потерь давления в гидросистеме

Потери давления в трубопроводах гидросистеме зависят от таких параметров как: характер течения жидкости в трубопроводах, её кинематическая вязкость, геометрические размеры трубопровода, вид установленной гидроаппаратуры и т.д.

Гидросистеме считается оптимально спроектированной, если потери давления в ней не превышают 6% номинального давления насоса.

Общие потери давления насоса определяются как сумма потерь в отдельных элементах гидросистеме:

??Р= ??Рm+??Рм.с, МПа(3.15)

где ??Р - общие потери давления в гидросистеме;

??Рm - суммарные потери давления на трение по всей длине трубопроводов, МПа;

??Рм.с. - суммарные потери давления на местных гидравличес-

ких сопротивлениях, МПа.

Гидросистема разбивается на участки, в каждом из которых равны диаметры и скорости потока жидкости, так как в различных участках (линиях) гидросистемы одновременно могут быть разные режимы течения: как ламинарный, так и турбулентный. Поэтому расчёт потери давления на каждом участке гидросистемы ведётся отдельно.

Потери давления в трубопроводах зависят от режима течения жидкости, который характеризуется числом Рейнольдса:

Rе = 21200·(Q/х·d) (3.16)

где Q - 337 л/мин - расчётный расход жидкости;

х - 45 сСТ - кинематическая вязкость масла;

d - внутренний диаметр трубопровода, мм.

Всасывающий трубопровод:

Rе = 21200·(337/45·70)=2268

Напорный трубопровод:

Rе = 21200·(337/45·40)=3969

Сливной трубопровод:

Rе = 21200·(337/45·70)=2268

Критическим числом Рейнольдса является Rе.кр = 2300, так как во всасывающем и сливном трубопроводах Rе < Rе.кр, то режим течения в них ламинарный, а в напорном - турбулентный (Rе >Rе.кр).

Потери давления на трение в трубопроводе при ламинарном режиме течения жидкости:

?Рmi = 0,62 х·Q·l/ d4, МПа(3.17)

где Q - расчётный расход жидкости, л/мин;

х - кинематическая вязкость масла, сСТ;

d - внутренний диаметр трубопровода, мм;

l - длина трубопровода, мм.

При турбулентном:

?Рmi = 7,85 Q2 ·l/ d5, МПа(3.18)

Потери давления в различных местных сопротивлениях:

?Рм.с. = 0,21· Q2/d4 ·? ж, МПа(3.19)

Где: ? ж = ж 1+ ж2+ ж3+ … +ж n

- суммарный коэффициент сопротивления для ряда последовательно расположенных местных сопротивлений.

Потери давления в линии гидроцилиндров подъёма и опускания ковша, рассчитывается по формуле:

??Ргц = ?Рm1+?Рm2+?Рm3+(3.20)

+?Рм.с1+?Рм.с2+?Рм.с3

где: ?Рm1=0.62·(45·3372·0.5/705)=0.0009 МПа (в линии от бака к распределителю);

?Рm2=7.85·(3372·1.2/405)=0.01 МПа (в линии от распределителя к гидроцилиндру);

?Рm3=0.62·(45·3372·2/705)=0.004 МПа (в линии от гидроцилиндра к баку);

?Рм.с1=0.21·(3372/704) ·2.5=0.002 МПа;

?Рм.с2=0.21·(3372/404) ·(2.5+0.3+4+1.1)=0.07 МПа;

?Рм.с3=0.21·(3372/704) ·(2+0.8+1.1)=0.036 МПа .

При потери давления в линии гидроцилиндров поворота ковша:

??Ргц = ?Рm1 +?Рm4+?Рm5 +(3.21)

+?Рм.с1+?Рм.с4+?Рм.с5

где:

?Рm4=7.85·(3372·2.5/405)=0.022 МПа; (в линии от распределителя к гидроцилиндру);

?Рm5=7.85·(3372·3/705)=0.002 МПа (в линии от гидроцилиндра к баку);

?Рм.с4=0.21·(3372/404) ·(2+0.8+1.1)=0.036 МПа;

?Рм.с5=0.21·(94.972/704) ·(2+1.1+0.3+3)=0.006 МПа;

Тогда суммарные потери в гидросистеме при работе четырех гидроцилиндров:

??Ргц=2·(?Рm1+?Рm2+?Рm3+?Рm4+?Рm5+?Рм.с1+?Рм.с2+?Рм.с3+?Рм.с4+?Рм.с5)= Мпа

Потери не превысили 6% (1,92МПа) от номинального давления в 16 МПа.

3.2.8 Расчёт силовых гидроцилиндров

Гидроцилиндры являются простейшими гидродвигателями, выходное звено которых совершает возвратно-поступательное движение, причем выходным (подвижным) звеном может быть как шток или плунжер, так и корпус гидроцилиндра.

Гидроцилиндры по направлению действия рабочей среды подразделяются на цилиндры одностороннего действия, у которых движение выходного звена воздействием рабочей среды возможно только в одном направлении, и двустороннего действия, у которых движение возможно в двух взаимно противоположных направлениях. По конструкции рабочей камеры гидроцилиндры подразделяются на поршневые, у которых рабочие камеры образованы рабочими поверхностями корпуса и поршня со штоком, и плунжерные, у которых рабочая камера образована рабочими поверхностями корпуса и плунжера.

Основными параметрами гидроцилиндров являются их внутренний диаметр, диаметр штока, ход поршня и номинальное давление,

определяющее его эксплутационную характеристику и конструкцию, в частности тип применяемых уплотнений, а также требования к качеству обработки и шероховатости внутренней поверхности гидроцилиндра и наружной поверхности штока.

Так гидроцилиндры выполняют возвратно-поступательные движения, то они подбираются по усилию на штоке и давлению рабочей жидкости.

Определяем внутренний диаметр гидроцилиндра подъема исходя из известного усилия на штоке и давления рабочей жидкости:

мм(3.22)

где: D- внутренний диаметр гидроцилиндра, мм;

Р- усилие на штоке гидроцилиндра, Н;

- номинальное давление в гидросистеме, МПа;

- механический КПД гидроцилиндра, =0,92- 0,95.

Диаметр гидроцилиндра:

.

Диаметр штока гидроцилиндра:

, мм.(3.23)

мм.

Ход поршня гидроцилиндра:

, мм.(3.24)

.

Диаметр гидроцилиндра поворота:

.

Диаметр штока гидроцилиндра поворота:

dш =0.5·122=61 мм;

Ход поршня гидроцилиндра поворота:

S =610…732 мм;

По ГОСТ 12447-80 принимаются диаметры гидроцилиндров подъёма 160 мм., гидроцилиндров поворота 125 мм, диаметр штока 80 мм и 63 мм соответственно, ход поршня 900 мм и 630 мм соответственно.

По рассчитанным диаметрам цилиндров и штока подбираются гидроцилиндры подъёма - поршневой, с односторонним штоком и номинальным давлением - 32 МПа.

При проектировании гидроцилиндров необходимо выбрать различные уплотнения. Они должны быть достаточно герметичными, надёжными, удобными для монтажа, создавать минимальный уровень трения, иметь небольшие размеры, низкую стоимость и совместимость с рабочей средой.

Исходя из вышеперечисленных требований выбираются кольца резиновые, круглого сечения для уплотнения подвижных и неподвижных соединений ГОСТ 9833-73, которые отличаются простотой конструкции, минимальными размерами, возможностью герметизации радикального соединения независимо от направления действия давления, широкой универсальностью, низкой стоимостью, а также хорошей герметичностью. Кольца характеризуются таким параметром, как диаметр сечения d2 (выбирается в зависимости от диаметра штока):

- для гидроцилиндров подъёма - d2 = 3,6 мм., (при диаметре штока 80мм);

- для гидроцилиндров поворота - d2 = 3 мм., (при диаметре штока 63мм).

Выбираем уплотнительные резиновые манжеты ГОСТ 14896-84, которые предназначены для уплотнения поршней и штоков гидроцилиндров, тип 2 , наружный диаметр манжеты D = 160 мм., внутренний - d = 140 мм., ширина манжеты Н=14,5 мм., (для уплотнения поршней гидроцилиндров подъёма), для уплотнения штока принимается манжета с размерами 95х80мм., (Dхd), Н=12.

Для гидроцилиндров поворота принимается:

- для уплотнения поршней - D = 125мм., d = 110мм., Н= 12мм.;

- для уплотнения штока - D = 78мм., d = 63мм., Н=12мм.

Выбираем резиновые грязесъёмники, предназначенные для очистки от грязи поверхностей штоков гидроцилиндров по ГОСТ 24811-81.

Для гидроцилиндров подъёма:

- тип 3 - комбинированные (резиновое основание и фторопластовый скребок);

- наружный диаметр - 96мм., (при диаметре штока - 80мм);

- ширина грязесъёмника Н=9,5мм.

Для гидроцилиндров поворота:

- тип 3;

- наружный диаметр - 85мм., (при диаметре штока - 63мм);

- ширина грязесъёмника Н=8мм.

3.2.9 Расчёт КПД гидропривода

КПД гидропривода позволяет установить эффективность спроектированной машины.

Общий КПД одного участка определяется произведением гидравлического, механического и подъёмного КПД:

зобщ= зг· зм· зоб(3.25)

Гидравлический КПД рассчитывается по суммарным потерям давления в гидросистеме:

(3.26)

где Рном - номинальное давление в гидросистеме, МПа;

??Р- суммарные потери давления, МПа.

Механический КПД определяется произведением механических КПД всех последовательно соединённых гидроагрегатов:

змех= змн· змр· змг(3.27)

где змн - механический КПД насоса;

змр - механический КПД распределителя;

змг - механический КПД гидроцилиндра.

зоб= зобм· зобр· зобг(3.28)

где зобм- объемный КПД насоса;

зобр- объемный КПД распределителя;

зобг - объемный КПД гидроцилиндра.

Тогда имеем:

змех=0.9·0.94·0.95=0.8

зоб=0.94·0.95·1=0.893

Окончательно по формуле (3.1.) :

зобщ=0.99·0.8·0.893=0.7

Гидросистема для управления ковшом погрузчика оптимально разработана, так как зобщ= 0,7 входит в интервал 0,6?0,8.

3.2.10 Тепловой расчёт гидросистемы

Количество теплоты, получаемой гидросистемой в единицу времени, соответственно потерянной в гидроприводе мощности может быть определено следующим образом:

иm= (1- зобщ) ·Nн·Кn, кДж/с(3.29)

где зобщ - общий КПД;

Nн - мощность привода насоса, кВт;

Кn=(0,5-0,8) - коэффициент продолжительности работы под на-

грузкой,

иm= (1-0.7) 156·0.8=23 кДж/с;

Определяем максимально установившуюся температуру жидкости, которая достигается через 1 час после начала работы погрузчика и не зависит от времени:

(3.30)

где t - температура окружающего воздуха, 0С;

иm - количество теплоты, кДж/с;

К = 0,04 кДж/с - коэффициент теплоотдачи поверхностей гидроагрегатов;

F = суммарная площадь теплоизлучающих поверхностей гидропривода, м2;

V ф - вместимость гидробака погрузчика, л;

, м2;(3.31)

=8,82 м2;

Тогда:

0С.

Расчет показал, что максимально установившаяся температура превысила +70 0С, поэтому необходимо увеличивать объём масляного бака. Принимаем V ф=800 л, тогда:

=12,1 м2;

0С.

Установившаяся температура незначительно превысила +70 0С, поэтому объём масляного бака принимаем равным 800 л.

4. ЭЛЕКТРИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

На тракторах используют электрические системы освещения, отопления, вентиляции, сигнализации и пуска дизельных двигателей.

Системы освещения монтируют на всех погрузчиках независимо от типа силового оборудования для создания необходимых условий работы вечером и ночью. Световая сигнализация обеспечивает безопасное движение по дорогам, на рабочей площадке и в забое, звуковую используют для предупреждения о начале работы или движения погрузчика, а также для взаимодействия с транспортными средствами.

Большинство дизелей, устанавливаемых на гусеничных тракторах, снабжены электрической системой пуска от стартеров, для питания которых используют аккумуляторные батареи. Система пуска является силовой и требует значительно большей мощности, чем системы освещения и сигнализации.

4.1 Источники тока

Все установленные на машинах потребители тока, кроме приборов электропуска, питаются от генераторов, от них же заряжают аккумуляторную батарею при работе двигателя на средних и больших оборотах. Для питания электрическим током стартера при пуске двигателя внутреннего сгорания и приборов электрооборудования при неработающем двигателе устанавливают аккумуляторные батареи.

При неработающем генераторе или когда он работает, но его напряжение меньше напряжения батареи, электрическая цепь между генератором и аккумуляторной батареей должна быть разомкнута, так как иначе батарея разрядится через генератор. С этой целью предусмотрено реле обратного тока (РОТ) -- автоматически действующее устройство для размыкания цепи в нужный момент.

Генераторы бывают постоянного и переменного тока. Генераторы постоянного тока устанавливают на погрузчиках реже, чем генераторы переменного тока. Генераторы приводятся во вращение ременной передачей или реже шестеренной от коленчатого вала двигателя.

Потребители электрической энергии требуют постоянного напряжения, а изменение частоты вращения генератора вызывает колебание напряжения, поэтому возникает необходимость в его регулировании. Напряжение генераторов постоянного тока регулируют специальным электромагнитным устройством -- регулятором напряжения (РН), напряжение генераторов переменного тока с помощью реле-регуляторов.

Генераторы должны обеспечивать требуемую мощность, иметь минимальные массу и габариты, хорошо охлаждаться. От перегрузок генераторы защищают специальными устройствами-ограничителями тока (ОТ).

Генераторы переменного тока, рассчитанные в основном на осветительную нагрузку, отличаются простым устройством и надежной работой. Недостаток их -- относительно узкий диапазон частоты вращения, при которой создается нормальное напряжение на зажимах. На рис. 226 показан генератор Г-305 переменного тока, устанавливаемый на дизелях Д-108. Статор 11 генератора собирают из электротехнической стали. На зубцы статора надеты девять катушек 10 трехфазной обмотки статора. Каждая катушка имеет тринадцать витков. Катушки в каждой фазе соединены последовательно по три, а фазы соединены «в звезду».

Крышки 7 и 12 аналогичны по конструкции, но на передней 12 имеются две, а на задней 1 -- одна лапа для крепления генератора на двигателе. В крышках размещены обмотки возбуждения, имеющие по тысяче витков. Концы обмоток возбуждения соединены с массой генератора, а начала соединены вместе и выведены через переднюю крышку и выпрямитель наружу к клемме Ш (рисунок 4.1). На цилиндрической части крышек имеются отверстия для стока конденсата и попавшей в генератор воды.

Ротор 9 генератора представляет собой шестилучевую стальную звезду, насаженную на вал 5. Опорами вала служат шарикоподшипники 3, размещенные в крышках.

Выпрямитель состоит из ребристого алюминиевого корпуса 15 с тремя запрессованными в него кремниевыми вентилями 16 (диодами с отрицательным потенциалом) и теплоотвода 14, изолированного от корпуса тонкой изоляционной прокладкой 20. В теплоотвод запрессованы кремниевые вентили 13 (диоды с положительным потенциалом), выводы которых соединены попарно с фазами генератора на панели 4, установленной в корпусе выпрямителя. Во избежание попадания пыли и грязи в выпрямитель щель между корпусом и крышкой 12 уплотнена резиновым кольцом.

Привод генератора от двигателя осуществлен с помощью шкива 18, к которому прикреплена крыльчатка 17 вентилятора для охлаждения генератора и выпрямителя.

Таким образом, по устройству генератор Г-ЗО5 -- закрытая бесконтактная трехфазная электромашина переменного тока с двусторонним электромагнитным возбуждением и кремниевым выпрямителем. Мощность генератора 400 Вт при номинальном напряжении 12 В. Конструкция других моделей генераторов переменного тока, применяемых на различных погрузчикахх, подобна генератору Г-305.

Аккумуляторные батареи (рисунок 4.3) чаще применяют свинцово-кислотные. Они состоят из шести последовательно соединенных элементов, установленных в баке 7. Бак разделен перегородками на отдельные камеры-аккумуляторы. Каждая камера закрыта сверху крышкой 2.



Рисунок 4.1 Генератор Г-305: 1, 12 -- крышки, 2, 4 -- панели выводных клемм постоянного и переменного тока, 3 -- подшипник, 5 -- вал ротора, 6 -- сердечник, 7 -- обмотки возбуждения, 8 -- болт, 9 -- ротор, 10 -- катушка обмотки статора, 11 -- статор, 13, 16 -- вентили, 14 -- теплоотвод, 15 -- корпус выпрямителя, 17 -- крыльчатка, 18 -- шкив, 19 -- провода, 20 -- изоляционная прокладка

Бак изготовлен из пластмассы (асфальтового пека) или эбонита. В камеры бака запрессовывают тонкостенные кислотостойкие вставки из пластмассы, что предохраняет его от разъедания кислотой и значительно увеличивает срок его службы. В каждой камере помещают по нескольку положительных 8 и отрицательных 9 пластин специальной конструкции, собранных поочередно. Это увеличивает общую рабочую поверхность пластин и аккумулятор может запасать больше электроэнергии.

Рисунок 4.2. Схема включения генератора Г-305: - выключатель «массы», -- аккумуляторная батарея (остальные позиции те же, что на рисунке 4.1)

Рисунок 4.2 Устройство аккумуляторной батареи: 1,5-- штыри отрицательного и положительного полюсов, 2 -- крышка элемента, 3 -- пробка крышки элемента, 4 -- перемычка, 6 -- уплотнительное кольцо, 7 -- бак аккумуляторной батареи, 8, 9 -- пластины, 10 -- ребро днища бака, 77 -- сепаратор, 12 -- защитный щиток, 13 -- уплотнение крышки

Основой каждой пластины является решетка, отлитая из чистого свинца с небольшой примесью сурьмы для увеличения механической прочности. В решетку впрессовывают активную массу (шлам), которую приготовляют из порошкообразного свинца или его окислов -- свинцового сурика и свинцового глета, замешанных на крепкой серной кислоте.

После изготовления и сборки пластины формуют, т. е. подвергают многократным процессам зарядки и разрядки. Все одноименные пластины соединяют в полублок общей свинцовой перемычкой -- бареткой с выводным штырем. В каждую камеру помещают блок, собранный из двух полублоков положительных и отрицательных пластин с поочередным их расположением. Отрицательных пластин помещают в блок на одну больше, чем положительных. Поэтому положительные пластины закрыты с обеих сторон отрицательными и работают всей своей поверхностью, вследствие чего устраняется возможность их коробления при большом разрядном токе.