Модернизация трансмиссии погрузчика Амкодор-208

Состав чертежей

1. Чертеж общего вида погрузчика гидравлического “Амкодор – 208А” (формат А1)
2. Чертеж дозирующей системы трансмиссий погрузчика (формат А1)
3. Гидравлическая схема погрузчика (формат А1)
4. Насосный агрегат в сборе – лист 1(формат А1)
5. Чертеж агрегата насосного лист 2(формат А1)
6. Чертеж распределителя золотникового (формат А1)
7. Монтажный чертеж компоновки моторного отсека (формат А1)
8. Листы эскизов операционных золотника (формат А1)

Описание

В дипломной работе разработан вариант совершенствования дозирующей системы трансмиссий для погрузчика «Амкодор-208». В дипломном проекте представлены разработки насосного агрегата, включающего сдвоенный насос принципиально новой конструкции и гидрораспределителя поворота для мобильного ковшового погрузчика «Амкодор-208А». Цель проекта – модернизация существующей гидрообъемной трансмиссии погрузчика с целью повышения его управляемости.
Дано описание базовой машины, а именно предоставлены данные технические, описано назначение, состав, устройство и работа погрузчика. Более подробно рассмотрены: кинематическая схема погрузчика, привод управления сцеплением, ходовая часть, схема колесного редуктора, рама, тормоз стояночный, привод тормоза стояночного, электросистема, гидросистема и ее схема, обслуживание техническое гидросистемы и оборудование рабочее.

Проанализирована система гидравлических машин. Описана система гидравлическая трансмиссии гидрообъемной. Подобрана полнопоточная схема. Описана структура гидрообъемных многомоторных приводов, таких как: дозирующие системы, многопоточные гидропередачи, гидрообъемные трансмиссии машин самоходных. Осуществлен подбор типа гидромашин. Построен график зависимости удельной массы гидромашин от их установочной мощности. Рассмотрена гидравлическая схема ОГП с регулируемыми насосом и гидромотором и двумя предохранительными клапанами, а также с одним предохранительным клапаном.

В разделе проектировочных расчетов ВКР сконструированы и подсчитаны параметры насоса. Рассмотрена диаграмма пульсации давления. Рассчитаны распределитель и предохранительные клапаны. Определен гидрораспределитель. Выполнен расчет параметров технико-эксплуатационных погрузчика: развески; опорных реакций при вывешивании одного из мостов; нагрузки на колесах для согласования шин; опрокидывающей нагрузки; продольной устойчивости и боковой устойчивости. Приведен расчет тяговый: дана характеристика силового привода, рассчитана тяга на колесах и скорость погрузчика, определен наибольший преодолеваемый угол подъема, рассчитано напорное усилие. Представлен расчет времени рабочего цикла и производительности.
Описана конструкция разрабатываемых узлов, а именно: агрегата насосного и распределителя поворота.

Разработан процесс технологический производства золотника. Проведена оценка технологичности детали, подобрана заготовка и база технологическая. Спроектирован маршрут обработки. Определены режимы обработки: черновое точение, прорезка канавок, выполнение шеек, сверление отверстий и шлифование поверхности золотника.
Просчитана экономическая эффективность выпускной квалификационной работы.
Рассмотрены вопросы безопасности при эксплуатации машин строительных и средств механизации малой, а именно: организационные формы управления; планово-предупредительный ремонт и надзор; перемещение, установка, монтаж и демонтаж строительных машин; требования безопасности при техническом обслуживании и ремонте; требования безопасности при эксплуатации машин в осенне-зимний период. Также техника безопасности при эксплуатации погрузчика.
В графической части представлены чертежи: общего вида погрузчика гидравлического “Амкодор – 208А”, дозирующей системы трансмиссий погрузчика, гидравлической схемы погрузчика, агрегата насосного, распределителя золотникового, компоновки моторного отсека и эскизов операционных золотника.

1.1       Конструирование и расчет основных параметров насоса

Концепция данного расчета такова, что нам известен тип насоса и его рабочий объем, так как имеет место модернизация гидропривода. В базовой машине были установлены 2 насоса с объемной постоянной 33. Поскольку, уйдя от раздаточной коробки и приняв 1 насос вместо двух, мы должны получить такие же значения рабочих скоростей (или большие), примем в качестве базового насос с объемной постоянной в 90. Тем более, как видно из таблицы 5, габарит насоса 316.90 лишь немногим больше габарита насоса 316.33.

Также к исходным данным отнесем число цилиндров в насосе, равное 10, так как оно должно быть четным, чтобы обеспечить синхронность движения бортов, и не должно быть менее 10, так как менее 5 цилиндров на борт дадут чрезмерно высокую пульсацию давления в системе. Диаграмма давления для 5 цилиндров показана на рис.38.

Рис.38. Диаграмма пульсации давления

Далее находят геометрические па­раметры аксиально-поршневой гидро­машины. Диаметр поршня задают, исходя из рабочего объ­ема гидромашины [5]:
где  – рабочий объем насоса,  – число цилиндров,  – максимальный угол наклона шайбы, примем =20^о, т.к. при большем значении угла долговечность насоса резко снижается [3]. Подставив значения в формулу (1), определим диаметр цилиндра:

см. Примем диаметр цилиндра равным 20мм.

Толщину стенки между цилиндрами принимают равной 0,2D=4мм, между цилиндрами и наружной поверхностью блока – 0,3D=6мм. Диаметр окружности расположения осей цилиндров
мм. Предварительным геометрическим построением можно определить, что лишь при диаметре осей цилиндров в 78мм будет соблюдено условие, что толщина стенки не менее 4мм. Наружный диаметр блока мм.

Определяем ход поршня: см.

Уточним максимальный угол наклона упорной шайбы:.

Очевидно, что мы можем несколько уменьшить диаметр цилиндра, что позволит уменьшить диаметр и металлоемкость блока цилиндров, вызвав незначительное увеличение угла наклона шайбы. Так, при диаметре цилиндра в 18мм (толщина стенки не менее 3,6мм, толщина наружной стенки не менее 5,4мм) цилиндры расположатся на окружности диаметром 72мм, что даст блок цилиндров диаметром 102мм, ход поршня в 36мм и обеспечит угол наклона шайбы к горизонтали в 13,7^о (согласно [3] дающий вполне приемлемую нагрузку на цилиндро-поршневую группу и достаточно высокую долговечность насоса).

Расчет распределителя. Торцовый распределитель аксиально-поршневых гидромашин выполняется, как пра­вило, в виде плоского или сферическо­го диска с двумя полукольцевыми окнами, соединяющими блок с поло­стями нагнетания и всасывания. В течение одной половины оборота вала каждый цилиндр соединен со всасывающим окном, в течение дру­гой – с нагнетательным. Ширина перемычки между окнами (рис.39) обычно составляет
где t – длина окна в донышке цилиндра.

С целью улучшения качества рабо­чего процесса в насосах поло­жительное перекрытие рабочих окон выполняют с обеих сторон (рис.39). При переходе из зоны всасывания в зону нагнетания жидкость предварительно сжимается на участке ,что способствует устранению «заброса» давления в момент соединения запер­той полости с полостью нагнетания, снижению шума, увеличению долговечности машины.

Плавное снижение давления при переходе жидкости из зоны нагнета­ния в зону всасывания обеспечивается за счет угла перекрытия . Однако поскольку мы имеем дело с управляемым насосом, примем эти углы равными друг другу и приближенно для упрощения расчета равными 4^о.

Площадь окна цилиндра выбирают такой, чтобы скорость жидкости в нем не превышала более чем в 2,5…3,2 раза среднюю скорость поршня [5]. При номинальной частоте вращения вала насоса в 1700 мин^-1 средняя скорость поршня составит 2,55 м/с. Отметим также, что для насосов с подпиткой наибольшая ско­рость жидкости не должна быть более 8,5 м/с. Приняв окно, составленное из 2 отверстий диаметром 6мм с удаленной перемычкой между ними (см. рис40), получим площадь сечения в 61,6 мм² (данная площадь была измерена посредством встроенных в графическую систему AutoCAD 2000 средств), что обеспечит приемлемую для системы с подпиткой скорость жидкости в канале, равную 8,2 м/с. Ширину распределитель­ных окон получилась, таким образом, равной 5,5мм.

Ширину уплотнительных пояс­ков принимают равной 0,125D. Учитывая, что интен­сивность изнашивания поясков неоди­накова, ширину внутреннего пояска принимают равной 0,75…0,8 от шири­ны наружного. Очевидно, что если ширина поясков может быть любой, но не менее 2мм. Зададимся ей конструктивно.

Рис. 39. Распределитель гидромашины одно­стороннего вращения

Рис.40. Схема распределительного диска проектируемого насоса

Поскольку изменения, вносимые в конструкцию насоса, ограничиваются блоком цилиндров и распределительным диском, расчет считаем завершенным: параметры остальных деталей насоса соответствуют параметрам деталей базового насоса.

Расчет предохранительных клапанов. Шариковый предохранительный клапан предназначен для предохранения системы от перегрузок. Зададимся 20%-м значением перегрузки, т.е при давлении  атм клапан должен открыться.

Диаметр подвода к седлу шарика примем равным 3,3мм.

Усилие отжатия шарика (начальное):                            .

Далее расчет также будет вестись с использованием несистемной единицы килограмм-сила, так как эта единица применяется в используемой методике расчета [6].

Диаметр шарика берем в соответствии с рекомендациями [6] равным .

Определим параметры пружины шарика. Рекомендуемый диаметр проволоки определим так:

Примем диаметр проволоки 2,7мм. Диаметр пружины D выберем из рекомендации мм. Примем 16мм.

Шаг пружины принимаем равным  мм. Принимаем 6мм.

Начальная длина пружины выбирается не менее , но не более , т.е. от 18 до 93,5 мм. Примем 80мм.

Так как пружина надевается на шарикодержатель, то 2-3 витка ее в месте установки признаем нерабочими. Это определит коэффициент i=1.5.

Число рабочих витков найдем так:

Жесткость пружины:
где  – модуль сдвига.

Начальная деформация пружины для удержания давления:

Заметим, что эта величина деформации должна создаваться винтом регулировки давления при сборке клапана, т.е. длина резьбового соединения в собранном состоянии не должна быть менее 23мм (с учетом фасок).

1.2       Определение гидрораспределителя

Поскольку, изменяя гидравлическую схему погрузчика, мы ушли от 2 насосов с независимым регулированием к одному, дающему равные расходы жидкости по обоим ветвям, для осуществления поворота машины потребуется прибегнуть к введению в схему гидрораспределителей поворота.

Управление поворотом будет также осуществляться при помощи джойстика. Джойстик, как было сказано выше, является дифференциальным распределителем давления. Плавно утапливая плунжер от нуля до максимального положения, мы плавно увеличиваем давление в соответствующей линии от нуля до максимальной величины (3 МПа, см. технические характеристики машины).

Принцип осуществления поворота будет следующим. Поворачивая рычаг джойстика в нужную сторону, мы повышаем давление в соответствующей гидролинии управления. Это давление перемещает золотник распределителя поворота, осуществляя посредством дросселирования перепуск рабочей жидкости из напорной магистрали гидромотора соответствующего борта на слив, тем самым понижая давление в гидромоторе. В среднем положении гидромотор оказывается в плавающем положении. В то же время на другом борту вследствие отсутствия давления в соответствующей гидролинии управления и нахождения золотника в крайнем положении гидромотор реализует полную подачу насоса, колесо вращается с максимальной скоростью. В результате машина совершает плавный поворот.

В случае отклонения джойстика в крайнее положение золотник поворота также придет в крайнее положение, подав максимальный расход жидкости (без дросселирования) на гидромотор, однако в этом случае направление вращения гидромотора будет противоположным, и машина будет разворачиваться на месте.

Как видно, данный принцип позволяет осуществлять плавное регулирование радиуса поворота машины.

Определим основные параметры гидрораспределителя. Выполнение этого расчета позволит непосредственно перейти к конструированию распределителя.

Исходными данными для расчета будут являться: максимальный расход жидкости через распределитель, максимальное давление в системе, максимальное давление управления. И если давления известны и составляют соответственно 25 и 3 МПа, то расход предстоит вычислить.

В данном случае мы взяли множитель ½, т.к. конструкция насоса предполагает деление рабочего объема поровну на каждый борт.

Источник [6] рекомендует определять проходные сечения каналов распределителя, исходя из непревышения скоростью течения жидкости в них значения 5-6м/сек. Формула выглядит так:

Коэффициент 100 позволяет перевести метры в секунду в сантиметры в секунду, чтобы на выходе получилась площадь сечения в см².

Рассчитываем диаметр подводящего (напорного) канала:

Конструктивно примем диаметр канала равным 18мм.

Конструктивно примем диаметр золотника равным 25мм.

Также конструктивно зададимся следующими параметрами: перекрытие кулачка с проточкой  (без учета знака), расстояние между подводящими каналами (равное расстоянию между отводящими) равно a=80мм.

Если записать площадь сечения щели как , то при известных F, h и D можно определить d:

Примем диаметр пояска d равным 12мм.

Так как площадь щели пропорциональна , она будет линейно изменяться при перемещении золотника.

Назначим диаметр кольцевой проточки  равным 30мм.

При диаметре золотника 25мм максимальная осевая сила от гидравлической системы управления составит

Определим силу жидкого трения золотника о корпус распределителя по формуле:
где  – плотность масла,– кинематическая вязкость масла, для АМГ-10 они равны соответственно  и ;  – зазор в золотниковой паре, примем его равным 7 мкм;  – относительная скорость перемещения деталей, примем равной 0,5 м/с;  – суммарная длина трения, равна 124 мм.

Как видим, сила трения гораздо меньше усилия, оказываемого на торец золотника давлением управления и уравновешиваемого пружиной.

Рассчитаем пружину. Жесткость ее должна быть такой, чтобы предварительное сжатие компенсировало приложение к ней усилия в 5% от максимального, а максимальное сжатие пружины давало бы силу упругости, равную 95% максимального усилия (данные поправки предназначены для компенсации неточностей изготовления и регулировки распределителей джойстиков).

Таким образом при сжатии на  она развивает усилие 1,32 кН.

Расчет пружины взят из [6], где расчетная методика, использующая эмпирические величины и табличные данные, оперирует внесистемными старыми единицами – килограммосилами. В связи с этим расчет пружины произведем с применением этих величин, конечные же результаты вновь переведем в СИ.

Жесткость пружины будет равна

Определим диаметр проволоки пружины по формуле [6]:

Здесь мы приближенно приняли число рабочих витков пружины равным 14. Принимаем диаметр проволоки равным 4мм. Диаметр пружины D выберем 15мм.

Шаг пружины принимаем равным  мм. Принимаем 9мм.

Начальная длина пружины выбирается не менее , но не более , т.е. от 27 до 120мм. Примем 100мм.

Жесткость пружины определим по формуле (5):

Проверим поведение пружины: при подаче на нее усилия, равного  она сожмется на =

Как видно, полный ход золотника будет практически достигнут.

Начальная деформация пружины для удержания давления:                                                       .

Заметим, что эта величина деформации должна создаваться винтом регулировки давления при сборке клапана, т.е. длина резьбового соединения в собранном состоянии не должна быть менее 6мм (с учетом фасок).

1.3       Определение параметров технико-эксплуатационных погрузчика

1.3.1    Расчет развески, нагрузок на колеса.

Расчеты развески выполнены по программе, разработанной в отделе инженерных расчетов СКБ НПО «Дормаш» для ППЭВМ.

Начало координат принято в точке пересечения вертикальной оси машины, проходящей по центру заднего моста, с опорной поверхностью.

Ось OX – направлена в сторону рабочего движения машины.

Ось OZ – вертикально вверх. Система координат правая.

Расчет развески.

Исходные данные и результаты расчета приведены в таблице 6, результаты расчета – под таблицей.

Исходные данные[1]:

Таблица 6

Наименование агрегатов, сборочных единиц, деталей	Масса, кг	Координаты центра тяжести, мм
		X	Y	Z
1. Двигатель с глушителем	470.0	-0.330	0.000	0.870
2. Система охлаждения	50.0	-0.840	0.000	0.930
3. Насос	160.0	0.250	0.000	0.560
4. Аккумулятора с ящиками	160.0	0.590	0.090	0.960
5. Гидрораспределители, шланги	80.0	0.900	0.000	0.660
6. Редуктора с моторами	280.0	1.050	0.080	0.420
7. Передние колеса	120.0	1.050	0.000	0.420
8. Задние колеса с тормозами	120.0	0.000	0.060	0.420
9. Рама передняя	250.0	0.300	0.000	0.550
10. Рама задняя с капотами, маслом и топливом	540.0	-0.570	0.060	0.950
11. Цепи с кожухом	120.0	0.525	0.060	0.420
12. Кабина	305.0	0.580	0.000	1.620
13. Оператор	75.0	0.425	0.060	1.300
Ковш в рабочем положении
14. Ковш	140.0	1.860	0.000	0.200
15. Стрела	190.0	0.800	0.000	1.250
16. Гидроцилиндры стрелы	110.0	0.100	0.006	1.300
17. Гидроцилиндр ковша	60.0	1.230	0.000	0.900
18. Сцепка	45.0	1,550	0.000	0.300
19. Пальцы	20.6	0.650	0.000	1.160
20. Корригирующие цилиндры	45.0	-0.180	0,000	1.620
Ковш в транспортном положении
21. Ковш	140.0	2.000	0.000	0.450
22. Стрела	190.0	0.810	0.000	1.360
23. Гидроцилиндры стрелы	110.0	0.100	0.000	1.400
24. Гидроцилиндры ковша	60.0	1.300	0.000	1.450
25. Сцепка	45.0	1.590	0.000	0.340
26. Пальцы	20.0	0.700	0.000	1.200
27. Корригирующие цилиндры	45.0	-0.200	0.000	1.700
28. Груз	1000.0	2.000	0.000	0.470
Ковш в положении максимального вылета
29. Ковш	140.0	2.500	0.000	2.100
30. Стрела	190.0	0.800	0.000	2.200
31. Гидроцилиндры стрелы	110.0	0.100	0.000	1.700
32. Гидроцилиндры ковша	60.0	1.480	0.000	2.250
33. Сцепка	45.0	2.100	0.000	2.000
34. Пальцы	20.0	0.700	0.000	2.100
35. Корригирующие цилиндры	45.0	-0.150	0.000	1.850
36. Груз	1000.0	2.600	0.000	2.150
Ковш в положении максимального подъема
37. Ковш	140.0	2.100	0.000	3.500
38. Стрела	190.0	0.470	0.000	2.900
39. Гидроцилиндры стрелы	110.0	0.000	0.000	1.900
40. Гидроцилиндры ковша	60.0	0.990	0.000	3.250
41. Сцепка	45.0	1.700	0.000	3.350
42. Пальцы	20.0	0.400	0.000	2.760
43. Корригирующие цилиндры	45.0	-0.220	0.000	1.956
44. Груз	1000.0	2.150	0.000	3.660

Результаты расчета развески:

1.Шасси (узлы 1-12)

Масса=2655.00; X=0.156; Y=0.000; Z= 0.812

2. Погрузчик без груза, ковш в рабочем положении (узлы 1-20):

Масса=3340.00; X=0.305; Y=0.000; Z=0.846.

3. Ковш в транспортном положении (узлы 1-13; 21-27):

Масса=3340.00; X=0.313; Y=0.000; Z= 0.874.

4. Ковш в положении максимального вылета (узлы 1-13; 29-35):

Масса=3340.00; X=0.345; Y=0,000; Z= 1.049.

5. Ковш в положении максимального подъема (узлы 1-13; 37-43):

Масса=3340.00; X=0.289; Y=0,00; Z=1.195.

6. Погрузчик с грузом 1000 кг, ковш в транспортном положении (узлы 1-13; 21-28):

Масса=4340.00; X=0.702; Y=0.000; Z= 6.781.

7. Ковш в положении максимального вылета (узлы 1-13; 29-36):

Масса=4340.00; X=0.864; Y=0.000; Z= 1.363.

8. Ковш в положении максимального подъема (узлы 1-13; 37-44):

Масса=4340.00; X=0.713; Y=0.000; Z= 1.749.

9. Погрузчик без груза, без оператора, ковш в транспортном положении (узлы 1-12; 21-27):

Масса=3255.60; X=0.311; Y=6.006; Z= 6.865.

10. Погрузчик с грузом 1000 кг, без оператора, ковш в транспортном положении (узлы 1-12; 21-28):

Масса=4265.00; X=0.707; Y=0.000; Z= 0.772.

11. Рабочее оборудование (узлы 21-27):

Масса=610.00; X=0.983; Y= 0.000; Z= 1.093.

12. Шасси (узлы 1-12)

Масса=2665.00; X=0.156; Y=0.000; Z=0.812.

Расчет нагрузок на колеса

Исходные данные:

База машины                            1.050 м

Колея колес                             передних                                            1.450 м

задних                  1.450 м

Результаты расчета:

Таблица 7

Наименование расчетного случая	Нагрузки на колеса и мосты
	Передние		Задние
	Левое	Правое	Левое	Правое
1. Ковш в транспортной положении	498.4	498.4	1171.6	1171.6
	996.9		2343.1
4. Ковш в положении максимального вылета	548.0	548.0	1122.0	1122.0
	1096.0		2244.0
6. Погрузчих с грузом 1000 кг. Ковш в транспортном положении	1450.8	1450.8	719.2	719.2
	2901.6		1438.4
7. Ковш в положении максимального вылета	1786.1	1786.1	383.9	383.9
	3572.2		767.8
9. Погрузчик без груза, без оператора, ковш в транспортном положении	483.3	483.3	1149.2	1149.2
	966.5		2298.5
10. Погрузчик с грузом 1000 кг, без оператора, ковш в транспортной положении	1435.6	1435.6	696.9	696.9
	2871.3		1393.7

(Данные приведены в кгс, т.к. программа выполняла расчет в этих единицах).

Расчет опорных реакций при вывешивании одного из мостов.

В процессе наполнения ковша погрузчик вывешивается на ковше и передних колесах, причем сила на ковше приложена вниз, а R₂=0.

Выглубляющая сила на ковше равна:
где а – расстояние от громки ковша до оси переднего моста, а=1,28м (см. рис.1); G_П – масса погрузчика с оператором, G_П=32765Н; х – расстояние от оси заднего колеса до центра тяжести пог­рузчика (ковш в рабочем положении), х= 0,305м; L – база погрузчика, L=1,05 м.

Рис.41. Расчетная схема определения опорных реакций

По возможностям гидросистемы рабочего оборудования кН, т.е. гидросистема рабочего оборудования обеспечивает вывешивание заднего моста.

, следовательно, кН. Опорная реакция на передний мост:

В процессе наполнения ковша погрузчик вывешивается на ковше и задних колесах, причем сила на ковше направлена вверх, a R₁ =0.

Заглубляющая сила на ковше равна:

Опорная реакция на задний мост:

Нагрузки на колесах для согласования шин.

Статическая нагрузка на одно колесо переднего моста (случай вывешивания заднего моста), V=0 км/ч, нагруз­ка приложена посредине ковша.

Нагрузка на одно колесо переднего моста при транспортном передвижении порожнего погрузчика:

Нагрузка на одно колесо переднего моста при транспортном передвижении груженого погрузчика (масса груза в ковше 1000 кг):

Нагрузка на одно колесо заднего моста при вывешивании переднего моста:

Нагрузка на одно колесо заднего моста при транспорт­ном передвижении порожнего погрузчика.

На каждые из четырех ведущих колес погрузчика установлено по одной шине 12.4L – 16. Из ТУ 38.4081 87 при давлении в шине р=2,2атм и скорости передвижения V=30 км/ч полезная нагрузка на шину S=11,85 кН.

Статическая нагрузка на шину при скорости V=0 км/ч равна уд­военной полезной нагрузке при V = 30 км/ч, т.е.

Из расчета у погрузчика видно, что статическая нагрузка на шину равна,что на 10% превышает статическую нагрузку на шину по ТУ. Однако при работе погрузчика нагрузки на колеса изменяются от 4,9 до 14,2кН; причем скорость погрузчика не превышает 15 км/ч, а наг­рузка на колесо переднего моста кН получена при пере­возке 1000кг груза в ковше; грузоподъемность погрузчика Q=800кг. Следовательно, можно сделать вывод, что установленные шины 12.4L – 16 обеспечивают выполнение технологических операций при работе погрузчика.

Расчет опрокидывающей нагрузки.

Ковш с грузом находится в положении максимального вылета. Опрокидывающую нагрузку определяем для двух положений:

• с оператором на рабочем месте;
• без оператора на рабочем месте.

где -вес погрузчика без груза с оператором, из расчета развески =32,7кН, вес погрузчика без оператора =32,0кН; х – координата центра тяжести погрузчика без груза с оператором (ковш в положении максимального вылета), х=0,345м, без оператора х=0,340м; L – база погрузчика, L=1,05м; b – расстояние от оси переднего колеса до центра тяжести груза в ковше, b=1,55м.

Погрузчик с оператором:

Погрузчик бег оператора

1.3.2    Расчет статической устойчивости

Расчет продольной устойчивости.

Продольную устойчивость погрузчика определяем относительно передней и задней оси опрокидывания, причем, продольная ось пер­пендикулярна линии наибольшего склона. Продольная статическая ус­тойчивость характеризуется предельными углами подъема  и уклона , на которых может стоять заторможенный погрузчик под действием силы тяжести, не опрокидываясь.

Предельный угол продольной статической устойчивости на подъем определяем по формуле:
где Х, Z –  координаты центра тяжести погрузчика относительно про­дольной оси и по высоте, берем из расче­та развески; L – база погрузчика, L=1,05м.

Вычисленные, углы  и  для порожнего и груженого погрузчика для трех основных положений стрелы приведены в табл.8.

Таблица 8.

Расчетные порложения	Погрузчик без груза, с оператором		Погрузчик с грузом массой 1000кг
	Подъем	Спуск	Подъем	Спуск
Транспортное положение ковша	19°42′	40°08′	41°57′	24°01′
Ковш на максимальном вылете	18°12′	33°54′	33°32′	8°07′
Ковш на максимальном подъеме	13°35′	32°29′	22°19′	11°0′

Полученные предельные углы статической продольной устойчивости на подъеме и уклоне сравниваются с наибольшими углами подъездных путей и рабочих площадок.

При оценке собственной устойчивости погрузчика проверяются углы подъема и уклона при транспортном положении стрелы без груза в ковше:
где К_б – коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамических нагрузок (торможение, наезд на препятствия и др); К_б=1.5;  – наибольший угол уклона подъездных путей, для промышленных погрузчиков =20^о.

С целью увеличения устойчивости погрузчика при подъеме на кру­тые подъездные пути, рекомендуется набрать в ковш 50…100 кг грун­та.

При расчете грузовой устойчивости погрузчика на наибольшем вы­лете и максимальном подъеме стрелы должно соблюдаться условие
где ,  – предельные углы статической продольной устойчивости с грузом в ковше на уклоне и подъеме соответственно; К_б – коэффициент безопасности, К_б=2,0;  – допустимый угол рабочей площадки, =5°. Из табл. 3 при массе груза в ковше 1000 кг =8°07′;
продольная устойчивость погрузчика с грузом 1000 кг обеспечена.

При массе груза в ковше 800 кг координаты центра тяжести для стрелы в положении максимального вылета будут X=0.780м; Z=1.240м.

следовательно, продольная устойчивость груженого погрузчика (масса, груза в ковше 800 кг) обеспечена.

Расчет боковой устойчивости.

Боковая статическая устойчивость определяется предельными углами склона, на которых колесный погрузчик, установленный боком, сохраняет равновесие под действием силы тяжести. При этом погрузчик располагают по наклонной поверхности таким образом, чтобы боковые грани опорного контура были перпендикулярны основной линии склона.

Для колесных погрузчиков с поворотными колесами и жесткой рамой предельные углы боковой статический устойчивости для порожнего и груженого состояния и трех положений стрелы определяем по формуле:
где В – ширина колеи погрузчика, В=1,45 м, Z – высота центра тяжести.

Погрузчик без груза в ковше:

ковш в транспортном положении

максимальный вылет ковша

Погрузчик с грузом в ковше:

ковш в транспортном положении

в положении максимального вылета

ковш в положении максимального подъема

Наименьший из полученных углов устойчивости сравнивается с на­ибольшим возможным по условиям эксплуатации погрузчика углом накло­на рабочей площадки.

Для безопасной эксплуатации погрузчика должно соблюдаться ус­ловие
где K_б коэффициент безопасности, учитывающий одновременность действия статических и динамических нагрузок, торможе­ние погрузчика, переезд препятствий и др., К_б=2,0;  – допустимый угол наклона рабочей площадки, =5°.

1.3.3    Тяговый расчет

Погрузчик представляет собой колесную самоходную машину с приводом на все четыре колеса. Привод на два передних (грузовых) колеса осуществляется гидромоторами ГСТ-90. От передних колес через две цепные передачи мощность подводится на два задних (моторных) колеса. Гидроматоры ГСТ-90 запитаны от сдвоенного регулируемого насоса.

Характеристика силового привода.

Дизель.

Установлен дизель Д-244 с номинальной мощностью N_e=57 л. с. при номинальной частоте вращения n_е=1800об/мин. Номинальный крутящий момент:

Гидронасос.

На привод хода установлен гидронасоса сдвоенного действия типа 316.80. Рабочий объем насоса, см³:

• номинальный – 40;
• минимальный – 0.

Частота вращения, об/мин:

• номинальная – 1600;
• максимальная – 4000.

Подача насоса, л/мин:

• номинальная – 64;
• минимальная – 0.

Давление в гидролинии высокого давления, МПа:

• номинальная – 20;
• максимальная –

Коэффициент подачи насоса – 0,95.

Масса насоса – 60кг.

Привод гидросистемы рабочего оборудования осуществляется от установленного на хвостовике насоса хода сдвоенного аксиально-поршневого гидронасоса.

Гидромоторы МП-90:

Номинальный рабочий объем гидромотора – 89 см³

Частота вращения при номинальном давлении, об/мин:

• номинальная – 1500;
• максимальная – 2590;
• минимальная –

Давлении в гидролинии высокого давления, МПа:

• номинальное – 27;
• максимальное – 36,5.

Гидромеханический КПД мотора – 0,88.

Номинальная эффективная мощность гидромотора, л. с. – 66.5

Номинальный крутящий момент, Н м – 311,8.

Статический радиус колеса и масса погрузчика.

На колеса погрузчика устанавливаются шины 12,4 L – 16, стати­ческий радиус колеса =0,42м.

Масса порожнего погрузчика – 3500 кг.

Масса поднимаемогс груза – 800 кг.

Тяга на колесах и скорость погрузчика.

Окружное усилие на колесах погрузчика определяем по формуле:
где М_Г – крутящий момент на валу гидромотора; i,  – передаточное число и КПД трансмиссии.

В каждой ступице двух ведущих колес переднего (грузового) мос­та установлены двухрядные планетарные редукторы; передаточное чис­ло планетарного редуктора i_p=15,2; =0,92.

Для привода двух задних колес установлены цепные передачи с передаточным числом i_ц=1 и =0,92.

Таким образом передаточное число трансмиссии погрузчика равно

Крутящий момент (наибольший) на валу гидромотора при давлении р=300кгс/см² (по предохранительному клапану) в гидромоторе привода хода определяем по формуле:

Тяга (наибольшая) от двух паромоторов составит:

Скорость погрузчика:
где n_г – частота вращения гидромотора:
где Q_H – действительная производительность гидронасоса 316.90.
где q_H – рабочий объем насоса сдвоенного типа 316.80, номинальный, q_H=45см³ на выход. n_Н – частота вращения насоса, принимается равной номинальной частоте вращения дизеля, n_Н=1800 об/мин;  – объемный КПД гидронасоса, =0,95.

Наибольшая скорость погрузчика:

Так как на передвижение машины со скоростью 8,5 км/ч необходи­ма небольшая мощность (10л.с.), то обороты двигателя могут превы­шать номинальные, а производительность насосов увеличится по срав­нению с номинальной и действительная скорость погрузчика составит 14-15 км/ч.

Наибольшие значения тяги и скорости погрузчика (регулируемые насосы и нерегулируемые гидрометры) показаны на рис. 42 пунктирной линией (без учета мощности двигателя). С учетом мощности двигателя значения тяги и скорости показаны сплошной линией.

Рис.42. Диаграмы параметров передачи погрузчика

Тягу на колесах и скорость погрузчика с учетом мощности дизеля определяем по формуле)
где N_Э – эксплуатационная мощность дизеля; N_Э=52 л.с.;  – КПД трансмиссии;
где  – КПД гидронасоса, =0,9;  – КПД гидромотора, =0,88;  – КПД планетарного редуктора и цепной передачи, =0,83.

При тяге Т=20 кН скорость погрузчика при N_Э=52 л.с. будет

При V=5 км/ч тяга будет

V=6 км/ч; Т=15,1 кН.

V=7 км/ч; Т=13,0 кН.

V=8 км/ч; Т=11,4 кН.

V=9 км/ч; Т=10,1 кН.

V=10 км/ч; Т=9,08 кН.

Определение наибольшего преодолеваемого угла подъема.

Определяем угол при передвижении груженого погрузчика на подъем на дороге с коэффициентом сопротивления перекатыванию f=0,1.

Расчет по сцеплению шин с грунтом (коэффициент сцепления ):

Расчет напорного усилия.

Удельное напорное усилие на кромке ковша:
где  – наибольшее тяговое усилие по двигателю или по сцепному весу; В – наружная ширина режущей кромки ковша, В=1,76 м.

Наибольшее тяговое усилие на колесах погрузчика равно Р_к=20600 кН.

Удельное напорное усилие на кромке ковша

Удельного напорного усилия q_Р = 11,7 кН/м достаточно для удовлетворительного наполнения ковша материалом.

1.3.4    Расчет времени рабочего цикла.

Для привода рабочего оборудования установлен насос аксиальный поршневой типа 210.20. Частота вращения насоса равна номинальной частоте вращения двигателя (1800 об/мин).

Действительная производительность насоса равна:

Время подъема стрелы:
где  – диаметр поршня гидроцилиндра подъема стрелы;  – ход поршня.

Время опорожнения ковша:
где  – диаметр поршня гидроцилиндра поворота ковша;  – ход поршня этого цилиндра.

Время опускания стрелы:
где  – диаметр штока гидроцилиндра подъема стрелы;  – ход поршня.

Время гидравлического цикла равно:

Расчет производительности.

Определение производительности является довольно сложной задачей по причине универсальности погрузчика. Даже если рассматривать только ковшовое рабочее оборудование, производительность погрузчика как машины в целом будет различной для различного типа задач.

В связи с этим, говоря о производительности погрузчика, имеется в виду производительность при вполне определенном фронте работ.

Рассмотрим следующую схему их выполнения:

Рис. 43. Расчетная схема для определения производительности.

Отметим, что выполнение работ по данной схеме (погрузка сыпучего материала из отвала в кузов автосамосвала) является довольно типичным, к тому же эта схема учитывает высокую мобильность машины – основное ее достоинство.

Производительность погрузчика как машины циклического действия определится по формуле:
где  – емкость ковша «с шапкой», =0,5м³; – коэффициент использования погрузчика по времени в течение часа, примем ;  – продолжительность рабочего цикла. Определим ее:
где  – время гидравлического цикла, см. выше;  – расстояние транспортировки груза, в нашем случае ;  – скорость погрузчика, примем ее равной скорости при максимальной подаче насоса на номинальных оборотах двигателя;  – время на остановку машины и включение обратного направления движения, примем . Тогда .

Тогда производительность погрузчика будет равна:

2          ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ УЗЛОВ РАЗРАБАТЫВАЕМЫХ

2.1       Конструкция агрегата насосного

Спроектированный насосный агрегат в совокупности с двумя гидравлическими распределителями поворота заменяет присутствовавшие в конструкции базовой машины два управляемых насоса, один неуправляемый и раздаточную коробку.

Чертеж насосного агрегата приведен на листах 4 и 5 графической части проекта.

Насосный агрегат состоит из управляемого насоса принципиально новой конструкции, присоединенного к нему насоса подпитки, и агрегатируемого с ними неуправляемого насоса привода рабочего оборудования 1 (см. листы графической части).

Управляемый насос состоит из корпуса 2, вала 3, установленного в подшипниках 70 и 71, блока цилиндров 10, 10 поршней 11, наклонной шайбы 4 с механизмом изменения ее наклона, распределительного диска 12 и клапанной коробки.

Новизна конструкции насоса заключается в том, что каналы блока цилиндров 10 выходят на канавки разных радиусов распределительного диска 12. Так, 5 цилиндров соединены с наружными канавками, а 5 – с внутренними. В результате этого насос ведет себя как два независимых насоса, а подачи на выходе могут изменяться наклоном шайбы, но всегда остаются равны друг другу.

Наклонная шайба вращается в подшипниках 69, установленных в корпусе насоса. Для демонтажа наклонной шайбы в нижней стенке корпуса 2 насоса имеется паз соответствующего размера. Поворот шайбы осуществляется через люльку 15, надетую на цилиндрическую часть вала шайбы и стянутую болтом 51 с гайкой 57 и шайбами 80 и 81. Поворот на малые углы осуществляется посредством рычага 16, вращающегося относительно люльки вокруг болта-оси 17. При повороте на большие углы поршень 18 выбирает зазор и непосредственно воздействует на люльку.

Подшипники 69 удерживаются от осевого перемещения: верхний – планкой 25, присоединенной к корпусу двумя болтами 50 с шайбами 79, а нижний – нижней крышкой 19 через втулку 23. Нижняя крышка уплотнена резиновым кольцом 61.

Поршень 18 перемещается в цилиндрическом отверстии корпуса 2. Уплотнения поршня производится по посадке. В поршне выполнен паз для люльки 15 и рычага 16. Внутри поршня установлены две возвратные пружины 73 с шайбами 77 по торцам. Перемещение шайб 77 ограничено шайбами 82 и стопорными кольцами 66. Через центральное отверстие поршня пропущен болт 52 с гайкой 58. Пружины обеспечивают симметричное положение поршня относительно болта, а симметричное положение болта в корпусе осуществляется подбором потребного числа шайб 83, устанавливаемых под упорные пробки 24. При регулировке следует следить, чтобы поршень находился в строго центральном положении, и отсутствовало свободное осевое его перемещение.

Пробки вворачиваются в торцевые пробки 22, которые, в свою очередь, уплотняются резиновыми кольцами 62.

Механизм поворота наклонной шайбы сверху накрывается верхней крышкой 20, которая, как и нижняя крышка 19, крепится к корпусу болтами 50 с шайбами 79. Крышка 20 уплотнена прокладкой 48.

Сферические части поршней 10 завальцованы в башмаки 7, которые опираются на шайбу 6. Крепление их осуществляется посредством кольца 8, которое прикреплено к шайбе пятью винтами 54. Шайба же 6 скользит по наклонной шайбе 4, которая дополнительно опирается на сферический колпак 9, надетый на цапфу блока цилиндров.

Блок цилиндров укреплен на валу 3 посредством эвольвентных шлицев. Поджатие блока цилиндров к распределительной шайбе осуществляется пружиной 72 через шайбу 14, упирающуюся в бурт вала, и кольцо 13, завальцованное в блок цилиндров. Осевая нагрузка от этой пружины передается через вал на подшипник 69, который, в свою очередь, фиксируется от перемещения крышкой 5 с установленной в ней манжетой 67 и стопорным кольцом 64.

Задней крышкой насоса служит корпус клапанной коробки 26. Для образования в нем кольцевой канавки для подвода жидкости от насоса подпитки в корпус запрессована втулка 27. Распределительный диск 12 упирается в плоскую часть корпуса клапанной коробки и удерживается от проворачивания тремя винтами 56.

Клапанная коробка содержит 4 шариковых клапана подпитки (по одному на каждую ветвь – в соответствии с гидросхемой), 4 предохранительных клапана и клапан давления подпитки.

Клапана подпитки состоят из седла 28, заворачиваемого в резьбовую часть горизонтального канала, шариков 84 и пружин 74. Давление срабатывания клапана определяется начальной длиной и жесткостью пружины; клапан не нуждается в регулировке.

Пружины упираются в седло предохранительного клапана 29. Предохранительный клапан включат в себя шарик 85 малого диаметра, держатель 30, пружину 75, пробку 31. Стопорение пробки осуществляется контргайкой 59. Для предотвращения несанкционированной регулировки клапана он закрыт колпачком 35, который устанавливается на свинцовую пломбу.

Клапан давления подпитки состоит из седла 33, шарика 86, держателя 34, пружины 76 и крышки 32. На крышке выполнен 6-гранный шлиц для регулировки клапана.

Сброс жидкости через клапан давления и предохранительные клапана осуществляется в сливные каналы. Технологические выходы каналов закрыты заглушками 36 и 37. Сброс осуществляется в корпус насоса, а из него – через канал, закрытый пробкой 21, в бак.

В корпус клапанной коробки вворачивается штуцер 38 для присоединения к насосу подпитки, и 4 штуцера 39 для подсоединения насоса к гидросистеме машины.

В корпусе клапанной коробки имеется цилиндрическая выемка, в которую вставляется центровочный бурт шестеренного насоса подпитки. Крепление насоса осуществляется за фланец крышки 41 4 болтами 53 с шайбами 81. Болты проходят через сквозные отверстия в корпусе клапанной коробки.

Шестеренный насос подпитки состоит из корпуса 40, крышек 41 и 42, шестерен 47, платиков 45 и 46, прижимной прокладки 43 с защитным кольцом 44. Во внутренние шлицы шестерен вставлены соответственно вал 3 и вал аксиально-поршневого насоса типа 210.16. Валы уплотнены манжетами 68 со стопорными кольцами 65.

Крышки крепятся к корпусу насоса болтами 49 с шайбами 78 и уплотняются резиновыми кольцами 63.

К фланцу крышки 42 4 болтами М10 осуществляется крепление насоса 210.16.

2.2       Конструкция распределителя поворота

Поворот машины осуществляется следующим образом. При отклонении рычага управления ходом машины («Джойстика») влево либо вправо на соответствующей линии управления возникает давление жидкости. «Джойстик» устроен таким образом, что это давление пропорционально отклонению рычага. Оно передается в управляющую полость соответствующего распределителя.

Конструкция распределителя показана на листе 6 графической части. Он представляет собой корпус 5, выполненный из чугунного бруска методом механической обработки. В корпусе распределителя перемещается золотник 6.

Под левый (на чертеже) торец золотника подается давление от управляющей гидролинии. в отверстие с правого торца вложена шайба 15, в нее упирается пружина 13. при отсутствии давления управления пружина отодвигает золотник в крайнее левое положение.

Давление управление подается через штуцер 3, представляющий собой пластину с приваренной к ней по периметру стальной бобышкой, в которой просверлено отверстие, и в нем нарезана резьба. Штуцер крепится к корпусу 4 болтами 10 с шайбами 14 и уплотняется резиновым кольцом 12.

С другой стороны также 4 болтами 10 с шайбами 14 к корпусу крепится направляющая втулка 4, по резьбе которой движется колпачок 9. Поворотом колпачка за имеющиеся в нем отверстия (специальным ключом) осуществляется регулировка пружины. Колпачок стопорится контргайкой 11 и ставится на краску.

В резьбовое отверстие колпачка вворачивается штуцер рукава, соединяющего полость пружины со сливной линией. Он предназначен для сбора утечек.

Подвод жидкости и отвод ее от распределителя осуществляется через штуцера 1 и 2, также представляющие собой пластины с приваренными к ним отрезками стальной трубы, на концах которых нарезана резьба. Штуцера также крепятся болтами 10 с шайбами 14, уплотняются резиновыми кольцами 12.

Технологический канал в корпусе заглушен с торца заглушкой 8, запрессованной в корпус, а с другого конца – пластиной 7. Крепление и уплотнение пластины аналогично креплению и уплотнению штуцеров.

Принцип действия распределителя поворота заключается в том, что по мере перемещения золотника сначала появляется зазор, через который часть потока на гидромотор дросселируется, затем по мере дальнейшего перемещения золотника зазор увеличивается. В среднем положении вся жидкость от соответствующей секции насоса перепускается через распределитель, гидромотор колеса находится в плавающем положении, дальнейшее перемещение золотника плавно реверсирует колесо. В крайнем положении осуществляется разворот машины на месте.