авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 || 3 | 4 |   ...   | 6 |

«И. В. Бояркина ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА ОДНОКОВШОВЫХ ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ Омск – 2011 Министерство образования и науки ...»

-- [ Страница 2 ] --

При одном и том же изменении момента сопротивления пологая кривая крутящего момента обеспечивает большее изменение частоты вращения вала двигателя.

Зависимости, представленные на рис. 3.4, свидетельствуют о том, что режим максимальной мощности двигателя фронтального погрузчика является основным, т.к. его реализация в эксплуатации обеспечивает максимальную производительность машины и минимальный удельный расход топлива.

Таким образом, установлено, что для двигателей внутреннего сгорания внешние кривые крутящих моментов и мощности двигателя аппроксимируются единой системой аппроксимационных коэффициентов. Заводам-изготовителям рекомендуется выдавать значения режимных параметров двигателей внутреннего сгорания, которые необходимы для проектирования машин и разработки технологий выполнения строительных работ, в соответствии с табл.

3.1.

3.1.4. Общие сведения о быстро и длительно протекающих динамических процессах в дизельных двигателях Для выполнения расчетов технологических процессов машин многие авторы создавали математические модели дизельных двигателей. Структура таких моделей зависит от типа решаемых задач и характера динамических процессов нагружения двигателя [70, 71].

На рис. 3.6 показана внешняя скоростная характеристика дизельного двигателя В2-550ТК-С5 фронтального погрузчика ТО- мощностью 406 кВт, которая устанавливает связь выходных координат Ме, GT, Ne, ge, e на установившихся режимах работы с частотой вращения n коленчатого вала.

Ne, КВТ Ме, НМ Me 2500 2000 Ne 1000 500 GТ, КГ/Ч GT 80 g e, г/КВТЧ е ge 0,5 60 e 0, 0,3 n, об/мин 1100 1300 Рис. 3. Как показали результаты, изложенные в подразделах 3.1–3.4, дизельный двигатель воспринимает низкочастотные входные воздействия в диапазоне частот fп=0 5 Гц. Рабочие процессы фронтальных погрузчиков при наполнении ковша имеют тренды рабочих сопротивлений, которые характеризуются периодичностью выполнения Тк =4 8 с [73, 77].

На рис. 3.7 показана примерная циклограмма наполнения ковша фронтального погрузчика, которая является циклограммой тренда нагружения двигателя фронтального погрузчика.

В разделе 11 будет рассмотрен Рис. 3.7 аналитический метод расчета таких циклограмм, которые характеризуются периодом Тк процесса набора ковша: Тк=3 6 с. При этом полное время одного цикла погрузчика может составлять Тц30 40 с и более. Технологические рабочие процессы фронтальных погрузчиков можно разделить на быстро протекающие и длительно протекающие динамические процессы. В соответствии с этим динамические процессы, выполняемые дизельными двигателями, тоже являются длительно протекающими или быстро протекающими динамическими процессами.

Как показали исследования, выполненные в подразделе 3.1, запаздывание динамических процессов в двигателе характеризуется малыми значениями времени з.р по сравнению с общим временем выполнения технологических операций: копанием грунтов, подъемом рабочего оборудования и т.п. Наиболее важным регулирующим звеном динамической системы двигателя является центробежный регулятор, который при отработке низкочастотных входных воздействий может рассматриваться как передаточное звено, обладающее запаздыванием р. Для длительно протекающих динамических процессов выполнения технологических операций подъема, опускания стрелы и процессов копания грунта диаграммы моментов сопротивления Мс на валу двигателя погрузчика можно представить в виде линеаризованных отрезков на достаточно малых интервалах времени, совпадающих с шагом интегрирования.

Пусть момент сопротивления на валу двигателя на некотором интервале времени изменяется по линейному закону M c At, где А – интенсивность изменения момента сопротивления двигателя, Нм/с.

На рис. 3.8 показан переходный процесс крутящего момента двигателя при линейном законе нагружения с интенсивностью M e. Интеграл крутящего момента двигателя A t t Ae. (3.20) M e A(t ) Выражение (3.20) описывает переходный процесс крутящего момента двигателя Ме при линейном законе изменения момента сопротивления Мс. С увеличением времени процесса второе слагаемое уравнения (3.20) быстро уменьшается, поэтому момент на валу двигателя Ме превращается в линейную зависимость M e A(t ), Mc, Ме где – время запаздывания двигателя.

Mc Поскольку в данной работе рассматриваются длительно Ме протекающие динамические процессы, At то временем запаздывания двигателя можно пренебречь как малой величиной по сравнению со временем протекания технологических процессов подъема, опускания стрелы и процессов копания.

Рис. 3. Для составления математических моделей дизельных двигателей поль зуются скоростными характеристиками двигателей в аналитическом виде.

В работах профессора Н.А. Ульянова [71] связь выходных параметров двигателя е и Ме устанавливается в аналитическом виде по линеаризованным статическим характеристикам. В последующем таким методом представления внешних характеристик двигателя с некоторыми усовершенствованиями пользовались М.В. Коваленко [39], А.Н. Подсвиров [48] и другие исследователи. Однако, как показал опыт использования этих моделей, они обладают недостатками, обусловленными громоздкостью записи соответствующих формул для всех линеаризованных участков и условий для их ограничения.

Перспективным для задания внешних характеристик дизельных двигателей является предложенный табличный метод [10].

Суть метода состоит в том, что любые функциональные Ме=Ме(е);

GТ=GТ(е), зависимости, например задаются линеаризованными отрезками, концы которых являются узлами этих зависимостей и характеризуются соответствующими координатами, которые систематизируются в виде матрицы. Для получения текущих промежуточных величин при исследовании непрерывных процессов используют метод аппроксимации, основанный на полиномах Лагранжа.

Задачу определения текущих значений функции по дискретным значениям аргументов можно решить при помощи интерполяционных многочленов Лагранжа.

Сначала рассмотрим простой случай выражения функции y i одной переменной семейством точек x i, принадлежащих кривой y f (x).

Общий вид формулы интерполяционного многочлена Лагранжа степени n, принимающего значения y i в точках x i (i – целое число, изменяющееся в пределах от 0 до n), имеет вид [10] n ( x x )...( x x )( x x )...( x x ) 0 i 1 i 1 n yi.

L П ( x) i 0 ( xi x0 )...( xi xi 1 )( x i xi 1 )...( xi xn ) В зависимости от вида кривой используют интерполяционные многочлены Лагранжа первой или второй степени, т.е. кусочно линейную или кусочно-квадратичную интерполяцию. В узлах интерполирования x i функция f (x) должна совпадать со своим интерполяционным многочленом. Если же x не является узлом интерполирования, то f (x) только приближенно равно L П (x ).

Рассмотрим алгоритм, позволяющий запрограммировать функцию z двух переменных z f ( x, y ) дискретным семейством точек x i, y (K ). Для текущего значения y (K ) находим место этой точки между кривыми K и K 1. Для этих кривых выполняем сечение по параметру x i const и находим z K ( xi ) и z K 1 ( xi ). Далее, применяя интерполяцию, находим искомое значение z f ( x, y ).

Математическая запись этого алгоритма имеет вид ( x xi )( x xi 1 ) ( x xi 1 )( x xi 1 ) z K ( x) zi 1 zi ( xi 1 xi )( xi 1 xi 1 ) ( xi xi 1 )( xi xi 1 ) ( x xi 1 )( x xi ) zi 1, (3.21) ( xi 1 xi 1 )( xi 1 xi ) где x [ xi 1, xi 1 ], i=1, 3, …, n–1.

( y y ( K ) ) ( K 1) ( y y ( K 1) ) ( K ) z ( x), (3.22) z ( y, x ) ( K 1) z ( x) ( K ) (K ) ( K 1) (y y (y y (K ) ( K 1) где y [ y, y ], K=1, m.

В данной работе выполнено обоснование правомерности данного подхода к решению рассматриваемой динамической задачи.

Если исходить из концепции быстро протекающих и длительно протекающих динамических процессов, то динамические процессы, связанные с перемещением муфты центробежного регулятора и работой топливного насоса, можно отнести к быстро протекающим внутренним процессам, характеризующим быстродействие двигателя.

Таким образом, при анализе длительно протекающих технологических процессов можно пользоваться стандартными скоростными характеристиками двигателя, устанавливающими стационарную связь крутящего момента на валу двигателя с его угловой скоростью (частотой вращения).

Сделанный вывод не является очевидным, т.к. имеются авторы, которые пользуются динамическими характеристиками двигателя при анализе и расчетах длительно протекающих динамических процессов.

В данной монографии используются результаты, полученные предшествующими авторами [39], [58] при этом главное внимание уделено расчетам экономии топлива двигателем на основе механического эквивалента дизельного топлива и выполнено обоснование правомерности использования математических моделей дизельных двигателей для исследования процессов уравновешивания рабочего оборудования стреловых машин.

В табл. 3.4 и 3.5 представлены обобщенные внешние характеристики двигателей ЯМЗ-236Н и В2-550ТК-С5, заданные в виде матриц узловых точек.

Таблица 3. Скоростная характеристика двигателя ЯМЗ-236Н, заданная матрицей узловых точек n, 1930 1775 1700 1600 1500 1400 1300 1200 1100 об/мин е, 202,1 185,9 178,0 167,5 157,1 146,6 136,1 125,7 115,2 104, рад/с Ме, 0 640 950 1003,3 1015,9 1021,3 1032,0 1037,3 1021,3 1010, Нм GT, 4 25 35 34,5 33 31 29 27 25 кг/ч Nе, 0 115,9 169,1 168,1 159,6 149,7 140,5 130,4 117,6 105, кВт gе, – 215,7 206,9 207 206 207 206,5 207 212 г/кВтч 0 0,393 0,409 0,412 0,409 0,409 0,41 0,408 0,398 0, е Представленные характеристики являются матрицами m n, где m – число строк;

n – число столбцов. Каждый элемент матрицы является узлом, связывающим данный параметр с соответствующим значением элементов первой и второй строк е, nе. В таблицах значения величин е(к), Ме(к), GТ(к) – соответственно угловая скорость, крутящий момент, часовой расход топлива – получают экспериментальным путем на специальных испытательных стендах.

Таблица 3. Скоростная характеристика двигателя В2-550ТК-С5, заданная матрицей узловых точек n, 1830 1715 1600 1500 1400 1300 1200 1100 об/мин е, 191,64 179,59 167,55 157,08 146,61 136,14 125,56 115,19 104, рад/с Ме, 0 1131,72 2426,50 2546,66 2618,12 2646,57 2638,09 2642,90 2653, Нм GT, 9 49 87,5 82,5 78 73,5 69 64 кг/ч Nе, 0 203,25 406,56 400,03 383,83 360,29 331,25 304,44 277, кВт gе, – 241,08 215,22 206,23 203,21 204,00 208,30 210,27 212, г/кВтч 0 0,3505 0,3936 0,4108 0,4168 0,4155 0,4066 0,4028 е Остальные величины матрицы являются вычисляемыми характеристиками.

Мощность двигателя N e M e e или N e M e n.

GT Удельный эффективный расход топлива g e 10 г/кВтч.

Ne КПД двигателя в долях единицы [55, 58] М 3600 10 или e е е e, ge IT GТ I T где IТ – механический эквивалент дизельного топлива, IТ 42,5106 Дж/кг.

3.1.5. Математическая модель дизельного двигателя, основанная на использовании полиномов Лагранжа В структурной схеме дизельного двигателя для математического описания длительно протекающих динамических процессов можно принимать время запаздывания регулятора р=0, а регулятор рассматривать как простое передаточное звено с коэффициентами передачи Кр, Км. Используя дифференциальные уравнения (3.10), (3.11), можно записать математическую модель дизельного двигателя de Me Mc ;

(3.23) Ie dt e e t ;

(3.24) e e.о e.

Вычисление крутящего момента Ме и часового расхода топлива GТ в функции угловой скорости вала двигателя выполним, используя функции Лагранжа:

(e ei )(e e (i 1) ) M e ( e ) M e( i 1) ( e ( i 1) ei )(e (i 1) e(i 1) ) (e e (i 1) )(e e (i 1) ) M ei (ei e (i 1) )(ei e( i1) ) (e e ( i1) )(e ei ) (3.25) M e (i 1).

(e( i1) e ( i1) )(e (i 1) ei ) (e ei )(e e (i 1) ) GT (e ) GT (i 1) ( e (i 1) ei )(e (i 1) e( i1) ) (e e (i 1) )(e e (i 1) ) GTi (ei e (i 1) )(ei e( i1) ) (e e ( i1) )(e ei ) GT (i 1), (3.26) (e( i1) e ( i1) )(e (i 1) ei ) где i, (i +1) – номера последовательных точек линеаризованного отрезка.

Наряду с формулами (3.25), (3.26) при решении технологических задач используются функции Лагранжа, устанавливающие зависимость угловой скорости двигателя e от крутящего момента Me:

( M e M ei )( M e M e (i 1) ) e ( M e ) e( i 1) ( M e ( i 1) M ei )( M e (i 1) M e( i 1) ) ( M e M e ( i 1) )( M e M e(i 1) ) ei ( M ei M e ( i 1) )( M ei M e( i 1) ) ( M e M e( i 1) )( M e M ei ) e( i 1). (3.27) ( M e (i 1) M e( i 1) )( M e (i 1) M ei ) Аналогичный вид имеют функции Лагранжа для зависимости часового расхода топлива от крутящего момента M e :

( M e M ei )( M e M e ( i 1) ) GT ( M e ) GT ( i 1) ( M e (i 1) M ei )(M e( i 1) M e (i 1) ) ( M e M e ( i 1) )( M e M e( i 1) ) GTi ( M ei M e ( i 1) )( M ei M e (i 1) ) ( M e M e( i 1) )( M e M ei ) GT (i 1). (3.28) ( M e(i 1) M e( i 1) )( M e (i 1) M ei ) В математической модели (3.23) – (3.28) уравнения описывают динамику вращения вала двигателя и в обобщенной линеаризованной форме – работу регулятора и топливной системы двигателя.

Выходные величины N e M e e ;

(3.29) Ae N e t ;

(3.30) GT 6 г 10, ;

(3.31) ge Ne кВт ч G Gе.ц T t ;

(3.32) N 3600 e e 3600 10. (3.33) GT I T g e IT В математической модели (3.23) – (3.33) имеем: Iе – приведенный момент инерции элементов механической системы к валу двигателя;

t – шаг численного интегрирования;

е – изменение угловой скорости в течение шага интегрирования;

е – угловое ускорение вала двигателя;

GT.ц – расход топлива за время выполнения рабочего цикла.

Разработанная математическая модель позволяет для произвольной функции момента сопротивления Мс=Мс(t), приведенного к валу двигателя, вычислять мощность двигателя Nе, механическую работу Ае, удельный расход топлива gе, расход топлива за цикл технологического процесса GT.ц, КПД двигателя е и др. величины.

На рис. 3.9 приведена диаграмма переходных процессов нагружения двигателя А-01М линейным внешним сопротивлением до некоторого фиксированного значения момента сопротивления M c max At1 и последующий процесс разгрузки двигателя.

На рис. 3.9 использованы следующие обозначения: t1 – время нагружения;

t2 – время установившегося сопротивления;

t3 – время разгрузки;

– время быстро протекающего динамического процесса двигателя;

t4, t5 – время переходного процесса двигателя;

t6 – время длительно протекающего динамического процесса.

Из диаграммы видно, что переходные процессы крутящего момента двигателя Ме отличаются от диаграммы нагружения Мс, однако практически совпадают при сдвиге кривой Ме на величину времени запаздывания регулятора двигателя.

Дизельный двигатель как динамическое звено характеризуется динамическими процессами, описываемыми системой дифференциальных уравнений вала двигателя и центробежного регулятора, обеспечивающих регулирование крутящего момента от угловой скорости вращения вала двигателя. Для описания Рис. 3. длительно протекающих динамических процессов погрузчиков центро бежный регулятор в математических моделях дизельного двигателя можно рассматривать как передаточное звено с запаздыванием.

Внешнюю скоростную характеристику дизельного двигателя в длительно протекающих динамических процессах можно задавать в линеаризованном виде при помощи матрицы узловых точек, используя полиномы Лагранжа.

Получена математическая модель дизельного двигателя, описывающая длительно протекающие динамические процессы в механической системе, позволяющая для произвольной функции момента сопротивления на валу двигателя вычислять крутящий момент Ме на валу двигателя, угловую скорость е, часовой расход топлива GT, мощность двигателя Nе, расход топлива за время цикла Gц, удельный расход топлива gе, КПД двигателя e и другие величины.

3.1.6. Основные параметры двигателей типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков В табл. 3.6 приведены характеристики двигателей для типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков, она содержит сведения о номинальной мощности N e, частоте вращения вала двигателя n, часовом расходе топлива GT, крутящих моментах двигателя M e.

Анализируя параметры таблицы, видим, что погрузчик малой грузоподъемности QП =0,5 т имеет расход топлива GT =5,5 кг/ч, а погрузчик большой грузоподъемностью QП =75 т имеет расход топлива GT =355,4 кг/ч. Это означает, что сверхмощный погрузчик примерно в 65 раз эффективнее малого погрузчика. Непросто ответить на вопрос, могут ли 65 малых погрузчиков заменить один большой погрузчик, однако очевидно, что при внедрении сверхмощного погрузчика освобождаются от работы 65 операторов.

В разделе 1 мощность двигателя выражена зависимостью N e 0,0653Q 2 27,445QП 10,323 кВт. (3.34) П Таблица 3. Характеристики двигателей фронтальных погрузчиков Значение Часовой Грузо- Максима Номиналь- крутящего расход Номина- ная частота подъ- льное момента при топлива емность льная значение Марка вращения при номи- номиналь погруз- мощность коленчато- крутящего двигателя ной нальной чика N e, кВт момента го вала мощности мощности QП, т M e, Нм n, об/мин M e, Нм GT, кг/ч 0,5 25 2100 5,5 127,32 113, 2,2 Д-240 55,15 2200 11,53 268,11 239, СДМ- 3,0 121,5 2100 25,55 618,80 552, (А-01М) А-01МД 3,3 1700 20,8 630,00 561, А-01МК 95, 3,8 ЯМЗ-236М2 132 2100 28,2 667,00 600, ЯМЗ-238НБ 4,0 147 1700 31,6 908,30 825, (ПМЗ-238) ЯМЗ-236Н 175 1700 36,84 1037 983, 6,6 ЯМЗ-240Б 220,6 1900 48,1 1219,58 1108, 7,3 ЯМЗ-238Д 243 1900 51,52 1343,42 1221, В2-550ТК 15,0 405 1600 87,5 2646,57 2417, С – 30,0 884 1600 185,46 5803,64 5276, Cat 35,0 782,0 1600 148,6 5367,0 4667, C32ACERT 38,0 3516BHDEUI 1176,0 1600,0 276,0 8072,0 7019, Сummins 65,0 1560,0 1600,0 327,5 10708,0 9310, QSK 75,0 Le Torneau 1691,0 1600,0 355,4 11606 10092, Если размерный ряд двигателей рассматривать как механическую систему, то можно сделать вывод, что данная механическая система подчиняется единым закономерностям.

Часовой расход топлива типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков можно определять по физической формуле N GТ e, (3.35) е I T где N е – эффективная мощность двигателя, Вт.

На рис. 3.10 показана зависимость часового расхода топлива от грузоподъемности.

Рис. 3. Рис. 3. При проектировании машин удобно пользоваться удельными показателями. Для фронтального погрузчика удельными показателями являются удельная энергонасыщенность и удельное энергопотребление. В разделе 1 показана зависимость удельной мощности на единицу грузоподъемности N e QП. Эта зависимость характеризует энергонасыщенность системы.

Удельное энергопотребление системы можно оценить удельным расходом топлива на единицу грузоподъемности, т.е. отношением GT QП. Рассмотренные энергетические показатели являются близкими по физической сущности, в одном случае они выражены через мощность двигателя, в другом – через потребление энергоресурса. Удельная энергонасыщенность изменяется для разных погрузчиков в пределах кВт/т, а по N e QП 22,5 энергопотреблению удельный показатель GT QП изменяется в пределах GT QП 5 8 кг/ Ч Т (рис. 3.11).

3.2. Силовые агрегаты трансмиссии 3.2.1. Теория расчета выходных параметров гидродинамических передач фронтальных погрузчиков Крутящий момент на валу двигателя изменяется в ограниченных пределах, при этом момент сопротивления обычно многократно превышает возможности изменения момента двигателя. Для расширения диапазона воспринимаемых моментов сопротивления в трансмиссию погрузчиков встраивают гидродинамические, гидрообъемные или электрические передачи, которые не только увеличивают крутящий момент двигателя, но и позволяют регулировать его величину в соответствии с изменением момента сопротивления. Гидродинамические передачи работают по принципу преобразования скорости движения потока рабочей жидкости на лопатках турбинных колес. Гидрообъемные передачи работают по принципу создания статического напора гидравлическими насосами и преобразования энергии жидкости в механическую работу гидродвигателями, в качестве которых используются обратимые гидронасосы.

Гидродинамические передачи применяют в виде гидромуфт или гидротрансформаторов. В первом случае мощность от коленчатого вала двигателя к ведомому валу передается с изменением угловой скорости последнего, но при постоянном крутящем моменте;

во втором случае при постоянном крутящем моменте на валу двигателя изменяется не только скорость ведомого вала, но и передаваемый крутящий момент. В настоящее время на погрузчиках чаще применяют гидродинамические трансмиссии, состоящие из механической коробки передач и гидротрансформатора. Поскольку режимы работы гидротрансформатора включают в себя как частный случай режим работы гидромуфты, рассмотрим конструкцию и принцип работы гидромуфты фронтального погрузчика.

Гидромуфта состоит из двух колес – насосного и турбинного, вращающихся в общем корпусе, в котором между колесами циркулирует рабочая жидкость (машинное масло). Насосное колесо соединено жестко с коленчатым валом двигателя, а турбинное – с входным валом трансмиссии. Оба колеса имеют радиально направленные лопатки. Насосное колесо, вращаясь, увлекает своими лопатками поток жидкости, который действует на лопатки турбинного колеса и приводит его во вращение. Поскольку связь между колесами обеспечивается только потоком жидкости, турбинное колесо всегда вращается с проскальзыванием относительно насосного колеса. КПД гидромуфты на расчетном установившемся режиме равен 0,95 0,97. Гидромуфта обеспечивает пуск двигателя и остановку машины без отключения трансмиссии;

при этом возможно непрерывное и плавное изменение угловой скорости выходного вала от 0 до max и от max до 0 соответственно с уменьшением или увеличением внешней нагрузки. Гидротрансформатор конструктивно отличается от гидромуфты тем, что у него кроме насосного 7 (рис.

3.12, а) и турбинного 5 колес имеется колесо 4, называемое реактором.

D Рис. 3. Лопатки колес гидротрансформатора расположены не радиально, а наклонно. Назначение реактора – создавать реактивный момент M 3, добавляемый к моменту M 2, передаваемому валом турбинного колеса.

В результате суммарный момент, передаваемый выходным валом, будет больше момента M 1, передаваемого валом насосного колеса, т.е. двигателем.

Для гидротрансформатора уравнение моментов имеет вид M1 M 2 M 3 0, где M 1, M 2, M 3 – соответственно моменты двигателя, турбины и реактора.

Это означает, что момент на турбинном колесе может быть больше или меньше момента на валу насосного колеса в зависимости от знака момента M 3. Насосное колесо жестко соединено с маховиком дизельного двигателя, а турбинное – с приводным валом коробки передач (см. рис. 3.12). Насосное колесо, вращаясь, увлекает своими лопатками поток рабочей жидкости, в качестве которого используется машинное или веретенное масло.

В круге циркуляции насосное колесо сообщает жидкости кинетическую энергию, закручивает непрерывный поток жидкости, который отбрасывается на лопатки турбинного колеса и попадает на лопатки неподвижного реактора, который стремится повернуться в сторону, противоположную вращению рабочих колес. Этому препятствует муфта свободного хода;

ее ролики 3 заклинивают корпус реактора на неподвижной части 2, которой часто служит ступица шестерни понижающей передачи коробки передач, конструктивно объединенной с гидротрансформатором.

Лопатки реактора изменяют направление и увеличивают скорость потока жидкости, проходящей через реактор от турбинного к насосному колесу. Чем медленнее вращается турбинное колесо, тем больше лопатки реактора изменяют направление потока жидкости и тем больший реактивный момент M 3 передается от реактора к турбинному колесу. С изменением внешней нагрузки гидротрансформатора автоматически меняется и режим работы:

уменьшается частота вращения при увеличении нагрузки и увеличивается ее момент. Погрузчик может плавно трогаться с места и подниматься по уклону без изменения оборотов двигателя. Однако момент M 2 по сравнению с моментом M 1 увеличивается в определенных пределах. Наибольшее силовое передаточное отношение называют коэффициентом трансформации [4, 71]:

M K 2 max 3,5. (3.36) M Это теоретический наибольший коэффициент трансформации, который соответствует моменту стопорения турбинного колеса, т.е.

его полной остановке. Кинематическое передаточное отношение характеризует скоростной режим работы гидротрансформатора:

i 2, (3.37) где 1, 2 – соответственно частота вращения насосного и турбинного колес.

Для обеспечения оптимальных режимов работы гидропередачи расчетные значения K и i приходится несколько уменьшать за счет использования коробки передач, устанавливаемой за гидротрансформатором. КПД гидротрансформатора характеризуется отношением мощности N 2, передаваемой турбинным колесом, к мощности двигателя N1, равной мощности насосного колеса.

Крутящие моменты на насосном и турбинном колесах определяются уравнениями N N M1 1 ;

M 2 2, (3.38) 1 поэтому КПД гидротрансформатора имеет вид N M 2 2 2 Ki 0,85 0,87. (3.39) N 1 M Турбинное колесо всегда работает со скольжением относительно насосного колеса. Частота вращения турбины уменьшается с увеличением внешней нагрузки и, наоборот, увеличивается на холостом ходу. Скольжение служит причиной внутреннего трения в потоке жидкости и сопровождает ее нагрев. При стоповом режиме вся мощность двигателя превращается в тепло, поэтому в гидротрансформаторах устанавливают радиатор для охлаждения рабочей жидкости и насос для перекачки жидкости через радиатор.

КПД гидротрансформатора является переменной величиной, имеющей экстремум на безразмерных характеристиках (рис. 3.13).

10 а) б) Рис. 3. Гидротрансформаторы выполняются непрозрачными и прозрачными. Непрозрачные гидротрансформаторы полностью защищают двигатель от внешних нагрузок (см. рис. 3.13,а). У непрозрачных гидротрансформаторов режим работы двигателя не меняется и зависит только от заданного положения рейки топливного насоса. Прозрачные гидротрансформаторы обеспечивают частичную зависимость двигателя от внешних сопротивлений, при этом улучшается топливная экономичность двигателя. Чтобы повысить КПД на холостом ходу, когда частота вращения турбинного колеса по значению близка к частоте вращения насосного колеса, гидротрансформатор переводят на режим работы гидромуфты. С увеличением частоты вращения турбинного колеса уменьшается угол атаки струи жидкости на его лопатках, а вместе с тем и угол входа струи. При этом поток жидкости, отбрасываемый лопатками турбинного колеса, начинает ударяться в лопатки реактора с противоположной стороны, отчего колесо реактора стремится к вращению в одну сторону с рабочими колесами (см. рис. 3.12,б).

Тогда муфта свободного хода автоматически расклинивается и гидротрансформатор начинает работать в режиме гидромуфты с КПД, равным 0,95 0,97. Гидротрансформаторы, которые могут работать в режиме гидромуфты, называются комплексными.

Характеристика гидротрансформатора в основном определяется зависимостями K f (i ) ;

f (i) ;

1 f (i ), (3.40) M, здесь – где 1 – безразмерный коэффициент момента, D 5 объемная масса рабочей жидкости в гидротрансформаторе (при 90o С 830 850 кг/ M 3 );

D – активный диаметр рабочей полости гидротрансформатора (см. рис. 3.12).

Функции K (i), (i), 1 (i ) удобно задавать в виде таблиц угловых точек с использованием полиномов Лагранжа:

(i ii )(i i(i 1) ) K (i ) K (i 1) (i(i 1) ii )(i( i 1) i(i 1) ) (i i(i 1) )(i i(i 1) ) Ki (ii i(i 1) )(ii i(i 1) ) (i i(i 1) )(i ii ) K ( i 1). (3.41) (i(i 1) i(i 1) )(i(i 1) ii ) (i ii )(i i( i 1) ) (i ) ( i 1) (i( i 1) ii )(i( i 1) i(i 1) ) (i i(i 1) )(i i(i 1) ) i (ii i(i 1) )(ii i( i 1) ) (i i(i 1) )(i ii ) (i 1). (3.42) (i(i 1) i(i 1) )(i(i 1) ii ) (i ii )(i i(i 1) ) 1 (i ) 1( i 1) (i(i 1) ii )(i( i1) i(i 1) ) (i i(i 1) )(i i( i 1) ) 1i (ii i(i 1) )(ii i(i 1) ) (i i(i 1) )(i ii ) 1(i 1). (3.43) (i( i 1) i(i 1) )(i(i 1) ii ) Приведенные параметры являются безразмерными характеристиками (см. рис. 3.13). Они показывают изменение коэффициентов момента 1, трансформации K и КПД, откладываемых по оси ординат в зависимости от изменения передаточного отношения i на входе лопаток турбинного колеса, откладываемого по оси абсцисс.

При построении безразмерных характеристик момент M 1 M e заменяют коэффициентом 1. Отношение максимального значения к значению 1 при K=1 определяет степень прозрачности гидротрансформатора:

П 1 max 1( К 1). (3.44) При П 2 гидротрансформатор относят к прозрачным, а при П 1 1,2 – к непрозрачным. Как видно из рис. 3.13,а, значение коэффициента примерно постоянно у непрозрачного гидротрансформатора и переменно у прозрачного в зависимости от изменения i передаточного отношения (см. рис. 3.13,б). У обоих гидротрансформаторов КПД резко повышается с увеличением передаточного отношения.

Нагрузочные свойства гидротрансформатора характеризуются значениями коэффициента входного момента (рис. 3.14): 1max – максимального (при i 0,4) ;

1.0 при i=0 в режиме гидромуфты, а также коэффициентом прозрачности П1 1 max. (3.45) 1. Здесь iM соответствует передаточному отношению, при котором гидротрансформатор переходит на режим работы гидромуфты.

Обычно преобразующие свойства гидротрансформатора характеризуются передаточными отношениями i 0( K 0 ) ;

i i * ( K * ) ;

i iM (K=1), где K 0 – коэффициент трансформации (при i=0);

i* – передаточное отношение, соответствующее максимальному значению КПД ( * 90% );

K – коэффициент трансформации при *.

Поскольку КПД гидротрансформатора изменяется в больших пределах, то очень важно, чтобы в рабочей зоне (при i 0,4 0,85) он был наибольшим. В начале рабочей зоны i 80% и в конце 85%, т.е. в начале перехода гидротрансформатора на режим работы гидромуфты (точка С, см. рис. 3.14). Переход гидротрансформатора на режим работы гидромуфты осуществляется свободно или принудительно блокировкой турбинного колеса 5 (см. рис. 3.12) и насосного колеса 7 с помощью специальной фрикционной дисковой муфты.

С увеличением частоты вращения турбинного колеса до частоты вращения насосного колеса рычажная передача, действующая от центробежного регулятора, включает муфту сцепления. При применении двух колес реактора их устанавливают на отдельных муфтах свободного хода и с лопатками, расположенными под Рис. 3. разными углами. В результате удается улучшить преобразующие свойства гидро трансформатора, т.е. углы атаки при малых передаточных отношениях ( i 0 0,5), и осуществить переход с режима работы гидротрансформатора на режим работы гидромуфты при КПД 87 88% (точка D, см. рис. 3.14), т.е. избежать провала кривой КПД в точке C (см. пунктирную кривую). Таким образом, удлиняется рабочая зона значений КПД и уменьшается число диапазонов в коробке передач.

На погрузчиках применяют большей частью непрозрачные гидротрансформаторы без принудительной блокировки турбинного и насосного колес и чаще с одним реактором, т.е. более простой конструкции, т.к. транспортный режим работы у погрузчиков не является решающим, как у автомобилей.

При частых маневрированиях фронтального погрузчика на рабочей площадке и малых скоростях движения применение упрощенных конструкций гидротрансформаторов вполне оправдано.

При разработке четырехколесного трансформатора с двумя реакторами использован прототип гидротрансформатора ЛГ-340 (см.

рис. 1.4).

Характеристика четырехколесного гидротрансформатора:

Активный диаметр, мм Мощность, кВт до Крутящий момент, Нм Частота вращения, об/мин КПД 0, Коэффициент трансформации 3, У него исключают дисковую фрикционную муфту, предназначенную для принудительной блокировки от центробежного регулятора насосного и турбинного колес, чтобы повысить КПД гидротрансформатора на холостом ходу (при i 0 0,5). Вал гидротрансформатора центрируют с валом двигателя. Насосное колесо соединяют с маховиком через пальцы с резиновыми втулками, как у обычных втулочно-пальцевых муфт. Возможны и другие приемы соединения указанных деталей. Для предотвращения кавитации потока жидкости в круг циркуляции гидротрансформатора для подпитки подается жидкость при помощи шестеренного гидронасоса.

Создаваемый подпор давления в круге циркуляции зависит от размеров гидротрансформатора. Например, у гидротрансформатора ЛГ-340 он составляет 0,35 0,45 МПа, а расход рабочей жидкости – л/мин. Для охлаждения жидкости применяют отдельный гидронасос, с помощью которого создается циркуляция жидкости через охлаждающий радиатор. Оба насоса чаще всего встраивают в гидротрансформатор и приводят в движение от насосного колеса гидротрансформатора, т.е. непосредственно от двигателя.

3.2.2. Основные параметры гидрообъемной трансмиссии фронтальных погрузчиков Одной из тенденций развития конструкций погрузчиков является широкое использование гидрообъемных трансмиссий, что обеспечивает возможность автоматизации рабочего процесса, свободу компоновки, облегчение управления и повышение маневренности (см. рис. 1.5) [4, 9, 54]. Основными элементами объемной гидротрансмиссии погрузчика являются: 1 – двигатель;

2 – редуктор отбора мощности;

3 – гидронасос;

4 – гидронасосы рулевого управления и рабочего оборудования;

5 – карданная передача;

6 – гидромотор привода ведущих мостов;

7 – ступичные редукторы.

Наряду с упомянутыми достоинствами колесные погрузчики такого типа отличаются малыми габаритами и простой кинематической схемой привода. Рассмотрим общие зависимости, связывающие параметры ведущих колес, гидромоторов и гидронасосов при работе фронтального погрузчика на транспортном режиме.

Общий крутящий момент, развиваемый гидромоторами, (T P f ) rK, (3.46) MM u MK MK где u MK, MK – передаточное отношение и КПД редуктора, связывающего гидромотор с колесом;

rK – радиус колеса;

T – сила тяги на ведущих колесах;

Pf – сила сопротивления перекатыванию.

Давление, возникающее в гидромоторах, M pM M, (3.47) z M qM где qM – объемная постоянная гидромотора;

z M – число гидромоторов.

Давление, развиваемое гидронасосами, имеет несколько большую величину вследствие потерь в трубопроводах и элементах распределительной гидроаппаратуры:

p pH M, (3.48) Г где Г – гидравлический КПД гидрообъемной трансмиссии.

В современных гидросистемах используют гидронасосы с регулируемой объемной постоянной q H ( pH ) var, которая может задаваться в виде таблиц узловых точек с использованием полиномов Лагранжа. Обращаясь к файлу исходных данных, по характеристике гидронасоса q H qH ( pH ) можно определить объемную постоянную гидронасоса qH, соответствующую текущему значению p H :

( pH p Hi )( pH pH (i 1) ) q H ( pH ) qH (i 1) ( p H ( i 1) p Hi )( pH (i 1) p H (i 1) ) ( pH pH (i 1) )( p H p H (i 1) ) qHi ( pHi pH (i 1) )( p Hi p H (i 1) ) ( pH p H (i 1) )( pH p Hi ) qH (i 1). (3.49) ( pH (i 1) p H (i 1) )( pH ( i 1) p Hi ) Расход рабочей жидкости гидронасосами QH q H nH z H OH, (3.50) где z H – число гидронасосов;

nH – частота вращения гидронасосов;

OH – объемный КПД гидронасосов.

Частота вращения гидромотора Q n M H OM, (3.51) z M qM где qM – объемная постоянная гидромотора.

Угловая скорость насоса H e, (3.52) u eH где ueH – передаточное отношение механической передачи от двигателя к насосу;

e – угловая скорость двигателя.

Угловая скорость колеса K M. (3.53) u MK Крутящий момент на валу насосов pzq MH H H H. (3.54) Момент сопротивления на валу насоса, приведенный к валу двигателя, MH e, (3.55) MH u eH eH где eH – КПД механической передачи от двигателя к насосу.

Общий момент сопротивления на валу двигателя e M c M H M ОТБ, (3.56) где M ОТБ – момент отбора на привод рулевого управления, насосов рабочего оборудования и других потребителей.

Момент сопротивления M c является текущим воздействием на валу двигателя и отрабатывается математической моделью двигателя (3.3) –(3.13).

Теоретическую скорость движения погрузчика определяют по формуле VK K rK. (3.57) Коэффициент буксования ведущих колес определяют по формуле n T T A B, (3.58) R R где A, B, n – коэффициенты кривой буксования [71].

Действительная скорость движения погрузчика Vд VT (1 ), (3.59) где VT – теоретическая скорость, VT rK e. (3.60) ueK Тяговая мощность погрузчика N T P1Vд. (3.61) Полезная работа, совершаемая двигателем, AT N T dt. (3.62) Мощность потерь на буксование и перекатывание колес N Б (VT Vд )(T R f f ). (3.63) Таким образом, математическая модель гидрообъемной передачи является математической моделью динамического нагружения двигателя рабочим сопротивлением на ковше погрузчика, которая функционально связывает важнейшие характеристики дизеля, гидронасосов и гидромоторов, колесного движителя, колесного редуктора, согласующего редуктора, соединяющего двигатель с гидронасосами, и многие другие факторы. Все названные величины, входящие в математическую модель, конструктор может варьировать при проектировании, подбирая оптимальные соотношения параметров по критерию максимальной производительности погрузчиками или другим целевым функциям.

4. ОБЩИЕ АНАЛИТИЧЕСКИЕ ЗАВИСИМОСТИ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ 4.1. Геометрические параметры гидромеханизмов стрелы и ковша в предельных положениях Проектирование погрузчика начинается с предварительного выбора параметров погрузочного оборудования, которые необходимы для составления математических моделей рабочего оборудования фронтального погрузчика, последующего расчета и исследования технологической механики рабочего оборудования с помощью ПК. В процессе исследования и расчета параметры погрузочного оборудования могут изменяться таким образом, чтобы удовлетворить условия проектирования.

Имеется опыт проектирования фронтальных погрузчиков в России, который выражается в определении соотношений размеров всех звеньев рабочего оборудования и параметров погрузчиков, спроектированных в разное время конструкторами в г. Челябинске [32], минском Амкодоре, в г. Москве [4]. Опубликованы рекомендации и ГОСТы по расчету и эксплуатации фронтальных погрузчиков. Наиболее известными авторами научных исследований и опыта проектирования фронтальных погрузчиков являются А.Ф.

Базанов, И.П. Бородачев, Г.В. Забегалов [4], Л.Г. Фохт [74], Л.С.

Чебанов [77], Э.Н. Кузин [54] и многие другие.

Анализ опыта проектирования и исследования параметров погрузочного оборудования показал отсутствие обоснования и рекомендаций по проектированию некоторых параметров. В литературе отсутствуют рекомендации о целесообразности использования гидравлического устройства для торможения поршня в гидроцилиндре стрелы в нижнем предельном положении стрелы. В конструкции гидроцилиндров подъема стрелы некоторые авторы показывают гидравлические тормозные устройства, не поясняя их назначение и принцип работы. Отсутствуют рекомендации по высоте расположения вершины стрелы над опорной поверхностью в нижнем предельном положении стрелы и т.д.

В настоящее время появилась возможность устранить эти недостатки и сделать фронтальные пневмоколесные погрузчики энергосберегающими. В монографии решается комплексная задача:

усовершенствование параметров пневмоколесных фронтальных погрузчиков на основе развития методики проектирования и придания фронтальному погрузчику энергосберегающих качеств на основе принципа уравновешивания сил тяжести стрелы, ковша, рычагов и элементов гидропривода, связанных со стрелой (см. раздел 1). Геометрические размеры погрузочного оборудования выбирают, учитывая размеры погрузчика, основного ковша и базового шасси.

В табл. 4.1, 4.2 приведены значения основных параметров погрузочного оборудования для погрузчиков типоразмерного ряда.

Таблица 4. Основные параметры погрузочного оборудования Вылет ковша Вырыв- Наруж Грузо Высота ный подъ- Длина в верхнем ное Тип Марка погруз- радиус стрелы ем- положении плечо погруз- погруз- ки ковша шины ность LC, м при погрузке ковша чика чика HП, м rШ, м QП, т lП, м RВ, м ПК-0,5 ПК-0,5 0,5 1,820 2,060 0,750 0,550 0, ПК-2 ТО-30 2,2 2,285 2,789 0,788 0,925 0, ПК-3 ТО-18А 3,3 2,330 2,500 0,850 1,010 0, ПК-3 ТО-25 3,0 2,550 2,800 1,270 0,965 0, ПК-4 В-138С 3,8 2,790 3,10 1,030 1,080 0, ПК-4 ТО-11 4,0 3,075 3,200 1,225 1,135 0, ПК-7 ТО-27.1 6,6 3,185 3,200 1,400 1,375 0, ПК-7 ТО-40 7,3 3,380 3,140 0,980 1,350 0, ПК-15 ТО-21 15,0 4,440 4,208 1,878 1,870 1, – ПК-30 30,0 6,400 6,186 2,560 2,200 1, – ПК-45 45,0 7,117 7,207 2,824 2,570 1, – ПК-60 60,0 7,886 7,960 3,127 2,834 2, – ПК-75 75,0 8,754 9,260 3,460 3,046 2, Такими параметрами являются: длина стрелы Lc, углы стрелы 1, 2, высота расположения шарнира стрелы z Ш.c на портале над опорной поверхностью и другие параметры, указанные в табл. 4.1, 4.2. Наряду с параметрами, для которых имеются рекомендации по их выбору, обратим внимание на параметр высоты уступа zУСТ – величину опускания днища ковша на уступ ниже уровня опорной поверхности.

Для параметра высоты уступа zУСТ (рис. 4.1,а) в литературе отсутствуют рекомендации о его целесообразности и величине.

Таблица 4. Геометрические параметры погрузочного оборудования Угол Расстояние от Угол Углы стрелы Высота вырыв- оси переднего ковша Грузо- шарнира ного колеса до шар Тип подъем- вверху в нижнее верхнее стрелы плеча нира стрелы в погруз- ность положе- положе- положе- на ковша горизонталь нии чика ние ние портале Q П, т выгрузки ной плоскости 0, 1, рад 2, град z Ш.c, м П, град aK, м град ПК-0,5 0,5 60 9 -48,6 45,3 0,365 1, ПК-2 2,2 55 5 -45,1 51,0 0,440 1, ПК-3 3,3 50 5 -48,1 48,0 0,580 1, ПК-3 3,0 50 5 -47 45,0 0,586 1, ПК-4 3,8 50 10 -44,5 45,0 0,700 2, ПК-4 4,0 52 5 -46,5 45,0 0,826 2, ПК-7 6,6 50 8 -42,2 46,4 0,875 2, ПК-7 7,3 54 5 -37,9 41,7 0,788 2, ПК-15 15,0 50 12 -39,0 -40,0 1,450 3, ПК-30 30,0 60 5 -40,7 40,0 2,060 4, ПК-45 45,0 60 7 -41,0 41,0 2,170 4, ПК-60 60,0 60 7 -41,0 42,0 2,439 5, ПК-75 75,0 60 7 -41,0 42,5 2,662 5, 0 Рис. 4. В конструкции гидроцилиндра стрелы имеется гидравлический тормозной механизм, который осуществляет торможение масс рабочего оборудования при приближении поршня к донышку гидроцилиндра стрелы путем дросселирования замкнутого в цилиндре объема жидкости.

На рис. 4.1,а ковш опущен ниже уровня опорной поверхности на величину высоты уступа zУСТ, при которой поршень 3 упирается в донышко гидроцилиндра 2, стрела находится в нижнем предельном положении под углом 1. Заданием высоты уступа zУСТ при проектировании рабочего оборудования решается задача исключения удара поршня в донышко гидроцилиндра при работе погрузчика на горизонтальной опорной поверхности без уступа (рис. 4.1,б).

При отсутствии уступа, т.е. при опускании стрелы с ковшом на горизонтальную опорную поверхность для черпания материала, тормозной механизм не срабатывает и условия работы гидроцилиндра стрелы улучшаются. В этом случае ковш находится на опорной поверхности в положении начала черпания материала, стрела расположена под углом 3 – начала копания, а поршень гидроцилиндра 2 расположен над донышком гидроцилиндра на расстоянии ST.

При каждом опускании стрелы в положение начала копания на опорную поверхность происходит соприкосновение ковша с опорной поверхностью, а благодаря наличию зазора ST между поршнем и донышком гидроцилиндра исключается их соударение, устраняются динамические нагрузки в рабочем оборудовании и гидроцилиндре.

Для обоснования высоты уступа zУСТ необходимо исходить из величины тормозного пути ST поршня в гидроцилиндре стрелы.

Тормозной путь поршня в гидроцилиндре составляет долю от полного перемещения поршня: K SТ S Ш, где S Ш – полный ход поршня в гидроцилиндре стрелы;

K – относительная величина тормозного пути поршня, K 0,02 0,035.

Для расчета высоты уступа можно использовать эмпирическую зависимость zУСТ (м) от грузоподъемности QП (т):

zУСТ (0,043 0,062)3 Q. (4.1) П Меньшее значение коэффициента в формуле (4.1) соответствует погрузчику ПК-75, большие значения – погрузчику ПК-2. По формуле (4.1) изменение высоты уступа для типоразмерного ряда погрузчиков составляет zУСТ 0,081 0,180 м. Предельные значения zУСТ соответствуют погрузчикам ПК-2 и ПК-75. Аналогичный диапазон изменения имеет параметр zСТР, определяющий положение вершины B1 стрелы с ковшом на уступе (см. рис. 4.1,а).

Рассмотренные параметры высоты уступа zУСТ и zСТР позволяют сформировать конструктивный параметр ковша z К, определяемый по выражению z К = zУСТ zСТР. (4.2) Параметр z К представляет собой высоту расположения шарнира соединения ковша со стрелой над плоскостью передней стенки ковша (см. рис. 4.1,а,б).

Важнейшим параметром рабочего оборудования является длина стрелы Lc (м), для которой получена корреляционная функция от грузоподъемности QП (т) для размерного ряда погрузчиков:

LC 2,149 3 QП 0,5268. (4.3) На рис. 4.2 показан график этой корреляционной функции. Для высоты шарнира стрелы на портале z Ш.С получена корреляционная функция и график зависимости на рис. 4.3.

z Ш.С 1,3817 3 QП 0,978. (4.4) Рис. 4.2 Рис. 4. На рис. 4.4, 4.5 представлены графики зависимости высоты погрузки ковша H П и вылета ковша l П при максимально поднятом ковше, опрокинутом на выгрузку, для грузоподъемного ряда фронтальных погрузчиков. Корреляционные функции этих зависимостей имеют вид Н П 2,1233 3 QП 0,3455 ;

(4.5) QП 0,2219. (4.6) l П 0,8555 Рис. 4. Рис. 4. Графики зависимостей вырывного плеча RB и размера a K положения оси переднего моста погрузчика в системе координат Oyz представлены на рис. 4.6, 4.7.

Рис. 4.6 Рис. 4. Корреляционные функции зависимостей имеют вид RB 0,7361 3 QП 0,0479 ;

(4.7) QП 0,4268. (4.8) a K 0,7322 На рис. 4.8 представлен график зависимости радиуса шины (м) от rШ грузоподъемности QП (т) для размерного ряда фронтальных погрузчиков.

Корреляционная функция этой зависимости имеет вид rШ 0,586 3 QП 0,1206. (4.9) Рис. 4. Предложенные корреляцион ные функции можно использовать только для предварительного выбора параметров с целью их последующего уточнения аналитическими методами.

4.2. Технологические функции гидроцилиндра стрелы фронтального погрузчика Гидроцилиндры подъема и опускания стрелы фронтального погрузчика являются ведущим звеном рабочего оборудования, осуществляющим операции подъема, опускания и позиционирования стрелы в произвольных положениях. Основными позициями рабочего оборудования являются предельные нижнее и верхнее положения стрелы.

В нижнем положении стрелы при быстром опускании происходят удары поршня о донышко гидроцилиндра, которые влияют на долговечность работы гидроцилиндра и погрузчика. В верхнем предельном положении при быстром подъеме удары поршня о донышко цилиндра возбуждают колебания рабочего оборудования всего погрузчика. Поэтому при создании фронтального погрузчика необходимо исключить рассмотренные негативные явления или свести их к минимальному рациональному уровню.

Для строительных фронтальных погрузчиков малой грузоподъемности ПК-2, ПК-3 рациональным может оказаться конструктивное исполнение рабочего оборудования, при котором гидроцилиндры стрелы обеспечивают установку ковша в нижнее предельное положение на уступ. Величина уступа может составлять zУСТ =0,08 0,12 м. Для этой цели можно использовать гидроцилиндры стрелы без тормозных устройств в нижнем и верхнем положениях (рис. 4.9). В этом варианте использования при копании грунта на уровне опорной поверхности колес при опускании ковша удар поршня о донышко гидроцилиндра не происходит только при опускании ковша, передняя стенка которого установлена в положение копания, т.е. горизонтально. Если оператор опускает стрелу с запрокинутым ковшом, то поршень гидроцилиндра стрелы опускается в нижнее предельное положение, осуществляя ударное воздействие на донышко гидроцилиндра.

Для строительных погрузчиков средней и большой грузоподъемности целесообразно использовать гидроцилиндры с тормозными гидравлическими устройствами в верхнем и нижнем предельных положениях (рис. 4.10). Принцип работы тормозного устройства заключается в следующем.

При подходе стрелы к нижнему предельному положению тормозной плунжер 8 на поршне перекрывает выходное отверстие для жидкости из поршневой полости гидроцилиндра.

С этого момента жидкость выдавливается из поршневой полости через зазор, образованный диаметром тормозного плунжера и диаметром отверстия в нижнем донышке гидроцилиндра. Величина этого зазора может изменяться по ходу поршня при торможении путем выполнения тормозного плунжера переменного диаметра.

Тормозной механизм обеспечивает плавное торможение рабочего оборудования, уменьшая динамические воздействия на фронтальный погрузчик.

Для обеспечения нормальной работы гидронасоса рабочего оборудования и предохранительных клапанов гидросистемы погрузчика в гидроцилиндр стрелы дополнительно введен обратный клапан 10 с пружиной 11, установленные у входного штуцера гидроцилиндра 1 в корпусе 9. При подъеме стрелы рабочая жидкость от насоса подается по штуцеру 6 в поршневую полость гидроцилиндра.

При этом в связи с тем, что входной канал в поршневую полость закрыт тормозным плунжером 8, происходит подъем обратного клапана 10 и осуществляется свободная подача рабочей жидкости в поршневую полость 7 гидроцилиндра стрелы.

Такое техническое решение позволяет повысить долговечность работы насосов рабочего оборудования за счет исключения пиковых предельных нагрузок в нижнем положении стрелы.


При использовании эффективных тормозных устройств в гидроцилиндрах стрелы возможно создание рабочего оборудования при отсутствии уступа, т.е. можно принимать zУСТ =0.

4.3. Аналитическая связь параметров рабочего оборудования Для последующего анализа полученных параметров используем рис. 4.1, на котором показаны параметры погрузочного оборудования для стрелы с ковшом внизу и в верхнем предельном положениях для ковша, опрокинутого при погрузке в транспортное средство.

На рис. 4.1 угол 0 вырывного плеча RB с передней стенкой ковша можно определить по формуле z 0 arcsin K. (4.10) RВ В нижнем положении ковш погрузчика опущен на уступ, при этом передняя стенка ковша параллельна опорной поверхности и оси Oy. Рассматривая геометрические параметры (см. рис. 4.1,а) как систему замкнутых геометрических векторов, запишем уравнения проекций векторов контура CBDEFKLO на оси Oy и Oz:

n riy Lc cos 2 RВ cos( П 0 ) l П rШ a K 0 ;

(4.11) i n riz Lc sin 1 RВ sin( П 0 ) H П z Ш.С 0. (4.12) i Аналогичным образом можно установить связь параметров, используя векторный контур СB1 D1E1 на рис. 4.1,а. При проецировании векторов на оси Oy и Oz имеем уравнения n riy Lc cos 1 RВ cos 0 l П1 rШ a K 0 ;

(4.13) i n riz Lc sin 1 RВ sin 0 zУСТ z Ш.С 0. (4.14) i Используя рис. 4.1,б для ковша и стрелы в положении начала черпания, можем записать два уравнения для векторного контура СB1 D1E1 :

n riy Lc cos 3 RВ cos 0 l П1 rШ aK 0 ;

(4.15) i n riz Lc sin 3 RВ sin 0 z Ш.С 0. (4.16) i Из шести полученных уравнений (4.11) – (4.16) определим некоторые основные параметры рабочего оборудования. Из (4.14) определим RВ sin 0 zУСТ z Ш.С. (4.17) 1 arcsin Lc Из (4.11) определим RВ cos( П 0 ) l П rШ a К 2 arccos. (4.18) Lc Из (4.16) определим RВ sin 0 rШ.C 3 arcsin. (4.19) Lc Углы 1, 2, 3 стрелы отсчитываются от горизонтальной плоскости, проходящей через шарнир соединения стрелы с порталом.

Максимальный угол полного вращения стрелы погрузчика равен сумме модулей обозначенных углов:

СТР 1 2.

При этом необходимо учитывать, что эти размеры зависят в свою очередь от давления воздуха в шинах при их деформации и величин вертикальных реакций на колеса фронтального погрузчика. После выбора основных параметров рабочего оборудования необходимо выбрать и обосновать параметры механизма подъема стрелы и управления ковшом. Для решения этой задачи необходимо использовать математическую модель кинематики механизмов рабочего оборудования, основанную на методе преобразования координат и методе кинематических треугольников.

5. ИМИТАЦИОННАЯ МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПОЗИЦИОНИРОВАНИЯ И ДВИЖЕНИЯ ПОГРУЗОЧНОГО ОБОРУДОВАНИЯ ФРОНТАЛЬНОГО ПОГРУЗЧИКА 5.1. Метод преобразования координат при проектировании рабочего оборудования фронтальных погрузчиков Фронтальный погрузчик как механическая система на рис. 5. условно представлен в виде системы тел: 1 – задняя полурама с задним балансирным мостом;

2 – передняя полурама с передним мостом;

3 – портал;

4 – стрела;

5 – рычаг;

6 – тяга ковша;

7 – ковш.

Рис. 5. С каждой из названных механических систем связаны относительные системы координат O ( j ) x ( j ) y ( j ) z ( j ), где j – номер тела механической системы [67]. Для рабочего оборудования фронтального погрузчика соответственно имеем следующие относительные системы координат: O ( 4) x ( 4 ) y ( 4) z ( 4) – система координат стрелы;

O (5) x (5) y (5) z ( 5) – система координат рычага управления ковшом;

O ( 6 ) x ( 6 ) y ( 6) z ( 6 ) – система координат тяги ковша;

(7) (7) (7) (7) O x y z – система координат ковша. В системах координат оси O ( j ) x ( j ) перпендикулярны чертежу, поэтому в дальнейшем изложении используем плоские системы координат O ( j ) y ( j ) z ( j ). Последующие относительные системы координат (с восьмой по одиннадцатую) связаны с гидроцилиндрами и штоками гидроцилиндров.

Гидроцилиндр рассматривается как механическая система, состоящая из двух связанных тел: цилиндра и поршня со штоком.

Каждое тело механической системы состоит из соответствующего числа точек, которые имеют нумерацию в порядке их значимости с точки зрения решаемых математических задач.

Относительные координаты каждого тела имеют соответствующие обозначения y ( jj.)i, z ( jj.), где j – номер тела;

i – номер точки тела.

i Например, для стрелы погрузчика самой важной точкой является точка 4.1, обозначение которой состоит из номера тела 4 и точки 1 на теле, которой является шарнир соединения стрелы с порталом.

Второй по важности точкой для всех тел принята точка, совпадающая с центром тяжести тела, для стрелы это точка 4.2, для ковша – 7.2 и т.д. Третья точка тела определяет ориентацию оси ( j) ( j) O y в принятой плоской системе координат. Для тел, связанных шарнирами, точка 3 – это, как правило, другой шарнир на теле. Точка 3 тела обычно имеет двойную нумерацию, т.к. для следующего тела это будет первая точка в своей следующей системе координат.

Другие точки тела получают соответствующую индексацию по условию их значимости для выполняемых расчетов. Механическая система связанных тел движется в абсолютной системе координат Oxyz (см. рис. 5.1), которая может быть неподвижной или двигаться, например, при черпании материала. Для точек каждого тела заданы координаты в относительных системах координат O ( j ) y ( j ) z ( j ), которые являются основой для выполнения операции преобразования относительных координат в основную систему координат Oyz.

Преобразование координат осуществляют при плоском движении путем поступательного (параллельного) переноса координат тела вместе с началом координат и поворотом точек тела на некоторый задаваемый угол вокруг начала координат. Рассмотренные операции составляют сущность прямого преобразования координат.

Прямое преобразование относительных координат движущегося тела в плоскости выполняют по формулам y j.i y (j.ji) cos ( j ) z (j.ji) sin ( j ) yoj ;

(5.1) z j.i y (j.ji) sin ( j ) z (j.ji) cos ( j ) z oj, (5.2) где y j.i, z j.i – координаты точек тела в основной системе координат ( j) Oyz;

y (j.ji), z j.i – координаты точек тела в относительной системе координат;

yoj, zoj – координаты начала относительных систем координат;

( j ) – угол тела в абсолютной системе координат.

Метод обратного преобразования координат используется для определения относительных координат тела через известные абсолютные координаты по формулам y (j.ji) ( y j.i yoj ) cos ( j ) ( z j.i zoj ) sin ( j ) ;

(5.3) z (j.ji) ( y j.i yoj ) sin ( j ) ( z j.i zoj ) cos ( j ). (5.4) На рис. 5.1 фронтальный погрузчик представлен как механическая система связанных тел. Контур каждого тела определяют совокупностью точек, относительные координаты которых представляют в виде базы данных как конечное множество однородных векторов-столбцов матрицы размером 2n, где n – число точек тела.

y1 j ) y 2 j )... yi( j )... y n j ) ( ( ( A(j.ji ), z1 j ) z 2 j )... zi( j )... z n j ) ( ( ( где A(j.ji ) – матрица координат точек j-го тела в j-й системе координат;

n – число базовых точек тела.

Система координат Oyz, скрепленная с передней рамой, может использоваться как условно неподвижная система координат для исследования движения рабочего оборудования как сложной механической системы.

Выходной информацией при моделировании являются абсолютные координаты базовых точек тел механической системы, которые формируются в виде матрицы A j.i размером 2n и которые являются результатом параллельного переноса и поворота относительных систем координат:

A j.i Trans Rot A(j.ji ), где Trans, Rot – квадратные матрицы соответственно параллельного переноса и поворота относительных осей координат.

Выходные координаты точек тел механической системы в основной системе координат можно представить как конечное множество точек, т.е. однородных векторов-столбцов матрицы размером 2n:

y y2... y... yn A j.i 1.

i z1 z 2... zi... z n Кроме абсолютных координат точек механической системы метод математического моделирования позволяет получать информацию об углах всех тел в абсолютной системе координат А[(j)]= [(1), (2),…, (j),…, (k)], где k – число тел механической системы.

Систему двух тел (цилиндр 8 и шток с поршнем 9) обозначим и будем рассматривать как звено переменной длины (рис. 5.2).

Цилиндр 10 и шток с поршнем 11 обозначим 10 и будем рассматривать как звено переменной длины.

(4) O Рис. 5. Текущие значения длин гидроцилиндров 8 и 10 определяются по формуле сj =сj.0 + c j Nj, где c j – шаг изменения начальной длины звена сj.0 при моделировании;

Nj – числовая последовательность шагов расчета.

При повороте тела 4 гидроцилиндром 8 при зафиксированном гидроцилиндре 10 рычажная система обеспечивает поступательное криволинейное перемещение тела 7 относительно начального исходного положения. Механизм, обеспечивающий эту функцию, называют механизмом выравнивания положения исполнительного рабочего органа – ковша 7. Алгоритмы кинематики сложной механической системы основаны на использовании методов аналитической геометрии, сочетающихся с методом преобразования координат. Раздел математики, связанный с расчетами углов и сторон треугольников, называют триангуляцией.

5.2. Метод кинематических треугольников при проектировании рабочего оборудования фронтальных погрузчиков На расчетной схеме (см. рис. 5.2) выделены три кинематических треугольника, с помощью которых по единому алгоритму можно вычислять углы ( j ) всех взаимосвязанных относительных систем координат. Сначала рассмотрим общую структуру моделирования движения сложной механической системы. Расчет начинается с математического описания поворота тела 4 – стрелы относительно точки 3.7 в неподвижной системе координат Oyz. Условное звено d 4, ограниченное точками 3.7, 3.8, является неподвижным. К нему примыкает звено, ограниченное точками 3.7, 4.4, и звено переменной длины, ограниченное точками 3.8, 4.4. Указанные звенья образуют кинематический треугольник с вершинами 3.7–3.8– 4.4, стороны которого известны.


Неизвестными являются угол ( 4) стрелы и координаты точек стрелы. В результате этого расчета наряду с другими точками определяются координаты точки 4.6 стрелы, которая является шарниром крепления рычага 5 на стреле. Полученная точка 4.6 в сочетании с неподвижной точкой 3. образует звено, ограниченное точками 3.10, 4.6, к которому примыкает тело 4.6–5.3, являющееся звеном l5 тела 5 – рычага поворота ковша, и звено 10 переменной длины – гидроцилиндр 3.10– 5.3. Звено переменной длины 3.10–5.3 (гидроцилиндр поворота ковша) с рассмотренными звеньями образуют второй кинематический треугольник с вершинами 3.10, 4.6, 5.3, в котором неизвестными величинами являются угол поворота (5) тела 5 и его абсолютные координаты в системе координат Oyz. Таким образом, последовательно вычисляются абсолютные координаты точек 4.6, 4. тела 4, точки 5.3, 5.4 рычага и углы ( 4), (5) в абсолютной системе координат Oyz. Рассмотренные точки образуют фиксированное звено, к которому примыкает тяга постоянной длины, ограниченная точками 5.4, 7.3, и звено постоянной длины, ограниченное точками ковша 7.1, 7.3. Таким образом, и здесь имеется третий кинематический треугольник с вершинами 5.4, 7.1, 7.3.

На рис. 5.3 показан обобщенный кинематический треугольник, являющийся единым для расчета кинематики механических систем [15]. Введем понятие фиксированное тело, под которым будем понимать неподвижное или движущееся тело, координаты которого известны в данный момент фиксированного времени и с помощью которых определяются координаты связанных с ним других движущихся тел в данный момент времени.

В обозначениях длин сторон кинематического треугольника dj, lj, cj (см. рис. 5.3) индекс j соответствует номеру движущегося тела, совпадающему с номером относительной системы координат, например, для стрелы j=4. Вершины обобщенного замкнутого кинематического треугольника обозначим (1), (2), (3). Тогда положение фиксированного звена dj определяется точками (1), (2).

Две другие стороны кинематического треугольника lj и сj, образованные соответствующими точками (1), (3) и (2), (3), являются задаваемыми переменными или постоянными величинами. Звено переменной длины сj в общем случае можно рассматривать как функцию двух переменных: сj = f (Sш,t), где Sш – перемещение штока гидроцилиндра;

t – время. При имитации движения механической системы длина гидроцилиндра изменяется в пределах c j min c j c j max.

Таким образом, плоское движение j-го тела механической системы относительно основной неподвижной системы координат Oyz рассматривается в общем случае как поступательное движение тела вместе с полюсом и вращение тела относительно полюса, определяемое углом (j).

Теперь рассмотрим детально алгоритм кинематического моделирования движения системы. Сначала рассмотрим общий алгоритм плоского движения тела механической системы методом преобразования координат, а затем применим его для описания движения тел рассматриваемой сложной механической системы, изображенной на рис. 5.2. Длина звена (1) – (2) фиксированного тела (см. рис. 5.3) определяется по формуле аналитической геометрии с использованием известных координат точек (1), (2):

d j ( y (1) y (2)) 2 ( z (1) z (2)) 2.

(5.5) Угол j в кинематических треугольниках определяется с использованием теоремы косинусов по формуле d 2 l 2 c j j j, (5.6) j arccos 2d j l j где l j – длина звена, связанного с движущимся телом;

c j – длина гидроцилиндра, являющегося звеном переменной длины.

Угол j вектора d j в основной системе координат определяется по алгоритму z (2) z (1) y ( 2) y (1) arcsin ;

arccos ;

dj dj если 0, то j = ;

(5.7) если 0, то j =.

Угол ( j ), образованный относительной системой координат в абсолютной системе координат, определяется по уравнению углов, составленному для вершины (1) кинематического треугольника:

( j ) j j. (5.8) В формуле (5.8) для рис. 5.3 углы j и ( j ) имеют отрицательные знаки, так как они отсчитываются в направлении вращения часовой стрелки от направления оси Oy – основной системы координат. Угол j – всегда положительная скалярная величина.

После вычисления угла ( j ) можно выполнить прямое преобразование координат j-го тела из относительной системы координат O(j)y(j)z(j) движущегося тела в основную систему координат Oyz по формулам y j.i y (j.ji) cos ( j ) z (j.ji) sin ( j ) yoj ;

(5.9) z j.i y (j.ji) sin ( j ) z (j.ji) cos ( j ) z oj, (5.10) где y j.i, z j.i – координаты точек тела в основной системе координат Oyz;

y (j.ji), z (j.ji) – координаты точек тела в относительной системе координат;

yoj, zoj – координаты начала относительных систем координат;

( j ) – угол тела в абсолютной системе координат.

Представленный алгоритм преобразования координат и формулы (5.5) – (5.10) не имеют ограничений по числу тел системы, числу точек каждого тела и позволяют моделировать движения тел любой сложной механической системы.

Рассмотрим применение алгоритма, т.е. формул (5.1) – (5.6), для решения задачи движения механической системы, изображенной на рис. 5.1, 5.2. Расчет начинаем с описания вращательного движения тела 4 (стрелы), когда шарнир 3.7 является неподвижной точкой (рис.

5.4). Исходными данными для расчета вращательного движения стрелы являются Рис. 5. координаты неподвижных точек 3.7, 3. в основной (неподвижной) системе координат, известны размеры звеньев кинематического треугольника: d4, l4, c4 и относительные координаты точек движущегося тела 4 механической системы.

Относительные координаты тела 4 имеют следующие обозначения и принадлежность: y443), z 443) – вершина стрелы;

y444), z 444) ( ( ( (....

y445), ( z 445) ( – шарнир гидроцилиндра стрелы;

– шарнир..

энергосберегающего гидроцилиндра;

y446), z 446) – шарнир начала ( (..

поворота ковша.

Неподвижные точки кинематического треугольника для фиксированного тела 4 имеют следующие обозначения и координаты:

y(1) = y3.7 =0;

z(1) = z3.7 ;

y(2) = y3.8 ;

z(2) = z3.8.

Подвижная точка (3) треугольника (1), (2), (3) имеет координаты в относительной системе координат O(4)y(4)z(4): y (3) y 444) ;

z (3) z 444).

( (..

При исследовании кинематики механизма длина звена c4 может изменяться дискретно или по заданному закону в пределах c4 min c4 c4 max.

Для механической системы алгоритм кинематики вращения тела 4 имеет следующую последовательность математических операций.

Длина неподвижной стороны d 4 кинематического треугольника для тела 4 определяется по формуле d 4 ( y3.7 y3.8 ) 2 ( z3.7 z3.8 ) 2.

Длина стороны l4 кинематического треугольника движущегося тела 4 определяется с использованием относительных координат l4 ( y 444) ) 2 ( z 444) ) 2.

( (..

Определяем угол 4 в кинематическом треугольнике:

2 2 d 4 l4 c.

4 arccos 2d 4 l Угол вектора d 4 в абсолютной системе координат Oyz определяется с помощью алгоритма (5.7) z z3.7 y y3. arcsin 3.8 ;

arccos 3.8 ;

d4 d если '0, то 4 ='';

если ' 0, то 4 =''.

Определим вспомогательный угол для тела 4 (см. рис. 5.4), который на обобщенной схеме (см. рис. 5.3) равен нулю (=0) и условно не показан. Вычислим длину вспомогательного отрезка 4.3– 4.4, определяющего расстояние между вершиной стрелы и шарниром гидроцилиндра стрелы:

l1 ( y 444 y 443 ) 2 ( z 444 z 443 ) 2.

() () () ()....

Учитывая, что длина стрелы l2 y 443), определим угол, (.

l4 l2 l 2 используя теорему косинусов: arccos.

2l4 l Тогда угол тела 4 в абсолютной системе координат можно определить из уравнения углов для вершины 4.1 треугольника (см.

рис. 5.4):

( 4 ) 4 4.

Преобразование относительных координат точек тела 4 в основную систему координат Oyz осуществляем по формулам (5.5), (5.6):

y 4.i y 44i) cos ( 4) z 44i) sin ( 4) y3.7 ;

( (..

z 4.i y44i) sin ( 4) z 44i) cos ( 4) z3.7, ( (..

где i – номера точек тела 4, i = 1,…,n.

Записанные формулы представляют собой математическую модель кинематики вращения тела 4. Далее выполним расчет плоского движения тела 5, состоящего из переносного движения тела вместе с полюсом 5.1 и вращательного движения относительно полюса (рис. 5.5).

В кинематическом треугольнике для тела (5) 5 с вершинами 3.10, 4.6, 5.3 являются известными следующие величины (см. рис. 5.3):

y(1)= y 4.6 ;

z(1)= z 4.6 ;

у(2)= y3.10 ;

z(2)= z3.10 ;

(5) ( 5) z (3) z5.3.

y (3) y5.3 ;

Известна также l сторона кинематического Рис. 5. треугольника.

Переменную величину с5 мож но варьировать в пределах c5 min c5 c5 max.

Длину фиксированного звена d5 кинематического треугольника можно вычислить, используя известные абсолютные координаты точек 4.6, 3.10:

d 5 ( y 4.6 y3.10 )2 ( z 4.6 z3.10 )2.

Угол 5 в кинематическом треугольнике определяется по формуле 2 2 d 5 l 5 c 5 arccos.

2 d 5 l Угол 5 в кинематическом треугольнике также определим, 2 2 l5 c5 d используя теорему косинусов: 5 arccos.

2l5 c Угол 5 определим, используя сумму углов в кинематическом треугольнике 5 5 5.

Угол 5 вектора d 5 в кинематическом треугольнике в основной системе координат Oyz определим, используя алгоритм (5.3):

z z3.10 y y3. arcsin 4.6 ;

arccos 4.6 ;

d5 d если '0, то 5= '';

если ' 0, то 5=''.

Текущее значение угла (5) тела 5 при плоском движении можно определить из уравнения углов, составленного для вершины 5. кинематического треугольника:

( 5 ) 5 5 5. (5.11) Преобразование координат точек рычага тела 5 из пятой относительной системы O(5)y(5)z(5) в основную систему координат Oyz выполним по формулам (5.5) – (5.6):

y5.i y55i) cos (5) z55i) sin (5) y4.6 ;

( (..

z5.i y55i) sin (5) z55i) cos (5) z4.6.

( (..

Записанные формулы представляют собой математическую модель кинематики плоского движения тела 5.

Для описания плоского движения тела 6 тяги, состоящего из переносного движения тела вместе с полюсом 6.1 и вращательного движения относительно полюса (рис. 5.6), введем следующие исходные данные: координаты и размеры звеньев кинематического треугольника (1), (2), (3) с соответствующими вершинами 5.4, 4.3, 6.3:

y(1)= y5.4 ;

z(1)= z5.4 ;

y(2)= y 4.3 ;

z(2)= z 4.3 ;

y(3)= y 663) ;

z(3)= z 663). Две ( (..

стороны кинематического треугольника известны: c j = с6 ;

l j = l6.

Третья сторона d 6 фиксированного звена кинематического треугольника и угол 6 определяются по формулам:

2 2 d 6 l 6 c ;

6 arccos 2d 6 l d 6 ( y5.4 y 4.3 ) 2 ( z 5.4 z 4.3 ) 2.

Угол 6 вектора d 6 в основной системе координат вычисляем по алгоритму (5.7). Угол ( 6) тела 6 в абсолютной системе координат определяется по уравнению углов, составленному для вершины (1):

( 6) 6 6. (5.12) Рис. 5. Преобразование относительных координат точек тела 6 в основную систему координат выполняем по формулам (5.5) – (5.6):

y6.i y 66i) cos (6 ) z 66i) sin ( 6) y5.4 ;

( (..

z 6.i y66i) sin ( 6) z66i) cos (6 ) z5.4.

( (..

Представленный алгоритм описывает кинематику плоского движения тела 6.

Основное тело рассмотренной системы ковш (тело 7) при выполнении технологических операций выполняет различные движения, основными из которых являются следующие. При неподвижной стреле ( 4) cons t, ковш совершает вращательное движение относительно стрелы поворотным механизмом, выполненным при помощи гидроцилиндра поворота ковша, рычага и тяги 6. Если стрела поднимается гидроцилиндрами стрелы c4 var, а гидроцилиндр ковша зафиксирован c5 const, то при подъеме стрелы ковш совершает следящее вращение относительно вершины стрелы, обеспечивая выравнивание положения ковша относительно заданного положения с некоторой неравномерностью регулирования.

При черпании материала ковшом рассмотренные движения ковша сочетаются с поступательным перемещением машины.

Рассмотренная методика описания движений не имеет каких-либо упрощающих допущений, поэтому позволяет анализировать следящие свойства сложного рычажного механизма с абсолютной точностью. Методика геометрического анализа позволяет установить аналитическую связь угла ( 7) тела 7 с обобщенными координатами:

q1 y ;

q 2 c4 и q3 c5 в любом технологическом сочетании.

Для описания движения тела 7 – ковша – используем следующие исходные данные (рис. 5.7). Для тела известны K координаты шарниров ковша:

y(3) = y6.3 ;

z(3) = z6.3 ;

y(2) = y 4.3 ;

z(2) = z 4.3.

Звено в с данном случае численно и векторно Рис. 5. совпадает с фиксированным звеном c6 d 7, поэтому ось O(7)y(7) тоже совпадает с этим звеном.

Угол (7 ) определим, используя алгоритм (5.7):

z 4.3 z 6.3 y y6. ;

arccos 4. arcsin ;

c6 c если '0, то (7)='';

если '0, то (7)=''. (5.13) ( 7 ) = 7.

Преобразование относительных координат тела 7 в основную систему координат Oyz выполним по формулам прямого преобразования координат:

y7.i y 77i) cos ( 7) z77i) sin ( 7) y 4.3 ;

( (..

z 7.i y 77i) sin (7 ) z 77i) cos ( 7) z 4.3.

( (..

Рассмотренный метод является геометрическим методом кинематических треугольников, основанным на методе преобразования координат. Угол ковша K характеризует запрокинутое положение заполненного материалом ковша при его транспортном положении. Угол ковша K в любом положении вычисляется по алгоритму как угол вектора, заданного двумя точками 7.5, 7.4 на ноже ковша.

2 d K ( y7.4 y7.5 ) ( z7.4 z7.5 ) ;

z z y y7. K arcsin 7.5 7.4 ;

K arccos 7. ;

dK dK если K 0, то K = K ;

если K 0, то K = – K, где d K – длина ножа (расстояние между точками 7.4 и 7.5).

5.3. Методика позиционирования и выбора параметров рабочего оборудования традиционных погрузчиков и с энергосберегающим гидроприводом Основными механизмами рабочего оборудования фронтального погрузчика являются грузоподъемный механизм, механизм управления ковшом и энергосберегающий механизм. Все расчеты механизмов обычно разделяются на три вида: кинематические, силовые, динамические. Кинематические расчеты обеспечивают технологические функции рабочего оборудования. Силовые расчеты определяют прочностные характеристики механизмов, динамические расчеты необходимы для определения длительности элементов технологического цикла с целью определения производительности машины.

Рассмотрим методику выбора параметров механизмов рабочего оборудования погрузчика четвертой размерной группы (ПК-4) грузоподъемностью QП =3,8 т (рис. 5.8, табл. 5.1).

z l П = HП z(7) y y(7) Рис. 5. Проектирование механизмов рабочего оборудования начинается с выбора длины стрелы Lc, определения высоты погрузки H П и вылета ковша l П по соответствующим корреляционным функциям (4.3), (4.5), (4.6). Для погрузчика ПК-4 принимаем следующие значения этих параметров: Lc =2,79 м;

H П =3,1 м;

l П =1,0 м. Для заданной грузоподъемности погрузчика QП =4 т необходимо определить номинальную вместимость и основные геометрические параметры ковша. Внутренняя ширина ковша B0 определяется по формуле B0 BГ b, где BГ – габаритная ширина ковша, определяемая по табл. 1.2.

Для погрузчика ПК-4 с габаритной шириной ковша BГ =3,61 м находим внутреннюю ширину ковша Bo =3,57 м. Принимая объемную насыпную плотность материала M =2 т/м, определим QП геометрический номинальный объем ковша: VГ =2 м. Площадь M номинального сечения ковша определяется по формуле V 2 AK Г =0,56м.

Bo 3, Для обеспечения требуемого сечения ковша нужно принять систему геометрических параметров, рассмотренных в разделе 2, табл. 2.7.

Принимаются следующие параметры ковша: r o =0,43 м;

l1 =0, м;

l2 =0,424 м;

b=1,151 м;

h4 =0,262 м;

o 45o. Площади сечений элементов ковша A1, A2, A3, A4 (рис. 5.9) имеют следующие 2 2 2 величины: A1 0,218 м ;

A2 0,108 м ;

A3 0,091 м ;

A4 0,151 м.

Площадь сечения ковша, равная сумме площадей его элементов AK 0,567 м, обеспечивается при радиусе ковша r o =0,43 м.

Вырывное плечо RB – расстояние от шарнира 7.1 соединения ковша со стрелой до точки 7.4 ковша – определяется по формуле (2.56) RB =1,12 м. В нижнем предельном положении стрелы расстояние от шарнира вершины стрелы до опорной поверхности (см.

рис. 4.1) определяется по формуле (4.1). Принимая zСТР zУСТ, получим zСТР 0,098 М. ДЛЯ 7. 7. ПОГРУЗЧИКА РАЗМЕР z K (СМ. РИС. 5.9) РАВЕН 7.7 A СУММЕ НАЙДЕННЫХ A4 b 7. ВЕЛИЧИН:

A1 h z K zСТР zУСТ 0,196 М.

180- 7. z(7) ТАКИМ ОБРАЗОМ, 0 RВ A2 ПОЛОЖЕНИЕ ШАРНИРА 7. 7.10 КОВША 7. 7.6 7.5 7. y(7) ОТНОСИТЕЛЬНО СЕЧЕНИЯ ОПРЕДЕЛЕНО Рис. 5. ДВУМЯ ВЕЛИЧИНАМИ:

ВЫРЫВНЫМ ПЛЕЧОМ И РАЗМЕРОМ RB КОВША z K. ОСЬ Oz ( 7 ) ковша расположена под углом 0 к плоскости днища. Угол для погрузчика ПК-4 приняли положительным: 0 7,5o. Положение шарнира 7.3 ковша на оси O ( 7 ) y ( 7 ) определяется величиной расстояния между шарнирами по формуле (2.57), которой соответствует зависимость, приведенная на рис. 2.17.

Для погрузчика грузоподъемностью QП =3,8 т принимаем величину l7.1 7.3 0,41 м. Далее необходимо определить и задать размеры плеч рычага 5, длину тяги 6 ковша 7 (см. рис. 5.1).

Корреляционные связи этих величин для типоразмерного ряда установлены в функции длины стрелы Lc погрузчика (табл. 5.1).

Таблица 5. Параметры механизма управления ковшом для типоразмерного ряда пневмоколесных фронтальных погрузчиков Координаты Грузо- Расстояние точки 4.6 Плечи рычага, Длина Тип Длина подъ- между мм рычага на погруз- емность стрелы тяги, шарнирами стреле, мм чика мм LC, мм QП, т ковша, мм (4) (4) y 4.6 z 4.6 верхнее нижнее ПК-0,5 0,5 1830 1080 220 410 535 350 ПК-2 2,2 2285 1359 340 530 790 554 ПК-3 3,3 2330 1450 360 595 785 460 ПК-4 3,8 2790 1767 465 636 884 615 ПК-4 4,0 3010 1868 459 715 817 837 ПК-7 6,6 3185 1937 530 895 900 845 ПК-7 7,2 3380 1890 585 945 1250 740 ПК-15 15,0 4440 2250 1410 980 1439 1890 ПК-30 30,0 6400 3970 2240 1560 2132 2440 ПК-45 45,0 7116 4570 2300 1605 2683 2443 ПК-60 60,0 7880 4700 2420 1767 3018 2819 ПК-75 75,0 8750 4940 2660 1960 3080 3120 В табл. 5.2 для типоразмерного ряда погрузчиков показаны относительные горизонтальная и вертикальная координаты шарнира соединения рычага со стрелой: У.Р y446) Lс ;

Z.Р z 446) Lс.

( (..

Показаны также относительные длины плеч рычага: r.1 r1 L с ;

r.2 r2 Lс ;

относительная длина тяги: T lТ Lс ;

относительное расстояние между шарнирами ковша: K l7.1 7.3 Lc.

По данным табл. 5.2 сделаны выводы. Увеличение размеров машин сопровождается увеличением размеров стрелы и рычага поворота ковша. Общей закономерностью является изменение линейных размеров машин в степени 1 3 от грузоподъемности погрузчика. При соблюдении условий теории подобия относительные геометрические параметры механизмов являются постоянными величинами.

Для механизма поворота ковша фронтального погрузчика с увеличением грузоподъемности появляется необходимость рычаг поворота ковша поднять в перекрестной схеме поворота относительно переднего моста, т.к. разместить рычаг поворота между ковшом и передним мостом становится затруднительно.



Pages:     | 1 || 3 | 4 |   ...   | 6 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.