Расчет вилочного автопогрузчика г/п 9000 кг

ryisrrrrsrrs-sssrrsrerrsss.cdw

ryisrrrrsrrs-sssrrsrerrsss.cdw

rrssrrryirrssrsreryer.cdw

Гидроцилиндр подъёма груза
Грузоподъёмность 9000 кг;
Высота подёма груза 3.9 м;
Масса снаряженного погрузчика 13510 кг;
Угол наклона грузоподъёмника вперёд (назад) 410
Максимальная скорость передвижения погрузчика 19 кмч
Тип двигателя Дизель
Тип трансмиссии Механическая 4-ех ступенчатая коробка
Рабочее давление гидросистемы 18

ssrrrrresrrrrrer.cdw

rrssrrryirrssrsreryer.cdw

Гидроцилиндр подъёма груза
Грузоподъёмность 9000 кг;
Высота подёма груза 3.9 м;
Масса снаряженного погрузчика 13510 кг;
Угол наклона грузоподъёмника вперёд (назад) 410
Максимальная скорость передвижения погрузчика 19 кмч
Тип двигателя Дизель
Тип трансмиссии Механическая 4-ех ступенчатая коробка
Рабочее давление гидросистемы 18

ssrrrrresrrrrrer.cdw

Пояснительная записка.docx

По исходным и дополнительным данным необходимо расчитать вилочный автопогрузчик грузоподъёмностью 9000 кг высотой подъёма груза 39 м и максимальной скоростью передвижения 19 кмч. Необходимо произвести расчёты механизмов грузоподъёмника (механизм подъема груза и механизм наклона грузоподъемника) тяговый расчёт и расчёт погрузчика на устойчивость.
В состав работы входят пояснительная записка объёмом 52 страницы формата А4 чертёж общего вида погрузчика в двух проекциях формата А1.
Выбор аналога машины
1 Обоснование выбора аналога
При выборе аналога рассчитываемого погрузчика руководящим показателем является грузоподъемность выбираемого погрузчика т (кг).которая не должна превышать вес поднимаемого груза (по заданию) более чем на 500 кг грузоподъемник должен быть телескопический двух рамный привод колес на одну ось и число опор 4.
Выбираемый аналог должен отвечать следующим дополнительным требованиям:
А. Привод рабочего оборудования – гидравлический.
Б. Силовая установка – двигатель внутреннего сгорания (дизельный или бензиновый).
В. Трансмиссия – механическая со ступенчатой коробкой передач.
В соответствии с данными требованиями принимается вилочный автопогрузчик производитель Mitsubishi FD90N грузоподъемностью 9000 кг.
2 Исходные данные аналога
Масса снаряженного погрузчика т не более 13510
Марка дизельного двигателя MITSUBISHI 6M60-TL
Номинальная мощность двигателя кВт (л.с.) 80 (110)
Номинальная частота вращения вала двигателя обмин 2100
Максимальное давление в гидросистеме
наклона и подъема груза МПа(кгссм2) 181 (181)
Максимальная грузоподъемность кг 9000
Высота подъема груза м 4
Габаритные размеры мм не более:
- длина с рабочим оборудованием 5460
Радиус поворота по наружному габариту мм 3930
Расстояние от оси передних колес до спинки вил мм 755
Дорожный просвет под грузоподъемником не менее мм 230
Углы наклона грузоподъемника (впередназад) град не менее 1512
Скорость подъема груза мс 0440
Максимальная скорость передвижения кмч 30
Расстояние от центра массы груза до спинки вил мм 600
Напряжение в электросистеме В 12
Шины передние 900-20-14 PR' 2шт
Шины задние 900-20-14 PR' 2 шт.
Рис.1 Общий вид погрузчика оборудованного грузоподъёмником с вилами
Таблица 1 Исходные данный для расчета
Вес поднимаемого груза кг
Скорость подъема груза ммин
Угол наклона грузоподъемника
Максимальная скорость передвижения погрузчика кмч
Коэффициент сопротивления качению
Коэффициент сцепления колес с дорогой
Максимальный угол подъема погрузчика
3 Определение масштабного коэффициента
Принимаем масштаб 1:58
Расчет параметров исполнительных механизмов
1 Расчет механизма подъема груза вилочного погрузчика
1.1 Расчет сопротивлению подъему
Целью расчета является определение основных параметров исполнительных механизмов (гидроцилиндров) механизма подъема груза и подбор требуемого поперечного сечения грузовых вил. Традиционно механизм грузоподъемника выполняется в виде двукратного скоростного полиспаста.
Схема действия сил в механизме подъёма автопогрузчика
Таблица 2 - Данные для предварительного расчёта цилиндра механизма
Грузоподъёмность погрузчика (аналога) т
от передней спинки вил до центра груза l
от центра груза до плоскости грузовых цепей b
от середины спинки вил до плоскости грузовых цепей b1
от оси цилиндра (середины выдвижной рамы) до плоскости грузовых цепей l1
от оси цилиндра до задней плоскости грузовых цепей l2
между верхними и нижними основными катками у каретки по вертикали а
Диаметр основных катков Dк
Масса каретки с вилами кг тк
Масса выдвижной рамы с плунжером цилиндра и траверсой отнесенная к 1 м высоты грузоподъемника поднимаемых вместе с грузом т кгм
Наибольшее усилие подъёма определяется при вертикальном положении грузоподъёмника максимально поднятых вилах с номинальным грузом когда погрузчик стоит на уклоне с боковым креном до = . Необходимое усилие подъёма по плунжеру определяется по формуле:
где W1- сопротивление подъёму груза и подъёмной каретки с вилами;
W2- сопротивление подъёму выдвижной рамы с плунжером траверсой и грузовыми цепями;
W3- сопротивление качению основных катков по направляющим;
W4- сопротивление качению боковых катков по направляющим.
Сопротивление определим по формуле:
где - вес груза по заданию ;
- вес каретки с вилами ;
- вес выдвижной рамы с плунжером цилиндра подъема и траверсы с
- механический КПД цепной передачи (грузовые цепи перекинуты через ролики траверсы) принимаем равным ;
- механический КПД цилиндра принимаем равным .
Вес выдвижной рамы с плунжером цилиндра и траверсы с роликами определяется по формуле:
где– масса выдвижной рамы с плунжером цилиндра и траверсой отнесенная к 1 м высоты грузоподъемника 135 кгм(таблица 1);
– длина выдвижной рамы м.
Длину выдвижной рамы рассчитаем по формуле:
гдеH – высота подъема груза по заданию Н = 39 м;
a1 – расстояние по вертикали между верхним катком наружной и нижним катком выдвижной рамы принимается из отношения: при a = 07 м(таблица 2) принимается а1 = 077м;
Dк – наружный диаметр основных катков Dк = 013 м.
Подставив известные величины в (5) получится:
При подъёме груза возникают большие сопротивления от реакции по боковым каткам каретки и наружной и внутренней рам когда погрузчик стоит на площадке с боковым креном до = 3° . Принимается что боковые катки размещены в центре основных катков т. е. как бы врезаны в них. Поэтому при малых соотношениях наружного диаметра катка и его оси сопротивления качению их по направляющим очень значительны.
Сопротивление вызываемое качением основных катков по направляющим находится по формуле:
где– общий коэффициент сопротивления качению боковых катков;
Rк – реакция по каткам подъемной каретки;
Rн– реакции по основным каткам наружной рамы;
R’н– реакции вызываемая парой сил 2F.
Общий коэффициент сопротивления качению катков можно определить по формуле:
гдеf– коэффициент трения второго рода f= 0.04 [1];
– условный коэффициент трения учитывающий качение шариков (роликов) по дорожке внутреннего кольца подшипника = 0015 [1];
dк– диаметр оси катка
dк = 06 Dк = 06 13 = 78 см .
Подставив известные нам значения Dк и dк получится:
В этом случае реакции по основным каткам каретки Rв и Rн определяются из выражения:
гдеb – плечо приложения силы Qн относительно оси передней ветви грузовых цепей b = 076м (таблица 2);
b1 – плечо приложения силы Gк относительно оси передней ветви грузовых цепей b1 = 01м(таблица 2).
Реакции по основным каткам наружной Rн и внутренней Rв рам можно рассчитать по формуле:
Кроме указанных реакций по основным каткам у рам возникают реакции и вызываемые парой сил 2F от внецентренного закрепления концов грузовых цепей на корпусе цилиндра подъёма относительно оси плунжера на плече . В расчетах для упрощения можно принять что =.
Реакцию по верхнему катку наружной рамы можно определить по формуле:
гдеh – расстояние от оси нижнего катка выдвижной рамы до оси роликов для грузовых цепей на траверсе или верхней поперечине выдвижной рамы находим по формуле:
Пара сил определяется из выражения:
гдеl2 – расстояние от оси цилиндра до задней плоскости грузовых цепей
Н1– высота от шарового шарнира цилиндра до оси роликов траверсы или выдвижной рамы определяется из выражения:
S – усилие в одной ветви грузовой цепи Н; определяется по формуле:
где - вес каретки и выдвижной рамы в сумме =+
G1= 64746 + 37744 = 10249 H.
- суммарный коэффициент сопротивления качению катков.
Зная пару сил 2F определим реакцию по верхнему катку наружной рамы:
Зная все значения определяется числовое значение сопротивления :
Сопротивление подъему груза при качении боковых катков:
где- общий коэффициент сопротивления качению боковых катков;
- реакции по боковым каткам соответственно каретки наружной и внутренней рам.
Реакции по боковым каткам каретки определим по формуле:
где- угол уклон с боковым креном наклона принимается .
Реакции по боковым каткам наружной и внутренней рам определяется по формулам:
где- расстояние по высоте между нижним катком каретки и верхним у наружной рамы;
- расстояние от оси основного катка до конца выдвижной рамы .
Общий коэффициент сопротивления качению боковых катков определяется:
где - наружный диаметр бокового катка ();
- диаметр оси бокового катка ();
- коэффициент трения скольжения ().
Тогда усилие на штоке гидроцилиндра необходимое для подъема груза будет равно:
1.2 Расчет гидроцилиндра подъёма груза.
Диаметр плунжера определяется по формуле:
где – число гидроцилиндров работающих одновременно (=2);
рабочее давление в системе МПа; (в соответствии с аналогом принимается 181 МПа );
– потери давления (суммарное сопротивление) в напорной линии от насоса до цилиндра кгссм²; Составляет 15 % от рабочего давления в системе; = 271 МПа;
– механический КПД гидроцилиндра; (в соответствии с рекомендацией [1] принимается =096 МПа );
КПД пары шарнирных подшипников с густой смазкой ().
Принимается стандартное значение из дополнительного ряда D = 110 мм. (ГОСТ 6540-68).
Ход плунжера принимается равным половине максимальной высоты подъёма
Lпл = 05 * 3.9 = 1.95м = 1950 мм
1.3 Расчет поперечного сечения грузовых вил
Расчетная схема грузовых вил
Грузовые вилы рассчитываются на сложное сопротивление изгибу и растяжению. Опасным считают сечение А – А. В этом сечении вилы растягиваются силой:
где - вес поднимаемого груза по заданию ;
- коэффициент составляющий влияние динамической составляющей силы
И в сечении А – А вилы изгибаются моментом:
(21) - плечо действия силы по расчётам аналога:
где и – сечение и момент сопротивления вил.
Принимаются следующие параметры грузовых вил: прямоугольное сечение вил с шириной b = 180мм и толщиной. s = 70мм
Момент сопротивления вил:
В качестве материала принимается Сталь 50Г2 ГОСТ4543-71
Допускаемое напряжение:
= · = · 420 = 280 МПа
2 Расчет механизма наклона грузоподъемника
Схема действия сил в механизме наклона грузоподъёмника
Принимаются следующие обозначения:
- вес груза( – 88290 H);
- веса соответственно подъёмной каретки с вилами выдвижной рамы с плунжером цилиндра подъёма и траверсы с роликами и наружной рам;
= 11 · = 11· 37744 = 415184Н.
- высота от оси поворота грузоподъёмника соответственно до центра тяжести груза и подъёмной каретки с вилами выдвижной и наружной рам и до оси крепления штока цилиндров наклона к наружной раме;
- расстояние от опоры (земли) до оси шарнира крепления грузоподъемника к раме погрузчика:
-длина нижней рамы ==м.
- расстояние центра тяжести груза от оси рам равное ;
- расстояние центра тяжести подъёмной каретки от оси рам равное;
- расстояние между шарнирами оси поворота грузоподъёмника и штока цилиндра наклона на наружной раме = 0;
а – расстояние по горизонтали от середины рам до центра поворота грузоподъёмника а = 0232м;
- усилие по штокам цилиндров;
φ - угол наклона цилиндра с учётом угла наклона грузоподъёмника вперёд на угол α замерено с масштабной схемы.
-от передней спинки вил до центра груза принимается согласно аналогу
- толщина вил по аналогу.s=0.07м.
- расстояние по вертикали от основания наружной рамы до шарнира поворота грузоподъемника
X = 001 · k = 001 · 58=058м.
= H +l + s -=39 + 0575 + 007 - 0667 = 3878м.
= + - – 2 ·– X = + – 077 – 2 · 006 – 058 = 2805м.
=- ·- = - ·- 058 = 0845м.
Уравнение моментов около шарнира А:
Диаметр гидроцилиндра определяется по формуле:
Размеры гидроцилиндров определяются по формуле при двух цилиндрах и суммарном усилии на штоках :
где – число гидроцилиндров работающих одновременно принимаем z = 2 в соответствии с аналогом;
- рабочее давление в системе МПа; p = 181 МПа
– потери давления (суммарное сопротивление) в напорной линии от насоса до цилиндра кгссм²; Составляет 15 % от рабочего давления в системе; = 271 МПа;
6 – механический КПД гидроцилиндра;
- КПД пары шарнирных подшипников с густой смазкой п = 09;
Согласно ГОСТ 6540-68 принимается стандартное значение D равное
ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ПОГРУЗЧИКА
1 Определение мощности и построений внешней скоростной характеристики двигателя.
Для подбора внешней характеристики двигателя вначале определяется мощность л.с. необходимую для обеспечения заданной максимальной скорости и в кмч по дороге с заданным коэффициентом дорожного сопротивления.
Мощность определяется по следующей формуле:
где - снаряженный вес погрузчика (по аналогу) ;
- номинальный вес груза
- суммарный коэффициент сопротивления качению;
- максимальная скорость движения погрузчика = 19 кмч;
- КПД трансмиссии = 085095.
где - коэффициент сопротивления качению (по заданию) = 0015;
- величина уклона (по заданию). = 8
В общем случае частота вращения коленчатого вала nмакс при максимальной скорости движения автомобиля не равна частоте вращения > соответствующей максимальной мощности двигателя и следовательно .
В тех случаях когда максимальную мощность двигателя л.с. можно найти пользуясь эмпирической формулой:
где - эмпирические коэффициенты. Для дизельных двигателей
- номинальное число оборотов двигателя
1279 – условие выполняется
В данном случае скорость соответствующая максимальной мощности будет равна:
Координаты ( ; ) и ( ; ) дают две первые точки графика
Для построения точек графика используется формула:
где и - текущие значения соответственно мощности двигателя и частоты вращения коленчатого вала.
Задаваясь такими значениями которые соответствуют значениям отношения =01;02;03;04;05;06 и т.д. до принятого соотношения подставляемого в уравнение (25) подсчитываются величины соответствующей мощности .
9[053 (01) + 156 ) -109 ) = 1883 л.с
9 [053 (02) + 156 ) -109 ) = 445 л.с
9[053 (03) + 156 ) -109 ) = 753 л.с
9 [053 (04) + 156 ) -109 ) = 1093 л.с
9[053 (05) + 156 ) -109 ) = 1447 л.с
9 [053 (06) + 156 ) -109 ) = 1797 л.с
9[053 (07) + 156 ) -109 ) = 2125 л.с
9 [053 (08) + 156 ) -109 ) = 2411 л.с
9[053 (09) + 156 ) -109 ) = 2639л.с
9 [053 (1) + 156 ) -109 ) = 279 л.с
[053 (11) + 156 ) -109 ) = 284.5 л.с
9 [053 (12) + 156 ) -109 ) = 278.6л.с
9 [053 (125) + 156 ) -109 ) = 2709 л.с
Полученные данные заносятся в таблицу:
Затем определяется текущее значения крутящих моментов по формуле:
Полученные значения заносятся в таблицу:
По полученным данным строятся графики .
График зависимости крутящего момента двигателя от частоты вращения.
Рисунок 6 - График зависимости мощности двигателя от частоты вращения.
2. Определение основных параметров трансмиссии.
Трансмиссия включает в себя преобразование выходных тягово-скоростных параметров двигателя (крутящего момента и частоты вращения) в трансмиссии осуществляется при помощи главной передачи и коробки перемены передач.
Передаточное отношение главной передачи рассчитывается исходя из обеспечения максимальной скорости движения погрузчика на прямой передаче (передаточное отношение коробки передач ) по формуле:
где - радиус ведущего колеса по аналогу 900-20-14 PR
передаточное отношение коробки передач при движении на прямой передаче передаточное отношение коробки равно;
Vmax = 19 кмч максимальная скорость
- максимальная частота вращения коленчатого вала принятая при построении внешней скоростной характеристики. 2625об.мин.
Количество передач и их передаточные числа определяют способность погрузчика к преодолению подъемов в складских помещениях быстрому разгону и движению с установленной скоростью при заданном покрытии.
Определение передаточных чисел коробки передач начинают с расчета передаточного числа первой передачи. Для этого используют уравнение силового баланса установившегося движения погрузчика:
где - поступательное ускорение погрузчика принимается
- коэффициент учета вращающихся масс:
где - коэффициент учета вращающихся масс (для погрузчика) принимается ;
- передаточное число коробки передач в момент начала движения принимается
Суммарное сопротивление может быть преодолено если отношение максимальной тяговой силы к весу автомобиля будет равно или больше этого коэффициента т.е.
Увеличение передаточного числа первой передачи допустимо только до величины при которой развиваемая тяговая сила еще не достигнет силы сцепления колес с дорогой т. е.
- сцепной вес погрузчика
- коэффициент сцепления колес с дорогой зависит от качества дорожного покрытия (по заданию). = 088
Сцепной вес переднеприводного погрузчика равен 55-65% от веса погрузчика с грузом.
Принимается передаточное число 1-ой передачи равной: - 2 5
От выбора промежуточных передаточных чисел коробки передач зависят как тяговые так и экономические свойства автомобиля. Одним из простейших методов выбора передаточных чисел промежуточных передач является метод в основу которого положено наиболее полное использование мощности двигателя при разгоне погрузчика начиная с первой и кончая высшей передачей. При наличии бесступенчатой коробки передач разгон можно производить не меняя частоты вращения коленчатого вала двигателя. В этом случае можно работать на частоте вращения используя в процессе разгона максимальную мощность двигателя и получая в результате этого максимально возможные для данного автомобиля ускорения. При ступенчатой коробке передач для наилучшего использования мощности двигатель на всех передачах должен работать в некотором диапазоне частоты вращения коленчатого вала от до .
Если пренебречь падением скорости в процессе переключения передач то каждый раз при переключении передач скорость движения погрузчика достигнутая перед моментом переключения например в конце разгона на первой передаче равна скорости с которой начинается разгон на второй передаче т.е.
Из равенства (37) следует что для наилучшего использования мощности двигателя передаточные числа должны подчиняться закону геометрической прогрессии со знаменателем .
Из предварительного расчета известны передаточные числа первой и высшей передач. Пользуясь равенством (37) можно найти передаточные числа промежуточных передач для коробки передач с любым числом ступеней.
Для коробки передач с ступенями передач передаточное число любой передачи можно определить по формуле:
где – число ступеней исключая заднюю и ускоряющую передачи;
- передаточное число 1-ой передачи = 25
где k-номер передачи;
n -число ступеней исключая заднюю и ускоряющую передачи принимается 4-х ступенчатая коробка передач.
Определим передаточные числа коробки передач
Для движения задним ходом используется реверсивный механизм.
3 Расчет динамической тяговой характеристики погрузчика.
Для оценки динамических характеристик погрузчика аналогично автомобилю используют показатель динамического фактора. Данная величина представляет собой отношение силы тяги развиваемой погрузчиком отнесенной к полной массе погрузчика:
где– полная масса погрузчика кг;
=GП + QН= 22510 кг.(13510+9000) ; Последовательность построения динамической характеристики погрузчика:
Для каждого из значений частот вращения двигателя принимаемых в разделе 3.1 соответствующих им выходных показателей мощности двигателя определяемых по формуле (26) и крутящих моментов формула (27) определяются скорости движения погрузчика на каждой передаче по формуле:
Из формулы (27) выражая значение определяют его значения на каждой передаче при соответствующих значениях частот вращения (крутящих моментов):
Затем по формуле (39) находятся значения динамического фактора.
Определение скорости движения погрузчика на каждой передаче кмч:
Определяется значение на каждой передаче при соответствующих значениях частот вращения (крутящих моментов) Н:
Определение динамического фактора D:
Таблица 3: Сводные данные тягово-скоростных значений погрузчика:
По данным таблицы 3 строится график изменения динамического фактора для рассчитываемого погрузчика на каждой передаче (рис.6). На оси абсцисс откладывается значение скорости погрузчика а по оси ординат показания динамического фактора на каждой передаче.
РАСЧЕТ УСТОЙЧИВОСТИ АВТОПОГРУЗЧИКА
Автопогрузчик с поднятым на полную высоту номинальным грузом и отклонением вперёд до отказа грузоподъёмником стоит на горизонтальной площадке. При расчёте следует учитывать дополнительный наклон грузоподъёмника вперёд из-за просадки переднего моста (деформации шин) и упругой деформации элементов конструкции. Такой случай встречается при штабелировании груза и считается самым тяжёлым для устойчивости.
При расчете принимаются значения силы в Ньютонах (Н) линейные размеры в метрах (м). При расчете приняты следующие обозначения:
- номинальный вес груза (9000);
- веса соответственно автопогрузчика без грузоподъемника и отдельно грузоподъемника;
G2 = Gн + Gв + Gк=415184+37744+64746=1440084 Н;
G1 = Gп – G2=132398 – 1440084 = 11799716Н;
C- ось поворота рамы грузоподъемника (центр шарнира рамы);
- суммарный угол отклонения грузоподъемника вперед;
- углы наклона соответственно грузоподъемника вперед до отказа и из-за проседания шин вместе с упругой деформацией металлоконструкции ;
- вылет центра тяжести погрузчика от оси передних колес и его высота от земли;
- координаты оси поворота грузоподъемника относительно оси передних колес;
- проекция расстояний центра тяжести груза от шарнира рам на опорную плоскость;
-проекция расстояний центра тяжести грузоподъемника от шарнира рам на опорную плоскость;
h- расстояние от шарнира рамы до центра тяжести груза при максимально поднятых вилах;
- расстояние от шарнира рамы до центра тяжести грузоподъемника при максимально поднятых вилах.
Рис. 7 Схемы для определения продольной устойчивости вилочных погрузчиков с поднятым грузом: при штабелировании;
Определяется коэффициент грузовой устойчивости погрузчика в момент отдачи номинального груза поднятого на предельную высоту при наклоненной вперед раме грузоподъемника. Коэффициент грузовой устойчивости машины представляет собой отношение моментов сил удерживающих (момент собственной силы тяжести погрузчика уменьшенный на момент силы тяжести грузоподъемника расположенного за опорным контуром) к моментам сил опрокидывающих (момент силы тяжести груза):
Замером с масштабной схемы определяем:
; ; ; м; ; h=3891м; м;
условие выполняется.
Рис. 8 Схемы для определения продольной устойчивости вилочных погрузчиков с поднятым грузом: при штабелировании; на уклоне.
Автопогрузчик с полнятым на полную высоту номинальным грузом и наклоненным вперед грузоподъемником стоит на площадке с продольным уклоном (рис 8).
При расчете приняты следующие обозначения:
-угол наклона площадки. для автопогрузчиков грузоподъемностью более 5т
- расстояние по вертикали от уровня площадки до центра тяжести груза находящегося на полностью поднятых вилах и наклоненном вперед грузоподъемнике.
Соответственно принятым на рисунке обозначениям коэффициент грузовой устойчивости расчитывается по формуле:
Условие выполняется.
Автопогрузчик с грузом который находится в транспортном положении т.е. поднятым от земли на высоту 300 мм и отклоненным назад до отказа грузоподъемником движется с максимальной скоростью и затормаживается с замедлением
Рис. 8. Схема для определения продольной устойчивости вилочных погрузчиков в движении.
При расчете приняты обозначения:
- сила инерции массы груза действующая на плече . В данном случае величина определяется для транспортного положения груза;
Н- сила инерции массы машины с грузоподъемником действующая на плече ;
- угол наклона площадки. 3;
- угол отклонения центра тяжести грузоподъемника назад ;
- углы наклона соответственно грузоподъемника назад (по заданию 10) и от проседания шин вместе с упругой деформацией металлоконструкции ;
– вылет центра тяжести груза от ребра опрокидывания (точки опоры передних колес А);
- ветровая нагрузка действующая на плече . Влияние ветра учитывается для погрузчиков работающих на открытых площадках.
В третьем случае расчета на устойчивость грузоподъемник находится в сложенном состоянии. Тогда центр тяжести сложенного грузоподъемника принимается лежащим на середине наружной рамы.
Коэффициент грузовой устойчивости в данном случае определяется:
Четвертый случай. Автопогрузчик без груза с вилами поднятыми на 300 мм от земли и отклоненным назад до отказа грузоподъемником съезжает с уклона на максимальной скорости и при резком повороте.
Гранью возможного опрокидывания является линия ВС проходящая через шарнир балансира управляемого моста (рис. 9).
Согласно требованиям при испытании площадка должна иметь уклон 15+109 % но не более 50% для погрузчиков грузоподъемностью до 5 тонн включительно.Угол наклона площадки:
где – максимальная скорость движения автопогрузчика без груза кмч.
Возможное перемещение в плане центров тяжести автопогрузчика без грузоподъёмника и одного грузоподъёмника из-за наклона площадки на угол α:
где – соответственно высота от земли центра тяжести автопогрузчика без грузоподъёмника и с отклонённого назад грузоподъёмника. Центр тяжести сложенного грузоподъемника принимается лежащим на середине наружной рамы.
При весе – автопогрузчика без грузоподъемника и – грузоподъемника получим суммарно высоту центра тяжести автопогрузчика с грузоподъемником отклоненным назад:
И соответственно расстояние от оси передних колес до центра тяжести автопогрузчика:
а2 = 0232 + 0162 = 0394м
Где - ординаты центров тяжести от оси передних колес для автопогрузчика без грузоподъемника и одного грузоподъёмни
Смещение центра тяжести всего автопогрузчика в плане от его продольной оси при наклоне опорной площадки на угол (рис.24).
Оно не должно выходить за линию ВС опрокидывания.
В курсовой работе был произведен расчет вилочного погрузчика грузоподъемностью 9000кг высотой подъема груза 39м. Были рассчитаны плунжер подъема груза гидроцилиндры наклона грузоподъемника и поперечное сечение грузовых вил.
Для обеспечения максимальной скорости 19кмч была рассчитана дизельная силовая установка с максимальной мощностью 110 л.с (при n=2625обмин) и построена её внешняя скоростная характеристика. Так же были определены основные параметры трансмиссии рассчитаны параметры динамической тяговой характеристики и построен график изменения динамического фактора.
Для обеспечения безопасной работы был произведен расчет на продольную устойчивость который показал что данный погрузчик пригоден для выполнения складских операций.
В процессе эксплуатации необходимо производить проверку рабочих жидкостей смазку узлов и технический осмотр автопогрузчика.
Расчет механизмов вилочного погрузчика: учебное методические указание – Хабаровск. ДВГУПС 2008.
Погрузчики. Справочник. Под ред. Г.П. Ефимова. М.: «Транспорт» 1978.
Погрузо-разгрузочные машины. В.Н.Стогов Д.С.Плюхин Г.П.Ефимов.
Учебное пособие для вузов железнодорожного транспорта. Изд. 3-е перераб. и доп. М. «Транспорт» 1977 311с.
Ридель Э.И. Погрузо-разгрузочные машины на железнодорожном транспорте: Учебник для техникумов. – М.: Транспорт 1978. – 383 с.
Самоходные погрузчики. Базанов А.Ф. Забегалов Г.В. 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1979. – 146 с. ил.
ГОСТ 16215-80. Автопогрузчики вилочные общего назначения. Общие технические условия.
Кондратьев П.С. Методические указания по выполнению курсовой работы.2005 г.;
Ридель Э.И. Погрузочно-разгрузочные машины на железнодорожном транспорте.
Погрузочно-разгрузочные машины: Учебник для вузов жд транспорта И.И Мачульский.: Желдориздат 2000.