Расчёт механизмов вилочного погрузчика - курсовой

позынич 18, 26.docx

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Дальневосточный государственный университет путей сообщения»
Кафедра «Строительные и путевые машины»
По дисциплине: «Погрузочно-разгрузочные машины»
На тему: «Расчёт механизмов вилочного погрузчика»
КР19020565.00.00.00.ПЗ
По данным задания необходимо сделать расчет вилочного автопогрузчика с подымаемым грузом 3900 кг и высотой подъёма 28 м. Так же необходимо произвести расчёты механизма грузоподъёмника тяговый расчёт и расчёт погрузчика на устойчивость.
В состав конструкторской документации входит пояснительная записка объёмом 48 страниц формата А4 и чертёж общего вида погрузчика.
Выбор аналога рассчитываемого погрузчика4
Расчет механизмов и узлов погрузчика7
1 Расчет грузоподъемника вилочного погрузчика7
2 Расчет механизма наклона грузоподъемника17
Тяговый расчет погрузчика21
1 Определение мощности и построений внешней
скоростной характеристики двигателя21
2 Определение основных параметров трансмиссии25
3 Расчет динамической тяговой характеристики погрузчика30
Расчет устойчивости автопогрузчика38
1 Расчет погрузчика на продольную устойчивость38
ВЫБОР АНАЛОГА РАСЧИТЫВАЕМОГО ПОГРУЗЧИКА
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.
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.
Для дальнейших расчетов необходимо в соответствии с техническими характеристиками выбранного погрузчика определить:
– массу погрузчика баз груза кг;
– габаритные размеры;
– базу и ширину колеи погрузчика;
– число ступеней в коробке передач (при отсутствии данных по умолчанию принимается 6-ступенчатая коробка);
– тип двигателя (дизельный или бензиновый);
– размеры вил (в базовом варианте).
В соответствии с данным требованием принимается вилочный погрузчик ТСМ FD40T9 грузоподъемностью 4000 кг.
Таблица 1 - Техническая характеристика автопогрузчика ТСМ FD40T9
Центр тяжести груза мм
Свободный ход каретки мм
Длина до спинки вил мм
Движение впередназад кмч
Преодолеваемый подъем %
Мощность кВт обороты обмин
Крутящий момент Н-м обороты обмин
Габаритная высота с поднятой вилкой мм
Максимальная высота вил мм
Высота мачты при опущенных вилах мм
Высота задней опоры мм
Минимальный дорожный просвет мм
Общая длина (с вилами) мм
Габаритная длина без вил мм
Расстояние транспортировки груза мм
Высота муфты сцепки мм
Расстояние верхнего защитного ограждения мм
Общая высота (по защитной крыше) мм
Размах вил (внешний) мм
Внутренний радиус поворота мм
Внешний радиус поворота мм
Минимальный проход между штабелями мм
Угол наклона (вперед-назад) град.
Рисунок 1 – Вилочный погрузчик ТСМ FD40T9. Основные параметры
Для определения масштабного коэффициента действительный размер базы погрузчика в мм необходимо поделить на измеренный на схеме размер базы линейкой:
РАСЧЕТ ГРУЗОПОДЪЕМНИКА ВИЛОЧНОГО ПОГРУЗЧИКА
1 Расчет механизма подъема груза
Целью данного расчета является определение основных параметров исполнительных механизмов (гидроцилиндров) механизма подъема груза и подбор параметров грузовых вил. Усилие действующее на гидроцилиндр (гидроцилиндры) зависит от кинематической схемы грузоподъемника и взаимного расположения его основных узлов.
Традиционно механизм грузоподъемника выполняют в виде двукратного скоростного полиспаста.
Рисунок 2 - Схема действия сил в механизме подъема автопогрузчика
Наибольшее усилие подъема определяют при вертикальном положении грузоподъемника максимально поднятых вилах с номинальным грузом когда погрузчик стоит на уклоне с боковым креном до =3°.
Необходимое усилие подъема по плунжеру определяется по формуле:
гдеW1 – сопротивление подъему груза и подъемной каретки с вилами;
W2 – сопротивление подъему выдвижной рамы с плунжером траверсой и грузовыми цепями;
W3 – сопротивление качению основных катков по направляющим;
W4 – сопротивление качению боковых катков по направляющим.
Сопротивление W1 + W2 определяется по формуле:
гдеQн – вес номинального груза ;
Gк – вес каретки с вилами ;
Gв – вес выдвижной рамы с плунжером цилиндра подъема и траверсы с роликами;
– механический КПД цепной передачи (грузовые цепи перекинуты через ролики траверсы) принимаем равным 1 = 098;
– механический КПД цилиндра принимаем равным 2 = 096.
Вес выдвижной рамы с плунжером цилиндра и траверсы с роликами определяется по формуле:
где –выдвижной рамы с плунжером определяется исходя из удельного веса и высоты подъема груза (2.4)
– масса выдвижной рамы с плунжером цилиндра и траверсой отнесенная к 1 м высоты грузоподъёмника. Для проектного расчёта можно взять кгм по табл. 1 [1].
- длина выдвижной рамы м lв=05H+a1+Dk
При максимально поднятых вилах расстояние по вертикали между основными катками наружной и внутренней рам обычно принимают a1>a2.
В расчетах значение a1 можно принять из отношения . Большее значение рекомендуется для погрузчиков средней и большой грузоподъемности. Это необходимо для снижения опорных реакций на катки при наклоне рамы.
Длина выдвижной рамы рассчитывается по формуле:
lв=0528+069+011=22 м
где H – высота подъема груза по заданию Н = 28 м;
a1 – расстояние по вертикали между верхним катком наружной и нижним катком выдвижной рамы принимается из отношения: при a = 60 см принимаем а1 = 069 м;
Dк – наружный диаметр основных катков Dк = 011 м.
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 вызываемые парой сил 2F.
Общий коэффициент сопротивления качению катков можно определить по формуле:
гдеf – коэффициент трения второго рода f = 004 [1];
– условный коэффициент трения учитывающий качение шариков (роликов) по дорожке внутреннего кольца подшипника = 0015 [1];
dк – диаметр оси катка dк = 06 Dк = 06 11 = 66 см [1].
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 = 695 мм [1];
b1 – плечо приложения силы Gк относительно оси передней ветви грузовых цепей b1 = 95 мм [1].
Реакции по основным каткам наружной Rн и внутренней Rв рам можно рассчитать по формуле:
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 находится по формуле:
Пара сил определяется из выражения:
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:
Сопротивление вызываемое качением боковых катков:
где1 – общий коэффициент сопротивления качению боковых катков;
Хк Хн Хв – реакции по боковым каткам соответственно каретки наружной и внутренней рам.
Реакции по боковым каткам каретки определяются по формуле:
Реакции по боковым каткам наружной и внутренней рам определяются по формулам:
гдеc – расстояние по высоте между нижним катком каретки и верхним у наружной рамы по [1]: ;
m1 – расстояние от оси основного катка до конца выдвижной рамы m1 = 60 мм [1].
Общий коэффициент сопротивления качению боковых катков:
Где D'к – наружный диаметр бокового катка [1];
d’к – диаметр оси бокового катка [1];
– коэффициент трения скольжения = 01 [1].
Расчет гидроцилиндра подъема груза.
Диаметр плунжера определяется по формуле:
гдеz – число гидроцилиндров работающих одновременно z = 2;
Pн – рабочее давление в гидросистеме т.к. в технических характеристиках выбранного аналога не указанно давление в гидросистеме принимается среднее давление в гидросистеме автопогрузчиков ТСМ равное 175 МПа;
ΣΔP – потери давления в напорной линии от насоса до гидроцилиндра для проектного расчета ΣΔP определяется по формуле:
п – КПД пары шарнирных подшипников с густой смазкой п = 098 [1].
Принимаются гидроцилиндры диаметром D = 70 мм.
Ход плунжера принимается равным половине максимальной высоты подъёма груза т. е. 05H.
Принимаются плунжерные гидроцилиндры ПЦ20-70-60-1400.11 со следующими параметрами:
Диаметр плунжера 60 мм
Ход плунжера 1400 мм
Расчет поперечного сечения грузовых вил
Грузовые вилы рассчитываются на сложное сопротивление изгибу и растяжению. Опасным считается сечение А – А (рисунок 3). Согласно рекомендации принимают что в этом сечении вилы растягиваются силой P = 066KдQн и изгибаются моментом М = 066Qнl где Kд = 12 – коэффициент динамичности l – расстояние от центра тяжести груза до спинки вил l = 06 м [1].
Рисунок 3 - Схема грузовых вил а поперечное сечение вилы б.
Нормальное напряжение в опасном сечении определяется по формуле:
где F и W – сечение и момент сопротивления вил соответственно.
Допускаемое напряжение:
где т – предел текучести материала принимается для стали 45 т = 560 МПа.
Так как опасное сечение имеет вид прямоугольника то момент сопротивления сечения определяется по формуле:
гдеs - толщина вил м; в соответствии с аналогом s = 0050 м;
b - ширина вил м; в соответствии с аналогом b = 0150 м.
Площадь опасного сечения найдется как площадь прямоугольника:
Условие выполняется.
2 Расчет механизма наклона грузоподъемника
Наибольшее усилие по штоку цилиндров наклона грузоподъёмника возникает при обратном повороте грузоподъёмника с грузом наклонённого вперёд на предельный угол α .
Для расчёта принимаются следующие положения: центр тяжести груза по высоте находится на середине катков у подъёмной каретки а по горизонтали – на расстоянии центр тяжести каретки с вилами на середине толщины спинки вил; центр тяжести рам грузоподъёмника вместе с цилиндром подъёма – на середине рам.
Принимаются следующие обозначения:
Qн - вес груза (по заданию);
Gk Gн Gв - веса соответственно подъёмной каретки с вилами выдвижной рамы с плунжером цилиндра подъёма и траверсы с роликами и наружной рам [1];
hгр - расстояние по вертикали от поверхности вил до центра тяжести груза hгр = l= 06 м [1]
- длина нижней рамы. ==22 м
Н1– высота от оси поворота грузоподъёмника до центра тяжести груза и подъёмной каретки с вилами м; H1=Н+s+hгр-
H1=28+005+06-046=299 м
Н2 – высота от оси поворота грузоподъёмника до центра тяжести выдвижной рамы м;
Н3– высота от оси поворота грузоподъёмника до центра тяжести наружной рамы м;
Н4 – высота от оси поворота грузоподъёмника до оси крепления штоков цилиндров наклона к наружной раме м;
H4 = 0012*k = 0012*5128=061 м;
к- масштабный коэффициент;
b' - расстояние центра тяжести груза от оси рам равное b+
b'1 - расстояние центра тяжести подъёмной каретки от оси рам равное b1+
b2 - расстояние между шарнирами оси поворота грузоподъёмника и штока цилиндра и штока цилиндра наклона на наружной раме; = 0
а – расстояние по горизонтали от середины рам до центра поворота грузоподъёмника; = 0
S'ц - усилие по штокам цилиндров;
φ - угол наклона цилиндра с учётом угла наклона грузоподъёмника вперёд на угол α .
Для проектного расчёта можно вес Gк подъёмной каретки с вилами взять из табл. 1 [1] вес внутренней рамы с выдвижными элементами определить по формуле (24) а вес Gн наружнойрамы с корпусом цилиндра подъёма принять Gн 11 Gв=11259=285 кН
Рисунок 4- Расчётная схема механизма наклона грузоподъёмника
Необходимо определить усилие на штоке цилиндра и диаметр цилиндра.
Данная система уравновешенна то есть сумма моментов опрокидывающих и удерживающих равно 0. Для решения составляется уравнение моментов сил относительно шарнира А:
Решая это уравнение относительно получим суммарное усилие на штоках цилиндров наклона:
Размеры гидроцилиндров определяются по формуле (2.19) при двух цилиндрах и суммарном усилии на штоках S'ц:
Принимаются гидроцилиндры диаметром D = 60 мм
Ход штока принимается равным половине максимальной высоты подъема груза т. е. 05Н.
Выбираются гидроцилиндры ЦГ-60-30×70.08 со следующими параметрами:
Максимальное давление 24 Мпа
Усилие на штоке кН (кг)
Толкающее5089 (5089)
ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ПОГРУЗЧИКА
1 Определение мощности и построение внешней скоростной характеристики двигателя
Для подбора внешней характеристики двигателя вначале определяется мощность Nev л.с. необходимая для обеспечения заданной максимальной скорости Vmax кмч на дороге с заданным коэффициентом дорожного сопротивления по формуле:
Gп - вес снаряженного погрузчика; Gп = 6560 кг
Qн - номинальный вес груза;
- суммарный коэффициент сопротивления качению;
Vмакс - максимальная скорость движения погрузчика;
np - КПД трансмиссии погрузчика равный 09.
φ - коэффициент сопротивления качению; φ=0009
α - величина уклона
= (0009 + sin8)=0148
В общем случае частота вращения коленчатого вала nмакс при максимальной скорости движения автомобиля не равна частоте вращения nN > nмакс соответствующей максимальной мощности двигателя и следовательно Nev Nмакс
В тех случаях когда nmax nN 1 максимальную мощность двигателя Nмакс л.с. можно найти пользуясь эмпирической формулой:
a b c- эмпирические коэффициенты. Для бензиновых двигателей a=1 b=1 c=1. Для четырехтактных дизелей а=053; b=156; с = 109.
nN = 2300 обмин; принимается по аналогу
nmax=nN125=2300125=2875 обмин
Принимается nmax=2875 обмин
Полученное значение должно удовлетворять условию
В том случае если данное соотношение не выполняется необходимо предусмотреть возможность пересмотра соотношения nmaxnN=1.15 1.25
В данном случае скорость соответствующая максимальной мощности будет равна:
Координаты (Vмакс ; Nev) и ( VN ; Nмакс ) дают две первые точки графика Ne=f(ne)
Для получения других точек используют формулу (2.1) представленную в следующей форме:
где Nе и nе– текущие значения соответственно мощности двигателя и частоты вращения коленчатого вала.
Задаваясь такими значениями nв которые соответствуют значениям отношения подсчитываются величины соответствующей мощности Nв затем определяется текущее значения крутящих моментов по формуле:
где7162 – переводной коэффициент из л.с. в Вт; 1 л.с. 7162 Вт;
Значения текущих крутящих моментов определяется по формуле:
По полученным данным строятся графики (см. рис.5 и 6)
2 Определение основных параметров трансмиссии
Таблица 2 – результаты расчета Ne и Me
Рисунок 5 – внешняя скоростная характеристика двигателя
Рисунок 6 – график Me=f(ne)
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 последней передаче (передаточное отношение коробки передач ) по формуле:
rк – радиус ведущих колес м; в соответствии с аналогом rк = 0490 м.
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:
гдеGП – вес снаряжённого погрузчика Н; GП = 6440265 Н;
j – поступательное ускорение погрузчика м2с; j = 015 - 025 м2с [1]; принимаем j = 02;
– коэффициент учета вращающихся масс определяется по формуле:
гдеα – коэффициент учета вращающихся масс; α = 004 – 005 [1] принимаем
ik – передаточное число коробки передач в момент начала движения. Из диапазона 35-5 [1] принимается ik = 425.
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.
где Gсц - сцепной вес погрузчика кг Gсц = (Gп + Qн) 0.6 = 61597 Н;
φ – коэффициент сцепления колес с дорогой зависит от качества дорожного покрытия φ = 088.
Условие (3.11) выполняется.
Из равенства (3.11) получается:
Так как передаточное число полученное по формуле (3.12) больше чем определенное по формуле (3.10) то проверять возможность увеличения веса приходящегося на ведущие колеса не требуется.
Полученное передаточное число первой передачи лежит в интервале:
Принимается для расчетов uк1=255.
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 nN 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 n1 до n2.
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 V1 равна скорости с которой начинается разгон на второй передаче т.е.
Из равенства (3.14) следует что для наилучшего использования мощности двигателя передаточные числа должны подчиняться закону геометрической прогрессии со знаменателем q.
Для коробки передач с n ступенями передач передаточное число любой передачи можно определить по формуле:
n - число ступеней исключая заднюю и ускоряющую передачи принимается n=5.
Подставляя известные величины находим передаточные числа оставшихся передач:
Для обеспечения движения задним ходом принимается реверсивный механизм.
3 Расчет динамической тяговой характеристики
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:
гдеMполн – полная масса погрузчика; Mполн = (GП + QН)981 =1026126 Н.
Последовательность построения динамической характеристики погрузчика:
Для каждого из значений частот вращения двигателя n1 n2 nn принимаемых в разделе 3.1 соответствующих им выходных показателей мощности двигателя определяемых по формуле (3.5) и крутящих моментов формула (3.6) определяются скорости движения погрузчика на каждой передаче по формуле:
Из формулы (3.10) выражается значение PТ max определяя его значения на каждой передаче при соответствующих значениях частот вращения (крутящих моментов).
Далее по формуле (3.16) находим значения динамического фактора каждой передачи.
Таблица 3- Сводные данные тягово-скоростных значений погрузчика
По данным таблицы 3 строится график изменения динамического фактора для рассчитываемого погрузчика на каждой передаче. На оси абсцисс откладывается значение скорости погрузчика а по оси ординат показания динамического фактора.
Рисунок 7 - График изменения динамического фактора
РАСЧЕТ АВТОПОГРУЗЧИКА НА УСТОЙЧИВОСТЬ
Вилочные погрузчики проверяют на продольную и поперечную устойчивость. Цель расчета – определить коэффициент грузовой устойчивости погрузчика с учетом конструктивного расположения центров тяжести элементов погрузчика.
1 Расчет погрузчика на продольную устойчивость
Первый случай. Автопогрузчик с поднятым на полную высоту номинальным грузом и отклоненным вперёд до отказа грузоподъёмником стоит на горизонтальной площадке. При этом следует учесть дополнительный наклон грузоподъёмника вперёд из-за просадки переднего моста и из-за упругих деформаций рам грузоподъемника.
При расчете принимаются значения силы в (Н) линейные размеры в (м). При расчёте приняты обозначения:
Qн - грузоподъёмная сила;
G1G2 - веса соответственно автопогрузчика без грузоподъёмника и вертикально установленного грузоподъёмника;
O O1 O2- центры тяжести соответственно груза автопогрузчика без грузоподъёмника и вертикально установленного грузоподъёмника;
C - ось поворота рамы грузоподъёмника;
O' O2 - центры тяжести груза и грузоподъёмника отклонённых вперёд на угол = 1+2;
2 - углы наклона соответственно грузоподъёмника вперёд до отказа и из-за проседания шин вместе с упругой деформацией конструкции; 1=3 2=2
a1 a2 a'2 a1=0025к=00255126=128 м; h1=0009 к=046 м.
h=Н1+х=299+046=345 м х-расстояние от земли до шарнира поворота грузоподъемника; h2= м; t – клиренс - длина нижней рамы.
ac hc - координаты оси поворота грузоподъёмника от относительно оси передних колёс; ac= a2=0006к=00065128=0307 м; hc=х=046.
Рисунок 8 – Схема проверки продольной устойчивости вилочного погрузчика с поднятым на полную высоту номинальным грузом при штабелировании.
Вылеты центра тяжести грузоподъёмника и груза от оси передних колёс при наклоне можно определить по формулам:
Коэффициент грузовой устойчивости находится по формуле [1]:
Второй случай. Автопогрузчик с поднятым на полную высоту номинальным грузом и нормально установленным к основанию автопогрузчика грузоподъёмником стоит на наклонной площадке (рисунок 9).
Рисунок 9 – Схема проверки продольной устойчивости вилочного погрузчика с поднятым на полную высоту номинальным грузом на уклоне 4%
Согласно рекомендациям уклон площадки для автопогрузчиков грузоподъёмностью менее 5т принимают равным 4% (α = 216 °) [1].
Коэффициент грузовой устойчивости находится по формуле:
Третий случай. Автопогрузчик с грузом при увеличенной его массе на 10% т. е. при 11Q поднятым от земли на высоту h = 300 мм и отклонённым назад до отказа грузоподъёмником движется с максимальной скоростью и затормаживается с замедлением j = 15 мс² [1] (рисунок 10).
Рисунок 10 – Схема продольной устойчивости вилочного
погрузчика с грузом увеличенной массы при торможении
При расчёте приняты обозначения:
O O2 - центры тяжести соответственно груза и грузоподъёмника когда груз поднят на 300 мм при вертикально установленном грузоподъёмнике;
O1 - центр тяжести автопогрузчика без грузоподъёмника;
O" O'2 - центры тяжести соответственно груза и грузоподъёмника когда груз поднят на 300 мм и грузоподъёмник отклонён назад на угол = 1 - 2 =
– угол наклона грузоподъемника назад до отказа по заданию 1=6
- угол наклона погрузчика вперед из-за проседания переднего моста и деформации шин 2 =2;
C – ось поворота рамы грузоподъёмника;
a1 a2 a"2 h2=H3+x=064+046=11
Значение величин Q G1 G2 ac hc такие же как и в первом случае.
Вылет a"2 l" и высоты h"2 и h" определяют по формулам:
Углы наклона к горизонту:
Коэффициент грузовой устойчивости определяется по формуле:
гдеF F1 F2 – силы инерции соответственно груза автопогрузчика без грузоподъёмника грузоподъёмника; определяются по формуле:
при N = 1.1 Qн G1 G2 соответственно.
Четвёртый случай. Автопогрузчик с номинальным грузом поднятым от земли на h = 300 мм и отклонённым назад грузоподъёмником стоит на площадке с уклоном 18% т. е. наклонённой под углом (α = 102 °) (рисунок 11).
Рисунок 11 – Схема продольной устойчивости вилочного
погрузчика с номинальным грузом поднятым на 0.3 м на уклоне 18%
Пятый случай. Автопогрузчик без груза с вилами поднятыми на 300 мм от земли и отклонённым назад до отказа грузоподъёмником съезжает с уклона на максимальной скорости и при резком повороте.
Гранью возможного опрокидывания является линия BC проходящая через шарнир балансира управляемого моста и опору крайнего колеса ведущего моста (рисунок 12).
Согласно требованиям площадка должна иметь уклон 15 +1.09Vmax% но не более 50% (26.6 °) для автопогрузчиков грузоподъёмностью до 5 т [1].
Угол наклона площадки:
Возможное перемещение в плане центров тяжести автопогрузчика без грузоподъёмника и одного грузоподъёмника из-за наклона площадки на угол α определяется по формулам:
Суммарная высота центра тяжести автопогрузчика с грузоподъёмником отклонённым назад определяется по формуле:
Расстояние от оси передних колёс до центра тяжести автопогрузчика определяется по формуле:
Смещение центра тяжести всего автопогрузчика в плане от его продольной оси при наклоне опорной площадки на угол α найдётся по формуле:
При съезде с уклона на максимальной скорости и резком повороте центр тяжести автопогрузчика выходит за линию ВС что приводит к опрокидыванию погрузчика. Что бы этого избежать необходимо установить по два колеса на передний мост что приведет к увеличению колеи передних колес и обеспечит устойчивость при заданном движении.
Данный вилочный автопогрузчик предназначен для штабелирования грузов на высоту 28 метра масса которых не превышает 39 тонны на складах закрытого или открытого типа.
При эксплуатации погрузчика в закрытых складах высота дверных проемов не должна быть меньше габаритной высоты погрузчика должен обеспечиваться свободный проезд погрузчика по его габаритной ширине для качественной работы погрузчика на площадке не должно быть выступов превышающие высоту клиренса.
Расчет механизмов вилочного погрузчика: методические указания
П.С. Кондратьев. – Хабаровск. ДВГУПС 2005. – 33с.
Пятый случай. Автопогрузчик без груза с вилами поднятыми на 300 мм от земли и отклонённым назад до отказа грузоподъёмником съезжает с уклона на максимальной скорости при резком повороте.
Гранью возможного опрокидывания является линия BC проходящая через шарнир балансира управляемого моста и опору крайнего колеса ведущего моста (рисунок 10).
Рисунок 10 – Схема проверки устойчивости вилочного погрузчика
без груза при движении в повороте
Согласно требованиям площадка должна иметь уклон 15 +1.09Vmax% но не более 50% (26.6 °) для автопогрузчиков грузоподъёмностью до 5 т [6].
Возможное перемещение в плане центров тяжести автопогрузчика без грузоподъёмника и одного грузоподъёмника из-за наклона площадки на угол α определяем по формулам:
Суммарную высоту центра тяжести автопогрузчика с грузоподъёмником отклонённым назад определяем по формуле:
Расстояние от оси передних колёс до центра тяжести автопогрузчика определяем по формуле:
Смещение центра тяжести всего автопогрузчика в плане от его продольной оси при наклоне опорной площадки на угол α найдём по формуле:
гдеbдоп – допустимое смещение центра тяжести автопогрузчика определяем по формуле:
Погрузо-разгрузочные машины: учебник для вузов жд транспорта И.И. Мачульский. М.: Желдориздат 2000. – с. 476.
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.

погрузчик.cdw

гидроцилиндр наклона грузоподъемника
передний ведущий мост
задний управляемый мост
шарнир поворота грузоподъемника
цилиндр подъема груза
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
Высота подъема груза
Полная масса погрузчика
Угол наклона грузоподъемника впередназад
Максимальная скорость передвижения погрузчика
КР 19020565.00.00.00