Выбор гидроцилиндров
Усилие, развиваемое одним гидроцилиндром, определяется нагрузкой и коэффициентом трения.
Например, Масса перемещаемой клети m=51т.
Коэффициент трения, с учетом невозможности оценить состояние контактирующих поверхностей
Диаметр поршня выбираем исходя из стандартного ряда гидроцилиндров Duplomatic HC3 и давления 130 бар – D = 200 мм. Исходя из усилия развиваемого одним гидроцилиндром, схемы его крепления, опорной длины, выбираем диаметр штока гидроцилиндра
где L – ход гидроцилиндра,
i – индекс хода.
Расчетная точка лежит между штоками 56 мм и 70 мм.
Принимаем диаметр штока равным d = 125 мм исходя из диаметра поршня цилиндра HC3.
Расчет гидроцилиндра подъёма груза
Механизмы вилочного погрузчика Читать далее: Расчет гидроцилиндра для наклона грузоподъемника
2.1.2 Расчет гидроцилиндра подъёма груза
Диаметр плунжера определяется по формуле:
(20)
где – число гидроцилиндров, работающих одновременно; (=1)
рабочее давление в системе, МПа; (в соответствии с аналогом, принимаем 16 МПа )
– потери давления (суммарное сопротивление) в напорной линии от насоса до цилиндра, кгс/см²; ;(в соответствии с рекомендацией [2], принимаем=0,5 МПа )
– механический КПД гидроцилиндра; (в соответствии с рекомендацией [1], принимаем =0,96 МПа )
КПД пары шарнирных подшипников с густой смазкой; (в соответствии с рекомендацией [2], принимаем =0,94 МПа )
В соответствии с рекомендациями [3] принимаем гидроцилиндр с параметрами:
Согласно рекомендации [1] ход плунжера принимаем равным половине максимальной высоты подъёма груза:
2.1.3 Расчет поперечного сечения грузовых вил
Грузовые вилы рассчитываются на сложное сопротивление изгибу и растяжению. Опасным считают сечение А – А.-рисунок-2, в этом сечении вилы растягиваются силой:
21)
где — номинальная грузоподъёмная сила;
коэффициент динамичности, (в соответствии с рекомендациями [1] принимаем 1,2)
В сечении А – А вилы изгибаются моментом:
(22)
Напряжение возникающее в опасном сечении вил:
(23)
где и – сечение и момент сопротивления вил.
Согласно рекомендациям [2] принимаем следующие параметры грузовых вил: Ширина =150мм, толщина =60мм.
Тогда момент сопротивления будет равен:
(24)
(25)
Предполагаем, что грузовые вилы изготовлены из Сталь 45 с пределом текучести
Проверка:
Допускаемое напряжение определим по формуле:
(26)
Условие выполняется.
2.2 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 примем следующие положения: центр тяжести груза по высоте находится на середине катков у подъёмной каретки, а по горизонтали – на расстоянии l (рис. 3) от передней спинки вил; центр тяжести каретки с вилами на середине толщины спинки вил; центр тяжести рам грузоподъёмника вместе с цилиндром подъёма – на середине рам.
Примем следующие обозначения, и назначим необходимые данные
= — вес груза (по заданию); (61740Н)
— веса соответственно подъёмной каретки с вилами выдвижной рамы с плунжером цилиндра подъёма и траверсы с роликами и наружной рам;
=6468Н, =3175,2Н, =3492,764Н
— 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; =2,89м,
, ,
где к- масштабный коэффициент равный 32,2
-длина нижней рамы
— 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 и штока цилиндра наклона на наружной раме;
,
а – расстояние по горизонтали от середины рам до центра поворота грузоподъёмника;
— усилие по штокам цилиндров;
φ — угол наклона цилиндра с учётом угла наклона грузоподъёмника вперёд на угол α=20 , φ=350
Составим уравнение моментов около шарнира А (рис. 3)
(27)
Рисунок 3. Схема действия сил в механизме наклона грузоподъемника
Решая это уравнение относительно , получим суммарное усилие по штокам цилиндров наклона.
Следовательно в результате решения уравнения получаем:
Механизмы вилочного погрузчика Читать далее: Расчет гидроцилиндра для наклона грузоподъемника
Информация о работе «Механизмы вилочного погрузчика»
Раздел: Транспорт Количество знаков с пробелами: 33525 Количество таблиц: 3 Количество изображений: 7
Похожие работы
Погрузчики TOYOTA
21118
4
32
… пыли), низкотемпературные модели (для работы в морозильных камерах). Дизельные модели оснащены рядным топливным насосом высокого давления (данная система устанавливается только на погрузчиках «TOYOTA»), который обеспечивает надежную работу на низкокачественном топливе; имеют специальную 3-х ступенчатую систему очистки топлива и автоматическую коробку переключения передач, генератор и АКБ …
Технология, организация и планирование портовых перегрузочных работ
602919
33
69
… навыки у докеров. 23. СИСТЕМА ОБЕСПЕЧЕНИЯ ПЕРЕГРУЗОЧНЫХ РАБОТ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЙ ОСНАСТКОЙ Система обеспечения оснасткой технологических процессов портовых перегрузочных работ включает: планирование поставки и производство механизмов и приспособлений; содержание их в исправном состоянии, т. е. регистрацию, освидетельствование с испытанием, периодические осмотры, техническое обслуживание и …
Одноковшовые экскаваторы. Башенные краны. Погрузочно-разгрузочные машины
70804
0
11
… функциональным назначением и спецификой применения такой техники. По принципу действия различают погрузчики цикличного и непрерывного действия. К первым относятся одноковшовые и вилочные погрузчики, а ко вторым — многоковшовые погрузчики. По назначению погрузочно-разгрузочные машины разделяют на погрузчики для штучных грузов — вилочные погрузчики и для сыпучих и мелкокусковых материалов — одно …
Виды автопрогрузчиков
32487
0
33
… . По направлению разгрузчики ковша относительно стороны разрабатываемого штабеля погрузчики бывают с передней (фронтальные погрузчики), боковой (полуповоротные погрузчики) и задней (перекидные) разгрузчики. По виду применяемого оборудования погрузчики разделяют на универсальные и специализированные; в первом случае кроме ковша применяют сменное оборудование других видов; во втором случае вместо …
Определение рабочего давления*
Рабочее давление, необходимое для развития гидроцилиндром необходимого усилия Fц определяется по формуле:
= 30 бар – суммарные потери по длине магистралей и направляющей аппаратуре при вязкости 300 сСт (при температуре 0°С).
Расчетные (рекомендуемые) внутренние диаметры магистральных трубопроводов
Напорного dнап = 32 мм (Ду 32).
Сливного dслив = 50 мм (Ду 50).
Sшт. 19144 мм2 – площадь штоковой полости гидроцилиндра;
*Рабочее давление рассчитывается исходя из усилия, развиваемого гидроцилиндром и размеров его полостей (габаритов) и выбирается исходя из минимальной стоимости компонентов гидросистемы – насосов, гидроцилиндров, трубопроводов.
Движущее усилие и скорость поршня гидроцилиндра
28. Движущее усилие и скорость поршня гидроцилиндра
28.1. Предварительный расчет
Расчетное движущее усилие F
на штоке, развиваемое давлением
р
жидкости на поршень (трением поршня и штока, а также противодавлением в нерабочей полости и силой инерции пренебрегаем), упрощенно определяется по формуле:
, Н
где S
– рабочая (эффективная) площадь поршня.
Рабочая площадь S
поршня для одноштокового гидроцилиндра с двумя рабочими полостями (рис. 7.1,
а
) определяется по формулам:
― при подаче жидкости в поршневую полость:
,
― при подаче жидкости в штоковую полость:
, где D
и
d
– диаметры поршня и штока.
При равной подаче жидкости в поршневую и штоковую полости, скорости перемещения подвижной части цилиндра будут определяться (без учета утечек жидкости) из уравнения расхода Q
жидкости, поступающей в цилиндр по формулам
; , υп < υшт м/с.
28.2. Расчет движущего усилия с учетом сил инерции и трения
Рис. 7.2.
– Расчетная схема гидроцилиндра
Согласно расчетной схеме рис. 7.2, условие равновесия поршня гидроцилиндра в период разгона с полезной нагрузкой до скорости установившегося движения определяется зависимостью:
F
ст
=F+Ff+F
тp
+F
ин
+F
с
где F
ст — расчетная (статическая) нагрузка, Н;
F
— полезная нагрузка, приложенная к штоку цилиндра H;
Ff
— сила трения подвижных частей гидроцилиндра, учитывается при горизонтальном расположении последнего, Н;
F
тp — сила трения, возникавшая в уплотнениях штока и поршня, H;
F
ин — сила инерции движущихся масс, кинематически жестко связанных со штоком поршня, H;
F
с — сила противодавления, Н.
Расчетная сила F
ст – является движущей силой, составной частью затраченной энергии в гидроцилиндре.
При движениипоршня вправо: , где D
– диаметр цилиндра, м;
p
н
–
давление рабочей жидкости в напорной полости цилиндра, Па.
Как показали исследования оптимальной величиной рабочего давления жидкости в гидроцилиндрах является давление 25…30 МПа, при котором реализуется наибольший экономический эффект: наименьшая металлоемкость и умеренные затраты на изготовление гидроцилиндров.
При движении поршня влево:
где d
— диаметр штока, м.
Сила трения Ff
состоит из силы трения покоя
Ff
п и силы трения движения
Ff
д, которые определяются по формулам:
и , где μ0 – коэффициент трения покоя μ0 = 0,15.
G
– вес подвижных масс, кинематически жестко связанных со штоком поршня, Н.
μ – коэффициент трения движения; при низких скоростях (υ<0,05 м/с) и установившемся движении μ = 0,1…0,12; при больших скоростях (υ>0,05 м/с) и хорошей смазке μ =0,05…0,08.
Если в качестве уплотнений штока и поршня применены резиновые манжеты или же манжеты уменьшенного сечения, то сила трения, создаваемая этими уплотнениями, составляет величины:
и , где D
и
d
– уплотнительные диаметры, м;
b
– ширина уплотнения, м;
k
– удельное трение; при работе на минеральном масле
k
= 0,22 МПа.
Если в поршне для уплотнения применены металлические кольца, то сила трения определяется по формуле:
, где b
– ширина кольца, м;
p
к = 0,09…0,1 МПа – давление кольца на внутренней поверхности цилиндра;
f
1 – коэффициент трения: при установившемся движении
f
1 =0,07, при разгоне
f
1 = 0,15).
Сила инерции F
ин определяется по формуле:
где m
– масса подвижных, частей, кг;
a
–
ускорение м/с2;
υcp – средняя скорость в момент разгона, м/с;
l
p – путь, пройденный поршнем в период разгона, м;
Задаваясь общим временем перемещения поршня гидроцилиндра t
и пройденным им расстоянием (ходом)
l
определяет среднюю скорость:
, где kt
= 1,25 – коэффициент потери времени на разгон и торможение.
Общее время для перемещения поршня t
составит величину
t
=
t
p +
t
y +
t
т, где
t
p,
t
y,
t
т – время, затрачиваемое на разгон, установившееся движение и торможение, определяются по формулам
, ,
где l
y,
l
т – путь, пройденный поршнем в период установившегося движения и торможения.
Сила противодавления рабочей жидкости F
с определяется давлением рабочей жидкости в полости слива
p
c.
При движениипоршня вправо : .
При движении поршня влево: .
28.3. КПД гидроцилиндров
Пусковой КПД гидроцилиндра представляет собой отношение полезной нагрузки к расчетной F
ст:
.
Величиной пускового КПД ηп оцениваются затраты мощности при пуске и разгоне подвижных масс гидроцилиндра.
Эффективность работы гидроцилиндров может оцениваться по величине его полного КПД:
, где N
пол и
N
затр – мощность, отведенная от силового цилиндра и подведенная к нему;
– реальная скорость поршня;
Q
т – подача рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр;
p
н – давление рабочей жидкости в напорной полости силового цилиндра.
Общий КПД гидроцилиндра может бить также вычислен по зависимости:
где = 0,85…0,97– механический КПД гидроцилиндра, которым учитываются потери мощности от трения движущихся масс; величина его зависит от конструкции гидроцилиндра и уплотнений и, прежде всего,, от качества обработки сопрягаемых деталей
– объемный КПД гидроцилиндра, которой определяется объемными потерями мощности (отношение действительной к теоретической расчетной скорости поршня).
