Электроштабелер с выдвижным грузозахватным механизмом

Размещено на http://www.allbest.ru/

35

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Тяговый расчет

1.1 Нагрузки действующие на машину

1.2 Выбор двигателя

1.3 Определения момента сопротивления повороту

1.4 Проверка сцепления ведущего колеса с опорной поверхностью

1.5 Выбор аккумуляторов

2. Проектирование приводного модуля

3. Грузозахват

3.1 Геометрический расчет механизма выдвижения вил

3.2 Силовой расчет механизма выдвижение вил

3.3 Расчет сечений рычагов и осей

4. Проектирование механизма подъема

4.1 Расчет каретки

4.2 Расчет внутренней рамы

4.3 Расчет промежуточной рамы

4.4 Расчет наружной рамы

4.5 Расчет рамы на прочность

4.6 Выбор приводных цепей для механизмов каретки и внутренней рамы

4.6.1 Выбор приводной цепи для механизма подъема каретки

4.6.2 Выбор приводной цепи для механизма подъема внутренней рамы

5. Проектирование механизма поворота грузоподъемника

6. Проверка устойчивости электроштабелера

6.1 Продольная устойчивость

6.2 Поперечная устойчивость

7. Расчет проходимости

8. Расчет маневренности

9. Разработка гидросистемы

9.1 Расчет привода механизма поворота

9.2 Расчет привода механизма выдвижения вил

9.3 Проектирование привода механизма подъема груза

9.4 Проектирование привода механизма поворота платформы

10. Разработка системы управления

10.1 Задачи, решаемые системами управления

10.2 Проектирование системы управления

11. Технико - экономическое обоснование проекта

12. Нормализация факторов производственной среды при эксплуатации электроштабелера

12.1 Анализ опасных и вредных производственных факторов при эксплуатации электроштабелера

12.2 Вопросы промышленной санитарии

12.2.1 Нормализация микроклиматических параметров на рабочем месте оператора электроштабелера

12.2.2 Нормы воздушной среды

12.2.3 Шум на рабочем месте оператора и методы борьбы с шумом

12.2.4 Обеспечение норм и требований по освещенности рабочего места

12.2.5 Вибрация на рабочем месте крановщика

12.2.6 Неионизирующие излучения

12.2.7 Ионизирующие излучения

12.3 Техника безопасности

12.3.1 Электробезопасность

12.3.2 Обеспечение безопасного протекания технологического процесса

12.3.3 Общие требования безопасной эксплуатации оборудования

13. Технология сборки механизма выдвижения вил

14. Требования эргономики к проектируемому электроштабелеру

Список литературы

Приложения

Введение

Аренда площади, особенно в крупных городах, - это одна из наиболее тяжелых позиций себестоимости товара, поэтому владельцы складов стараются использовать как можно больше "воздуха": проходы - уже, а стеллажи - выше. Этим объясняется растущая тенденция к использованию автоматических штабелеров, которые довольно маневренны и позволяют поднимать грузы на большую высоту. Основные требования к подъемной технике - небольшие размеры, маневренность, отсутствие вредных выхлопов. Необходимое количество машин рассчитывается исходя из различных норм, которые определяются законами об охране труда, физическими возможностями человека. Также выбор погрузочной техники зависит от площади и высоты склада, его грузооборота, габаритов и веса грузов, расположения стеллажей, частоты погрузки/разгрузки.

К складскому оборудованию можно отнести любое оборудование, от небольшой двухколесной тележки до больших погрузчиков-штабелеров. Каждый вид подъемно-транспортного оборудования (ПТО) несет свою функциональную нагрузку.

Одна из первых и простейших конструкций погрузчика-тележки.

Тележки на 2 колесах служат для перевозки груза небольшого веса, например, для перевозки бытовой техники. Как правило, для перевозки легких, но объемных грузов (например, коробок, которые можно поставить друг на друга) используются платформенные 4-колесные тележки с ручками. Двух-, трехъярусные 4-колесные тележки - это довольно специфические позиции, чаще всего они используются на производстве (для разделения инструментов или подвоза и отгрузки готовых деталей). Нередко их покупают для сферы общественного питания - развозить продукты, кастрюли. Как правило, такие тележки изготавливаются не серийно, а маленькими партиями, они не являются тележками массового спроса. Лестничная тележка может преодолевать небольшие препятствия вроде порогов, 1-2 ступеней, неровностей пола и т.п. Это достигается благодаря тому, что с каждой стороны используется не одно колесо, а три, расположенные в одной плоскости, но меньшего размера.

Гидравлические тележки - наиболее распространенный вид легкого складского оборудования, в основном они применяются для перевозки товара на паллетах.

Рис. В1. Гидравлическая тележка

Самоходные гидравлические тележки, где используется принцип аккумуляторной тяги, находятся в одной весовой категории с самоходными штабелерами: они предусмотрены для небольших складов, узких проходов, для подъема в вертикальной плоскости до 2,5 тонн и ограничение по высоте порядка 4,5 м. Скорость движения самоходных тележек, которые имеют ступеньку для водителя, 11-15 км/ч, а если ступеньки нет, и оператор ходит за тележкой, то скорость уменьшается в 2 раза (5-7 км).

Опор у гидравлической тележки всего две: рулевые колеса сдвоенные, а на концах вил может быть по 1 (single) и по2 колеса (tandem применяется для неровных полов).

Вся внутрискладская техника - электрическая. Как правило, последнее время используются полупроводниковые импульсные зарядные устройства с автоматическим отключением от сети при наборе нужной емкости. Они используются не только в аккумуляторных тележках, но и в штабелерах, погрузчиках. В основном тенденция сейчас такова - зарядные устройства вмонтированы в технику (в моторный отсек), т.к. они обладают небольшими размерами. Время зарядки зависит от степени разряженности, но, как правило, за 4-5 часов зарядное устройство штабелеров и самоходных тележек набирает свою емкость, а при многосменной работе возможно использование нескольких батарей.

Техническое обслуживание тележкам не требуется, смазка там заложена изначально на весь срок службы. Их нужно просто поддерживать в чистом виде, следить, чтобы они не заржавели, поэтому для работы в сырых помещениях, в холодильниках предлагаются тележки с гальваническим покрытием. Для более серьезной техники необходимо не техническое обслуживание, а профилактика, которая проводится через определенное время - моточасы или временной интервал. Срок службы тележек зависит от условий эксплуатации. Если обеспечить идеальные условия эксплуатации, то они будут служить вечно, но, принимая во внимание низкое качество полов и учитывая невысокую культуру работы с подобной техникой, сроки службы достаточно ограничены. Не последнюю роль играет производитель.

В России всегда на первом месте были болгарские тележки, они неплохого качества и доступны по цене, поэтому по массовости они более продаваемы за счет традиции. А вот российские тележки, к сожалению, не очень высокого качества.

Все тележки можно изготовить под особенности производства, склада или магазина, например, тележки для перевозки рулонов бумаги обладают скошенными внутрь вилами, есть тележки с длинными или широко расставленными вилами.

Обычно клиентам стараются предложить комплекс необходимого оборудования: погрузчики, штабелеры, тележки ручные, электрические, пандусы гидравлические, стеллажи и т.п. В этом случае все мелочи можно предусмотреть и восполнить неимение одной машины другой.

Основное отличие погрузчика от штабелера в том, что погрузчик относится к классу балансированной техники. Он имеет подъемную мачту с одиночными вилами и утяжеленную заднюю часть (противовес для груза). У штабелера нет задней части, за счет этого уменьшаются его габариты, следовательно, он может работать в узких проходах. Но для штабелера необходимы опорные вилы, т.к. у него нет противовеса. Штабелеры бывают с подъемными кабинами, где находится оператор, или с камерой и монитором, на котором водитель может наблюдать за процессом погрузки.

Штабелер - это внутрискладская техника, погрузчик скорее предназначен для наружных работ (уличный). Основное ограничение для работы внутрискладских штабелеров на улице только одно - плохие дороги. У штабелеров колеса достаточно небольшого диаметра и маленький дорожный просвет, поэтому он может сесть в яму или на бугре, но если предусмотрена ровная площадка, то он может свободно работать на улице. Электропогрузчики работают и внутри склада. У такой техники используются кислотные тяговые аккумуляторы (это международная практика за исключением отечественных и болгарских погрузчиков, там стоят щелочные). Однако разовые заезды при хорошей вентиляции допускаются и для дизельной, газовой техники. Уличные погрузчики могут быть снабжены зимним вариантом кабины с печкой и дворниками. На лето двери зимней кабины можно убирать, сверху и с боков водитель будет защищен от ветра, дождя. Есть упрощенный вариант типа тента с прозрачными стеклами спереди, сзади и с боков. Погрузчики и штабелеры - это средства облегчения ручного труда, средства извлечения прибыли, они необходимы для работы.

Основное обслуживание штабелера - это аккумулятор, за состоянием которого следит сам водитель, замена масла нужна раз в полгода. Обслуживание погрузчика с двигателем внутреннего сгорания несколько сложнее: у него часто меняется масло, фильтры, практически ежемесячно требуется проведение ТО (в среднем, после 200-300 моточасов - то же, самое, что для автомобиля 10000 км - нужно менять хотя бы моторное масло). Основное же "слабое место" у погрузчиков и штабелеров - колеса, как и у ручных тележек. Штабелеры и погрузчики можно разделить на импортные и российские. Имея схожие параметры, болгарские и российские погрузчики через 3 года эксплуатации не смогут конкурировать с европейской или японской техникой. Однако они подойдут в том случае, если ПТО нужно крайне редко. Высококачественные штабелеры производят в Финляндии, Франции, Японии; погрузчики - в России, Болгарии, Великобритании, Японии. В России предпочтительнее финское оборудование, потому что погодные условия в этих странах схожи, хотя вся импортная техника приблизительно одного уровня. А российские производители, к сожалению, опять в тени.

Погрузчики STILL могут быть оборудованы дополнительными навесными приспособлениями и специальными захватами.

За годы работы техника STILL прекрасно зарекомендовала себя на российском рынке, в том числе и при работе в трёхсменном режиме. Технические специалисты STILL GmbH поддерживают контакт с эксплуатационными службами заказчиков в России и на основании замечаний и предложений, с учётом статистических данных, производят модернизацию техники для лучшей адаптации к условиям российских предприятий.

Рис. В2. Фронтальные электроштабелеры

Кроме того, существуют штабелеры с боковым расположением грузовой единицы. Их достоинством является компактность и большая маневренность. К их недостаткам можно отнести небольшую высоту подъема (до 7 метров) и большие затраты времени при перестановки грузовой единицы из одной ячейки в другую (если ячейки находятся в стеллажах расположенных напротив друг друга). Поэтому в качестве аналога примем фронтальный электроштабелер фирмы ROCLA.

Проектируемый электроштабелер будет оснащен механизмом поворота грузозахвата и механизмом выдвижения вил. Это позволит увеличить полезную площадь склада и повысить производительность машины.

Рис. В4. Схема склада

В отличие от прототипа, проектируемый штабелер не заезжает под стеллаж для установки грузовой единицы, он останавливается параллельно стеллажу, механизм поворота грузозахвата поворачивает подъемник с грузовой единицей на 90?, таким образом происходит позиционирование грузовой единицы относительно стеллажа. Далее механизм выдвижения вил перемещает грузовую единицу в ячейку.

Задание на проектирование

В ходе курсового проекта нужно спроектировать электрический опорный погрузчик технические характеристики которого приведены ниже

Таблица. 1

Показатели	Ед. изм.	Значения
Источник энергии		аккумулятор
Режим работы		управление стоя
Номинальная грузоподъемность	т	1
Высота подъема	м	8
Скорость подъема	м/с	0,4
Скорость передвижения	м/с	3

В ходе дипломного проекта необходимо спроектировать приводной модуль, механизм выдвижения вил, подъемную раму, систему управления и гидросистему.

Дать технико-экономическое обоснование выбранного типа машины. Рассмотреть требования техники безопасности, предъявляемые к данному типу машин.

В технологической части будет приведен вариант сборки механизма выдвижения вил.

Схема проектируемого электроштабелера представлена ниже.

Рис. В5. Схема проектируемого электроштабелера

1. Тяговый расчет

1.1 Нагрузки действующие на машину

При неравномерном движение машины по прямолинейному участку пути на него действуют силы (рис. 1.1)

Рис. 1.1. Силы, действующие на напольную машину при прямолинейном движении

сила тяжести электроштабелера с грузом; продольная сила инерции; сила сопротивления воздуха; соответственно параллельная и нормальная к опорной поверхности составляющие веса; нормальные реакции на передние и задние колеса; касательные силы сопротивления движению на передних и задних колесах; тяговая сила на ведущих колесах.

Полный вес машины составляет 3800 кг.

Нагрузка на передние колеса составит:

С грузом 11281,5 Н;

Без груза 8338,5 Н.

Нагрузка на заднее колесо составит:

С грузом 14715 Н;

Без груза 10791 Н. Нагрузка на передние колеса составит:

С грузом 11281,5 Н;

Без груза 8338,5 Н.

Нормальные реакции на колеса можно получить, составив уравнение равновесия всех сил относительно осей, проходящих через точки контакта передних и задних колес.

Тяговая сила на ведущих колесах машины

. (1.1)

Уравнение (1.1) называется тяговым балансом машины. Рассмотрим составляющие этого уравнения

(1.2)

где крутящий момент на ведущих колесах машины, связанный с эффективным моментом на валу двигателя выражением где передаточное число трансмиссии; для механической трансмиссии ; передаточное число коробки перемены передачи; передаточное число главной передачи; КПД трансмиссии (отношение мощности на колесе к эффективной мощности ); радиус качения.

Т. к. по заданию проектируемый погрузчик будет работать в помещении, то сила сопротивления воздуху возникать не будет, т. е.

Сила сопротивления от уклона пути можно определить по формуле [1, с.63]

. (1.3)

Подставив численные значения в выражение (1.3), получим

С грузом:

Без груза:

Силу сопротивления качению машины можно определить по формуле [1, с.63]

(1.4)

Коэффициент сопротивления качению эластичного колеса f зависит от деформации опорной поверхности и шины. Для массивной шины при ее качении по ровной недеформируемой поверхности (асфальтобетон и т.п.) коэффициент сопротивления качению можно определить по формуле [1, с.64]

, (1.5)

где радиальная просадка шины; D -наружный диаметр колеса.

Радиальная просадка шины определяется по формуле [1, с.64]

, (1.6)

где h и в - толщина и ширина массивной шины; Е - модуль упругости массива;, для полиуретана ; Р - нормальная сила, действующая на колесо (принимаем как у прототипа).

Выбираем в качестве ведущего колеса массивную шину из полиуретана

Подставив значения в выражения (1.5) и (1.6), получим

с грузом:

без груза:

Таким образом, подставив значения в выражение (1.4), получим

с грузом:

без груза:

Силы и действуют совместно и характеризуют сопротивление опорной поверхности:

,

где коэффициент сопротивления опорной поверхности.

1.2 Выбор двигателя

Мощность электродвигателя можно определить по формуле [1, с.72]

. (1.7)

Подставив численные значения в выражение (1.7), получим

.

В качестве ведущего колеса выбираем мотор-колесо разработанное на кафедре «Колесно-гусеничных машин».

Номинальная мощность, кВт	5
Номинальное напряжение, В	60
Номинальная сила тока, А	140
Частота вращения колеса, об/мин	125
КПД привода	0.98
Номинальный момент,	130
Пусковой момент,	640

Касательную инерционную силу, возникающую при разгоне или торможении машины, можно определить по формуле [1, с.63]

(1.8)

где коэффициент, учитывающий вращающиеся массы (колеса, маховик, элементы трансмиссии и т.п.).

Максимальное ускорение можно определить по выражению [1, с.73]

.

Время разгона машины до номинальной маршевой скорости Vм можно определить по формуле [1, с.73]

. (1.9)

Подставляя значения в выражение (1.9), получим

Подставляя значения в выражение (1.8), получим

С грузом:

Без груза:

Тогда тяговая сила на ведущем колесе, определяемая по формуле (1.1), буде равна

С грузом:

Без груза:

1.3 Определения момента сопротивления повороту

Движение любого колеса при повороте машины можно рассматривать состоящим из движения в направлении оси, совпадающей с центральной продольной плоскостью колеса, и поворота относительно вертикальной оси на некоторый угол. При повороте колеса происходит скольжение отпечатка шины по опорной поверхности, которое вызывает момент сопротивления, зависящий от сцепления колеса с опорной поверхностью.

Для поворота колеса относительно своей оси, проходящей через центр отпечатка шины, необходимо приложить момент [1, с.64]

, (1.10)

где коэффициент трения скольжения шины колеса с опорной поверхностью, согласно [2, с.119] ; g - давление на опорную поверхность; dF -элементарная опорная площадь колеса; расстояние от центра отпечатка до элементарной площади.

. (1.11)

Для прямоугольного отпечатка (массивные шины) величина определяется как

, (1.12)

где l и в - соответственно длина и ширина отпечатка,

.

Подставляя значения, получим для ведущего колеса с грузом

Для ведущего колеса без груза

Подставив значения в выражение (1.12) и (1.11), получим для ведущего колеса с грузом

,

;

для ведущего колеса без груза

,

.

В качестве ведомых колес выбираем опорные ролики .

Радиальную просадку шины и коэффициент сопротивления качению можно определить по формулам (1.5) и (1.6).

Подставив значения в выражения (1.5) и (1.6), получим для ведомого колеса с грузом

для ведомого колеса без груза

Таким образом, для ведомых колес с грузом получим для ведомых колес без груза получим

Подставив значения в выражение (1.11) и (1.12), получим для ведомых колес с грузом

,

;

для ведомых колес без груза

,

.

1.4 Проверка сцепления ведущего колеса с опорной поверхностью

Условие сцепления ведущего колеса с опорной поверхностью можно представить как [1, с.69]

, (1.13)

где сила тяжести, приходящийся на ведущие колеса; коэффициент сцепления шины колеса с опорной поверхностью, согласно [2, с.119] .

Подставляя значения получим:

Для груженого состояния: ;

Для не груженого состояния: .

Видно, что условие сцепления ведущего колеса с опорной поверхностью выполняется.

1.5 Выбор аккумуляторов

Энергоемкость батареи, необходимая для обеспечения работа машины в течение смены,

,(1.14)

где Kв - коэффициент использования машины по времени; tс - продолжительность смены; tс=8ч; Тц - продолжительность рабочего цикла; Ац - расход электроэнергии на один рабочий цикл.

Как показывают исследования, аккумуляторная батарея обеспечивает нормальную работу машины в условиях эксплуатации в течении смены, если она может в заданном условном цикле обеспечить непрерывную работу машины в течении 5 ч., т.е.

[2, с.98]

Машины напольного электротранспорта, как правило, работают циклически: захват грузовой единицы, транспортировка на определенное расстояние, укладка грузовой единицы, передвижение без груза, снова захват грузовой единицы и т. д. Для расчетов производительности машины и выбора энергоемкости аккумуляторной батареи в соответствии с уравнением (1.21) необходимо знать полный расход энергии на выполнение одного рабочего цикла. Он определяется уравнением [1, с.74]

(1.15)

гдерасход энергии соответственно на установившееся движение, разгон и маневровые операции машины с грузом, ; расход энергии на подъем грузозахвата. Обозначения с индексом штрих в выражении (1.15) относятся к операциям без груза.

Расходы энергии на каждую операцию

(1.16)

где массы соответственно машины, перевозимой грузовой единицы и поднимаемых частей грузоподъемника; f -коэффициент сопротивления передвижению; g -ускорение свободного падения; l, lм -соответственно длина рабочего плеча и приведенная длина маневровых операций; соответственно КПД приводов механизмов передвижения и грузоподъемного; скорость передвижения машины; коэффициент, учитывающий электрические потери энергии в сопротивлениях при разгоне, ; Н - высота подъема грузозахвата.

Для определения времени цикла рассмотрим складскую систему ООО « РусХолтс» представленную на рис. 1.2.



Рис. 1.2. Схема склада ООО « РусХолтс»

Как видно из схемы представленной на рис. 1.2 длины прямолинейных участков движения, криволинейного движения, а так же высота подъема будут иметь значения

Тогда подставляя значения в выражение (1.16), получим

Подставляя значения в выражение (1.15), получим

.

Для данного склада время необходимое на один цикл можно определить по формуле [2, с. 78]

(1.17)

Подставив значения в выражение (1.17), получим

.

Соответственно емкость аккумуляторной батареи для напряжения 80В будет равна

Выбираем аккумуляторную батарею: DNA 3 С=360 Ач.

2. Проектирование приводного модуля

На проектируемом электроштабелере заднее колесо является и приводным, и управляемым. Схема колеса представлена на рис. 2.1.

Рис. 2.1. Схема заднего колеса: 1 - мотор-колесо; 2 - опорно-поворотный круг; 3 -гидромотор

Мотор-колесо разработано на кафедре «Колесно-гусеничных машин».

Согласно [10, с. 445] выбираем однорядный роликовый опорно-поворотный круг №2 ОСТ 22-1401-79. Масса круга 90 кг, число зубьев равно 152, модуль зацепления равен 4, делительный диаметр равен 604 мм.

Момент, создаваемый гидромотором, должен превышать момент сопротивления повороту колеса и момент трения роликов опорно-поворотного круга.

Момент сопротивления повороту равен .

Момент трения роликов опорно-поворотного круга можно определить по формуле [9, с.456]

, (2.1)

где момент от нормальных составляющих нагрузок, действующих на опорный круг относительно оси, проходящей через центр круга; приведенный коэффициент сопротивления, согласно [9, с.456] для роликового опорно-поворотного круга ; суммарная вертикальная нагрузка на опорный круг; средний радиус опорного круга по дорожке катания, ; угол наклона к горизонтали сил, действующих на ролики опорного круга, для роликового круга .

Суммарная вертикальная нагрузка, действующая на опорно-поворотный круг, будет соответствовать 1500 кг.

Подставив численные значения в выражения (2.1), получим

Таким образом, момент, создаваемый гидромотором, будет равен Крутящий момент от гидромотора к поворотной части опорно-поворотного круга будет передаваться с помощью зубчатой передачи Модуль зацепления [10, с.445] равный . Передаточное отношение примем равным 9.5. Момент на валу гидромотора можно определить по формуле

По полученному моменту выбираем гидромотор [7, с. 63] Г15-24Н. Частота вращения составляет 20 об/мин.

Частота вращения опорно-поворотного круга определяется как

.

Число зубьев колеса . Следовательно число зубьев шестерни будет равно .

Делительный диаметр колеса и шестерни можно определить по формуле [3, с.235]

.

Межосевое расстояние определяется как

Согласно ГОСТ 13755-81 для передач с модулем от 1 до 100 мм угол профиля . Ширину зубчатых колес выбираем по коэффициенту ширины зубчатого венца. Для колес с твердостью больше 350 НВ по [3, с.244] . Принимаем . Тогда .

В качестве материала шестерни и зубчатого колеса выбираем сталь 45 с последующей улучшением. Материал имеет следующие характеристики: НВ сердцевины 235-262; [3, с.255].

Расчет зубьев цилиндрической передачи на контактную прочность

Контактная прочность зубьев является основным критерием работоспособности закрытых зубчатых передач.

Формула проверочного расчета контактных напряжений для прямозубых передач имеет вид [3, с.276]

, (2.2)

где ZЕ - коэффициент учитывающий упругие характеристика материала, согласно [3, с.277] ; Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий, согласно [3, с.277] ; ZH - коэффициент учитывающий форму сопряжения поверхностей, согласно [3, с.276] ; КН - коэффициент нагрузки, согласно [3, с.271] ; окружная сила на делительной окружности, согласно [3, с.251] . Подставляя значения в выражение (2.2), получим

Допускаемое напряжение можно определить по формуле [3, с.287]

, (2.3)

где предел выносливости соответствующий базовому числу циклов, ; коэффициент запаса прочности, согласно [3, с.287] ; коэффициент долговечности, согласно [3, с.288] ; коэффициент учитывает влияние шероховатости сопряженных поверхностей, согласно [3, с.288] ; коэффициент учитывает влияние угловой скорости, согласно [3, с.288] .

Подставляя значения в выражение (2.3), получим

.

Отсюда видно, что .

Расчет зубьев цилиндрической передачи на прочность при изгибе

Формула проверочного расчета напряжений изгиба для прямозубых передач имеет вид [3, с.282]

, (2.4)

где коэффициент нагрузки при расчете напряжений изгиба, согласно [3, с.271] ; коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, согласно [3, с.271] .

Подставляя значения в выражение (2.4) получим

.

Допускаемое напряжение можно определить по формуле [3, с.289]

, (2.5)

где предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов, ; коэффициент запаса прочности, согласно [3, с.290] ; коэффициент долговечности, согласно [3, с.291] ; коэффициент учитывает влияние шероховатости сопряженных поверхностей, согласно [3, с.291] ; коэффициент учитывает способ получения заготовки, согласно [3, с.291] ; коэффициент учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки, согласно [3, с.291] .

Подставляя значения в выражение (2.5), получим

Отсюда видно, что условие выполняется .

3. Грузозахват

На проектируемом электропогрузчике грузозахват (см. рис. 3.1) будет состоять из вил 17, механизма выдвижения вил 16, гидроцилиндра 15 и каретки 14. Вилы должны выдвигаться на расстояние 1,3 м в сложенном состоянии вилы должны занимать расстояние не больше чем 0,35 м, скорость выдвижения грузозахвата должна составлять 0,25. Принцип работы грузозахвата следующий: электроштабеллер подъезжает к приемной позиции; с помощью гидроцилиндра 15 механизм выдвижения вил 16 перемещает вилы 17 под грузовую единицу 18, таким образом, осуществляется захват грузовой единицы; далее гидроцилиндр “собирает” механизм выдвижения вил, т.е. механизм выдвижения вил принимает исходное положение. После этого происходит транспортирование грузовой единицы к нужному стеллажу. После остановки электроштабелера у стеллажа происходит поворот поворотной платформы 3 относительно корпуса машины 1. Поворотная платформа установлена на поворотной части опорно-поворотного круга 3, неподвижная часть опорно-поворотного круга устанавливается на раме машины. Поворот поворотной платформы осуществляется с помощью гидромотора 4. Далее происходит подъем грузовой единицы 18 на нужную высоту. Подъем осуществляется за счет перемещения секций подъемной рамы друг относительно друга. Рама состоит из трех рам-секций. Промежуточная рама 9 перемещается относительно наружной рамы 6 с помощью гидроцилиндров 7. Внутренняя рама 10 перемещается относительно промежуточной рамы 9 за счет цепей 8. Одним концом цепь крепится к внутренней раме, вторым концом к наружной раме. Цепь соединяет рамы через блок 11, установленный на промежуточной раме. Подъем каретки осуществляется с помощью цепи 13. Одним концом цепь крепится к каретке, вторым концом к промежуточной раме. Цепь соединяет каретки и промежуточную раму через блок 12, установленный на внутренней раме. После подъема, гидроцилиндр выдвигает механизм выдвижения вил, тем самым, перемещая грузовую единицу в заданную ячейку.

Механизм выдвижения вил представляет собой два одинаковых плоских механизма действующих по принципу пантографа.

Рис. 3.1. Схема грузозахвата

3.1 Геометрический расчет механизма выдвижения вил

Сначала проведем кинематический расчет механизма выдвижения вил для определения параметров механизма выдвижения вил. Расчетная схема механизма выдвижения вил представлена на рис. 3.2.



Рис. 3.2. Схема для геометрического расчета механизма выдвижения вил

Для выполнения расчета зададим исходные данные

Таблица 3.1 Исходные данные для кинематического расчета

Длина механизма в сложенном состоянии,	350 мм
Угол наклона рычага при максимально выдвинутых вилах,
Угол наклона рычага в исходном состоянии (вилы не выдвинуты),
Расстояние от места крепления гидроцилиндра на рычаге до места крепления рычага, l1
Расстояние до места крепления гидроцилиндра к корпусу	250 мм

Примечание. l - длина рычага.

При рассмотрении работы проектируемого механизма выдвижения вил, можно сделать вывод, что максимальное расстояние, на которое механизм выдвижения вил должен переместить грузовую единицу, будет зависеть от зазора между грузовой единицей и стеллажом и от размеров механизма выдвижения вил в сложенном состоянии.

, (3.1)

где 1200 мм - длина грузовой единицы; зазор между грузовой единицей и стеллажом, мм.

Длину рычагов можно определить по формуле

. (3.2)

Подставляя численные значения в выражение (3.2), получим .

Расчет выполняем с помощью программы Mathcad. В качестве переменной величины принимаем угол наклона рычага . Расчет проводим с шагом . Таким образом получаем 10 значений.

Положение вил, соответствующее углу наклона рычагов, можно определить по формулам

Длину хода поршня гидроцилиндра можно определить из расчетной схемы (см. рис.3.3).

Рис. 3.3. Схема для определения хода поршня гидроцилиндра

Из подобия треугольников ОАВ и OCD получим

где величину Н, согласно рис. 3.3, можно определить как

Расстояние АС можно определить как

.

Принимая во внимание выше изложенное, по теореме косинусов, получим:

,

где расстояние от места крепления гидроцилиндра на рычаге до места крепления рычага, мм; расстояние до места крепления гидроцилиндра к корпусу, м.

Угол наклона гидроцилиндра можно определить по формуле

.

Результаты геометрического расчета приведены в таблице 3.2.

Таблица 3.2 Результаты геометрического расчета

, град	L, м	, м	H, м	, град
10	0.35	0.261	0.992	19.5
15	0.521	0.270	0.973	28.8
20	0.689	0.282	0.946	37.6
25	0.851	0.296	0.913	45.88
30	1.007	0.313	0.872	53.5
35	1.155	0.331	0.825	60.64
40	1.295	0.351	0.771	67.24
45	1.424	0.372	0.712	73.4
50	1.543	0.393	0.647	79.1
55	1.65	0.414	0.578	84.62

В результате расчета, получены значения величины для десяти положений. Разница между значениями этой величины при минимальном и максимальном значении угла будет определять ход поршня гидроцилиндра. Следовательно ход поршня гидроцилиндра равен На основе полученных данных можно приступить к выполнению силового расчета.

3.2 Силовой расчет механизма выдвижение вил

При силовом расчете механизма выдвижения вил необходимо учесть массу грузовой единицы (1 тонна) и массу вил (200 кг). Механизм выдвижения вил состоит из двух одинаковых плоских механизмов. Далее будет проведен расчет одного плоского механизма. Поэтому при расчете нагрузка принимается равной половине исходной величины. Кроме того, необходимо учесть неровность рабочей площадки. Следовательно имеют место три расчетных случая. Расчетные схемы для силового расчета механизма выдвижения вил представлены на рис. 3.4. Первому расчетному случаю (электроштабелер находится на ровной площадке) соответствует рис. 3.4,а. Второму расчетному случаю (электроштабелер наклонен вперед) соответствует рис. 3.4,б. Третьему расчетному случаю (электроштабелер наклонен назад) соответствует рис. 3.4,в.



Рис. 3.4. Расчетные схемы для определения реакций в рычагах механизма выдвижения вил

Грузовой единицей, для проектируемого электроштабелера, является поддон . Будем считать,, что груз в поддоне распределен равномерно, т.е. центр тяжести расположен посередине поддона. Следовательно расстояние соответствует половине длинны поддона,

Для определения реакции в шарнире В (см. рис. 3.4) составим уравнение моментов относительно точки А. Для первого расчетного случая (см. рис. 3.4,а) получим

где половина силы тяжести грузовой единицы и вил, Н.

Для второго расчетного случая (см. рис. 3.4,б) получим

где угол наклона площадке, ; расстояние между центром тяжести грузовой единицы и верхним шарниром А (см. рис. 4.3,б и 4.3,в). Это расстояние можно определить как разницу между длинной рамы механизма выдвижения вил и значением, которое соответствует положению центра тяжести грузовой единицы. Длина рамы механизма выдвижения вил составляет 1.2 м. Т.к считаем, что груз в поддоне расположен равномерно, то м.

Для третьего расчетного случая (см. рис. 3.4,в) получим

Сопротивление от трения, возникающего при качении опорного ролика по направляющей можно определить по формуле [10, с.421]

,

где коэффициент трения качения, согласно [10, с.421]мм; D - диаметр ролика, мм; диаметр цапфы, мм; коэффициент трения подшипников качения, согласно [10, с.237] . Реакции в опоре А, для первого расчетного случая(см. рис. 3.4,а), можно определить по формулам

Реакции в опоре А, для второго расчетного случая (см. рис. 3.4,б), можно определить по формулам



Реакции в опоре А, для третьего расчетного случая (см. рис. 3.4,в), можно определить по формулам

Для определения реакций в шарнирах С, D и Е рассмотрим отдельно первый и второй рычаги. Схемы рычагов приведены на рис. 3.5. и рис. 3.6.

Рис. 3.5. Расчетная схема определения реакций в первом рычаге

Рис. 3.6. Расчетная схема определения реакций во втором рычаге

Для определения реакций в шарнире С (см. рис. 3.5) составим уравнение моментов относительно точек D и Е.

 (3.3)

Из первого уравнения системы (3.3) выразим реакцию

. (3.4)

Подставив выражение (3.4) во второе уравнение системы (3.3) с учетом, что получим

.

Выразим отсюда реакцию с учетом, что .

.

Реакции в шарнирах E и D (см. рис. 3.5 и 3.6) можно определить из уравнения проекций сил на вертикальную и горизонтальную оси для первого и второго рычага.

Для первого рычага получим

Для второго рычага получим

Для определения реакций в шарнирах G, K, M и P рассмотрим отдельно третий и четвертый рычаги. Расчетная схема третьего и четвертого рычагов приведены на рис. 3.7 и рис. 3.8.

Рис. 3.7. Расчетная схема определения реакций в третьем рычаге

Рис. 3.8. Расчетная схема определения реакций в четвертом рычаге

Проанализировав схемы можно утверждать, что

Составим уравнения моментов относительно точек М и К (см. рис. 3.7 и 3.8)

(3.5)

Усилие можно выразить через (см. рис. 3.9).

Рис. 3.9. Схема усилий, создаваемых гидроцилиндром в шарнире G

. (3.6)

Выразим реакцию из второго уравнения системы (3.5).

. (3.7)

Кроме того, сумма реакций на ось OY даст выражение

(3.8)

Подставляя выражения (3.6), (3.7) и (3.8) в первое уравнение системы (3.4), получим

(3.9)

С учетом, что выразим из уравнения (3.9) реакцию .

Для нахождения реакции составим уравнение суммы реакций на ось ОХ для третьего рычага

.

Данные расчеты проведены без учета сопротивления от трения возникающего при качении ролика по направляющей.

Силу сопротивления можно определить по формуле [10, с.421]

.

Таким образом, для определения реакций в шарнирах G, M, K получим следующие выражения

Расчет проведен с помощью программы Mathcad для десяти значений угла , результаты расчета приведены в Приложение 1.

Таким образом, усилие на штоке гидроцилиндра можно определить по формуле

.

Из полученных выше результатов (см. таблицы 3.3, 3.4, 3.5) можно сделать вывод, что наибольшие значения усилий соответствуют второму расчетному случаю.

Кроме того, необходимо учесть трение в узлах, для чего необходимо учесть КПД механизма выдвижения вил

,

где 16 - число подшипников качения; КПД подшипников качения, .

Таким образом, усилие на штоке гидроцилиндра будет определяться по формуле

. (3.10)

Подставляя значения в выражение (3.10), получим усилие на штоке гидроцилиндра. Результаты расчета приведены в таблице 3.3.

Таблица 3.3 Значения усилия Р

,град	Р,Н
19.5	4469
28.8	3174
37.6	2570
45.88	2244
53.5	2062
60.64	1968
67.24	1936
73.4	1957
79.1	2032
84.62	2170

Как было сказано раньше, расчет проведен для одного плоского механизма, а механизм выдвижения вил состоит из двух таких механизмов. Поэтому усилие на штоке гидроцилиндра можно определить по формуле Н.

Для определения сечения рычагов необходимо определить изгибающий момент и продольное усилие в каждом рычаге. Для этого перейдем к другой системе координат, направив ось ОХ вдоль рычага, а ось ОУ перпендикулярно рычагу.

Рассмотрим первый рычаг

Рис. 3.10. Схема сил, действующих на первый рычаг

Суммарные силы в шарнирах D и С (см. рис. 3.10) можно определить по формулам

где значения усилий получены выше (см. Приложение 1).

Кроме того, для определения проекций сил на оси необходимо определить углы между силами и осями.

.

Тогда уравнения проекций сил на оси будут определяться по формулам

Рассмотрим второй рычаг

Рис. 3.11. Схема сил, действующих на второй рычаг

Суммарные силы в шарнирах А, Е и С (см. рис. 3.11) можно определить по формулам

где значения усилий получены выше (см. Приложение 1).

Кроме того, для определения проекций сил на оси необходимо определить углы между силами и осями.

.

Тогда уравнения проекций сил на оси будут определяться по формулам

Рассмотрим третий рычаг

Рис. 3.12. Схема сил, действующих на третий рычаг

На схеме (см. рис. 3.12) усилие Р, для удобства, приложено не к шарниру G. На самом деле, усилие Р действует на шарнир G.

Суммарные силы в шарнирах D, G, P и M (см. рис 3.12) можно определить по формулам

где значения усилий получены выше (см. Приложение 1).

Кроме того, для определения проекций сил на оси необходимо определить углы между силами и осями.

.

Тогда уравнения проекций сил на оси будут определяться по формулам

Рассмотрим четвертый рычаг

Рис. 3.13. Схема сил действующих на четвертый рычаг

Суммарные силы в шарнирах Е, G и К можно определить по формулам

где значения усилий получены выше (см. Приложение 1).

Кроме того, для определения проекций сил на оси необходимо определить углы между силами и осями.

.

Тогда уравнения проекций сил на оси будут определяться по формулам

Расчет выполнен для 10 положений рычагов в зависимости от угла с помощью программы MathCad, результаты расчета для трех расчетных случаев приведены в Приложении 2.

3.3 Расчет сечений рычагов и осей

Сечение рычагов выбираем из условия прочности. Для этого составим уравнения изгибающих моментов для всех рычагов. Расчетная схема рычагов представлена на рис. 3.14.

Рис. 3.14. Расчетная схема рычагов механизма выдвижения вил

Из рис. 3.14 видно, что рычаги можно поделить на интервалы . При этом, изгибающий момент на первом интервале для первого рычага будет определяться по выражению

.

На втором интервале для первого рычага

.

На первом интервале для второго рычага

.

На втором интервале для второго рычага

.

На первом интервале для третьего рычага

.

На втором интервале для третьего рычага

.

На первом интервале для четвертого рычага

.

На втором интервале для четвертого рычага

.

Расчет проводим для 10 положений рычагов механизма выдвижения вил.

Результаты расчета приведены в таблице 3.4.

Таблица 3.4 Результаты расчета изгибающих моментов в рычагах

	Первый расчетный случай	Второй расчетный случай	Третий расчетный случай
	М11	М21	М31	М41	М11	М21	М31	М41	М11	М21	М31	М41
10	1770	2284	2799	2277	1698	2289	2880	2129	1840	2278	2716	2278
15	1772	2539	3306	2527	1700	2542	3384	2381	1842	2534	3226	2534
20	1774	2787	3801	2772	1702	2788	3875	2628	1844	2784	3725	2784
25	1776	3028	4281	3008	1704	3027	4349	2867	1846	3028	4210	3028
30	1778	3260	4742	3235	1707	3255	4804	3097	1849	3263	4677	3263
35	1781	3481	5181	3451	1709	3472	5235	3316	1851	3487	5123	3487
40	1784	3689	5594	3653	1712	3676	5640	3522	1854	3700	5545	3700
45	1787	3883	5979	3840	1715	3865	6015	3714	1858	3898	5938	3898
50	1791	4062	6332	4011	1719	4039	6358	3890	1862	4082	6302	4082
55	1797	4224	6652	4163	1724	4196	6667	4048	1868	4250	6630	4250

Из расчетов видно, что максимальный момент возникает в середине третьего рычага во втором расчетном случае. Максимальный изгибающий момент равен 6667. Эпюры изгибающих моментов и продольных сил для третьего рычага представлены на рис. 3.15.



Рис. 3.15. Эпюры продольных сил и изгибающих моментов третьем рычаге

Условие прочности имеет вид

, (3.11)

где допускаемые напряжения, МПа; осевая сила, Н; изгибающий момент,

; площадь опасного сечения, ; момент сопротивления сечения, .

Допускаемые сопротивления можно определить согласно[6, с.85]

, (3.12)

где предел текучести материала, выбираем малоуглеродистую сталь ВСт3сп4 ГОСТ380-71*, согласно [6, с.93] МПа; коэффициент запаса прочности, согласно [6, с.93] .

Подставляя значения, получим МПа.

Расчетное сечение рычага представлено на рис. 3.16.



Рис. 3.16. Расчетное сечение третьего рычага

Площадь сечения будет равна мм2.

Момент сопротивления

см3.

Подставляя значения в выражение (5.11), получим

МПа.

Т.к. , то можно сделать вывод, что условие прочности выполняется.

Оси в шарнирах необходимо проверить по напряжениям изгиба. Условие прочности имеет вид

, (3.13)

где изгибающий момент; момент сопротивления сечения оси.

Допускаемые напряжения изгиба можно определить по формуле (3.12). Коэффициент запаса прочности для осей согласно [3, с.439] равен 1.5.

В качестве материала для осей выбираем сталь 45 ГОСТ 1050-74, согласно [3, с.439] предел текучести для прутков диаметр которых не превышает 80 мм. составляет 650 МПа.

Подставляя значения в выражение (3.12), получим

.

Рассмотрим шарниры А и К (см. рис. 3.4). Схема шарниров представлена на рис. 3.16.

Рис. 3.16. Схема шарниров А и К

Видно, что ось имеет опасное сечение А-А.

При сравнении данных, полученных в результате силового расчета (см. Приложение 1), можно сделать вывод, что максимальное усилие в шарнире А будет возникать в первом расчетном случае, а в шарнире К максимальное усилие будет возникать в третьем расчетном случае. Усилия в шарнирах А и К (см. Приложение 1) будут составлять

Общий вид эпюр изгибающих моментов представлен на рис. 3.17.



Рис. 3.17. Эпюра изгибающих моментов осей шарниров А и К

Изгибающий момент в шарнирах А и К можно определить по формулам

Из расчетов видно, что изгибающий момент в шарнире К больше чем момент в шарнире А. Т.к. конструкция шарниров одинакова, то можно произвести расчет только шарнира К. Подставив значение в выражение (3.13), получим

Рассмотрим шарниры Е, D и C. Схема шарниров представлена на рис. 3.18.

Рис. 3.18. Схема шарниров Е, D и C

При сравнении данных, полученных в результате силового расчета (см. Приложение 1), можно сделать вывод, что максимальные усилия в шарнирах Е, D и С будут возникать в третьем расчетном случае. Усилия в шарнирах Е, D и C (см. Приложение 1) будут составлять



Общий вид эпюр изгибающих моментов представлен на рис. 3.19.

Рис. 3.19. Эпюра изгибающих моментов осей шарниров E, D и C

Проанализировав рис. 3.18 и рис. 3.19, можно сделать вывод, что ось имеет опасное сечение А-А.

Изгибающий момент в шарнирах E, D и C можно определить по формулам

Из расчетов видно, что изгибающий момент в шарнире G больше чем изгибающие моменты в остальных шарнирах. Т.к. конструкция шарниров одинакова, то можно произвести расчет только шарнира К. Подставив значение в выражение 3.13, получим

Рассмотрим шарниры G. Схема шарниров представлена на рис. 3.20.



Рис. 3.20. Схема шарниров G

При сравнении данных, полученных в результате силового расчета (см. Приложение 1), можно сделать вывод, что максимальные усилие в шарнире G будут возникать в третьем расчетном случае. Усилие в шарнире G (см. Приложение 1) будет составлять

Общий вид эпюр изгибающих моментов представлен на рис. 3.21.

Рис. 3.21. Эпюра изгибающих моментов оси шарнира G

Проанализировав рис. 3.20 и рис. 3.21, можно сделать вывод, что ось имеет опасное сечение А-А.

Изгибающий момент в шарнире G можно определить по формулам

Подставив значение в выражение 3.13, получим

Рассмотрим шарниры В и М. Схема шарниров представлена на рис. 3.22.

Рис. 3.22. Схема шарниров В и М

Видно, что ось имеет опасное сечение А-А.

При сравнении данных, полученных в результате силового расчета (см. Приложение 1), можно сделать вывод, что максимальное усилие в шарнире В будет возникать в третьем расчетном случае, а в шарнире М максимальное усилие будет возникать во втором расчетном случае. Усилия в шарнирах В и М (см. Приложение 1) будут составлять

.

Общий вид эпюр изгибающих моментов представлен на рис. 3.21.

Рис. 3.21. Эпюра изгибающих моментов осей шарниров А и К

Изгибающий момент в шарнирах В и М можно определить по формулам

Из расчетов видно, что изгибающий момент в шарнире М больше чем момент в шарнире В. Т.к. конструкция шарниров одинакова, то можно произвести расчет только шарнира М. Подставив значение в выражение 3.13, получим

Из полученных результатов можно сделать вывод, что напряжения изгиба, возникающие в осях, меньше допускаемых.

4. Проектирование механизма подъема

электроштабелер подъемный погрузчик

Грузоподъемник у вилочного погрузчика или штабелера является второй его составной частью после шасси. С его помощью захватывают, поднимают и укладывают грузы. Независимо от типоразмера грузоподъемники выполняются по одной и той же конструктивной схеме. Они могут отличаться один от другого применением разных стальных профилей для рам и другими небольшими конструктивными особенностями.

Существуют варианты различные решения грузоподъёмника. Они могут быть одно, двух, трёх и т.д. рамные в зависимости от высоты подъёма. В нашем случае при высоте подъёма, равной восемь метров, нужно использовать сложную трёх рамную конструкцию. Существуют рамы разных профилей (рис. 4.1). Профили могут быть стандартные (варианты а и б), но они всё равно требуют дополнительной обработки - они могут подрезаться (вариант а). Для одного подъёмника для разных рам могут требоваться различные виды профилей (вариант б), следовательно, требуются различные дополнительные узлы, следовательно, для сборки подъёмника необходимо большее количество различных наименований деталей, что не экономично, особенно при большом количестве рам. При наличии нескольких рам желательно, чтобы узлы, отвечающие за крепление и выдвижение, для всех рам были идентичные. Поэтому большинство фирм производителей подъёмников пришло к выводу, что лучше изготавливать свои нестандартные профили (вариант в). Это не только надёжнее и лучше с конструктивной точки зрения, но и как показала практика экономически выгоднее для крупных специализированных предприятий. Исходя из этого, разработан свой оригинальный профиль рамы (вариант г), при этом в конструкции подъёмника использованы стандартные подшипники и крепёжные элементы.



а.) б.)

в.) г.)

Рис. 4.1. Профили подъемных рам

Проектируемый электроштабелер является трехрамным (см. рис. 4.2). Основными частями механизма подъема являются наружная рама 1 (см. рис.4.2), промежуточная рама 2, внутренняя рама 3, каретка с механизмом выдвижения вил 4, ролики приводных цепей 5 и 6, гидроцилиндры подъема промежуточной рамы 7, поворотная платформа 8, приводные цепи 9 и 10. Подъем промежуточной рамы осуществляется за счет гидроцилиндров 7. Подъем каретки осуществляется за счет цепи 9. Один конец цепи крепится к каретке, а второй конец огибает ролик 5, установленный на внутренней раме, и крепится к промежуточной раме. Подъем внутренней рамы осуществляется с помощью цепи 10. Один конец цепи крепится на внутренней раме, а второй конец огибает ролик 6, установленный на промежуточной раме, и крепится к наружной раме.

Для восприятия горизонтальных нагрузок Ry и Rx выдвижная рама сбоку опирается на наружную раму через боковые опорные ролики, которые перекатываются по стенке наружной рамы. Проверочный расчет механизма подъема ведут с учетом всех сопротивлений подъему груза. Все значения плеч берутся из опытных данных или из аналогичных конструкций.

Рис. 4.2. Схема рамы электроштабелера

4.1 Расчет каретки

На каретку будут действовать силы со стороны механизма выдвижения рамы. Расчет рамы выполним с помощью программы FEMB, разработанной на кафедре ТТС.

Расчетная схема каретки представлена на рис. 4.3.

Рис. 4.3. Расчетная схема каретки

Силы F1, F3, F4 соответствуют силам (см. Приложение 1).

Сила F2 возникает в результате наклона рамы из-за неровной опорной поверхности. неровность опорной поверхности, как было сказано выше, составляет 1.5 градуса. Следовательно, усилие будет равно .

Сила F3 возникает от действия собственной массы каретки и составляет 600 Н.

Результаты расчета приведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1 Реакции в опорах каретки, Н

Шарниры	Реакции	Значения реакции
2		-13200
3		599
6		13000
8		6000
10		5520
12		13000
13		-599
16		-13200

Кроме того, в результате расчета получены значения сил и моментов см. Приложение 3. Эпюры изгибающих моментов, построенные на основании результатов расчетов, приведены на рис. 4.4.



Рис. 4.4. Эпюры изгибающих моментов каретки

4.2 Расчет внутренней рамы

Нагрузкой для внутренней рамы будут являться опорные реакции, которые будут действовать со стороны каретки (см. таблицу 4.1). Расчетная схема внутренней рамы представлена на рис. 4.5.

Рис. 4.5. Расчетная схема внутренней рамы

Значения усилий F1 - F3 соответствуют значениям опорных реакций, которые возникают в каретке (см. таблицу 4.1).

В узлах 11 и 12 (см. рис. 4.5) расположены звездочки механизма привода каретки. Схема расположения цепи представлена на рис. 4.6.

Рис. 4.6. Схема расположения цепи

Кратность полиспаста при таком расположении цепи составляет Усилие R будет определяться по формуле . Следовательно усилия F4 и F5 (см. рис. 4.5) будут составлять

Сила F6 соответствует силе тяжести металлоконструкции и составляет

Результаты расчета приведены в таблице 4.2.

Таблица 4.2 Реакции в опорах внутренней рамы, Н

Шарниры	Реакции	Значения реакции
2		-18800
3		593
5		18600
12		11800
14		12100
21		18600
22		-593
24		-18800

Кроме того, в результате расчета получены значения сил и моментов см. Приложение 4.

Эпюры изгибающих моментов, построенные на основании результатов расчетов, приведены на рис. 4.7.

Рис. 4.7. Эпюры изгибающих моментов внутренней рамы

4.3 Расчет промежуточной рамы

Нагрузкой для промежуточной рамы будут являться опорные реакции, которые будут действовать со стороны внутренней рамы (см. таблицу 4.2). Расчетная схема промежуточной рамы представлена на рис. 4.8.



Рис. 4.8. Расчетные схемы промежуточной рамы

Для первой расчетной схемы значения усилий F1 - F3 и F7 - F8 соответствуют значениям опорных реакций, которые возникают в опорных роликах внутренней рамы (см. таблицу 4.2).

Усилие F5 соответствует силе тяжести металлоконструкции и составляет

В узлах 12 и 14 (см. рис. 4.8) расположены звездочки механизма привода внутренней рамы. Схема расположения цепи представлена на рис. 4.6.

Кратность полиспаста при таком расположении цепи составляет Усилие R будет определяться по формуле . Следовательно усилия F4 и F6 (см. рис. 4.8) будут составлять

Результаты расчета приведены в таблице 4.3.

Таблица 4.3 Реакции в опорах промежуточной рамы, Н

Первый расчетный случай
Шарниры	Реакции	Значения реакции
2		-18000
3		582
5		17800
11		12500
15		12300
17		17800
18		-582
20		-18000

Кроме того, в результате расчета получены значения сил и моментов см. Приложение 5.

Эпюры изгибающих моментов, построенные на основании результатов расчетов, приведены на рис. 4.9.

Рис. 4.8. Эпюры изгибающих моментов промежуточной рамы

4.4 Расчет наружной рамы

Нагрузкой для наружной рамы будут являться опорные реакции, которые будут действовать со стороны промежуточной рамы (см. таблицу 4.3). Расчетная схема наружной рамы представлена на рис. 4.10.