Система подъема транспортно-пускового контейнера с изделием весом 90 тонн

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

• 1. Исходные данные
• 2. Анализ различных схем подъема. Обоснование выбранной схемы
• 2.1 Классификация по источнику энергии
• 2.2 Классификация по движителю
• 3. Выбор параметров силового треугольника
• 3.1 Подбор размеров силового треугольника
• 4. Предварительный выбор параметров системы
• 4.1 Определение наветренной площади
• 4.2 Расчёт ветровой нагрузки
• 4.3 Расчёт момента неуравновешенности
• 4.4 Расчёт моментов и сил, действующих на объект
• 4.4.1 В транспортном положении
• 4.4.2 В рабочем (вертикальном) положении
• 4.5 Расчёт поперечной базы
• 4.6 Расчёт домкратов
• 5. Окончательный выбор параметров по программе Vitesnitel.exe
• 5.1 Параметры груза (ракеты)
• 5.2 Параметры промежуточного силового элемента
• 5.3 Параметры стрелы
• 5.4 Параметры рамы и опор грузоподъёмной установки

5.5 Прочие исходные данные

• 5.6 Определение параметров стрелы, промежуточного силового элемента и груза пусковой контейнер нагрузка гидроцилиндр
• 5.7 Определение параметров вытеснителя и гидроцилиндра
• 5.8 Параметры вытеснителя
• 5.8.1 Параметры рабочей камеры гидроцилиндра напорной магистрали
• 5.8.2 Параметры камеры противодавления и магистрали сброса
• 5.8.3 Параметры гидравлической камеры вытеснителя
• 5.8.4 Параметры газовой камеры вытеснителя
• 5.8.5 Параметры поршня-разделителя
• 5.8.6 Параметры камер воздушных аккумуляторов давления и соединительных трубопроводов
• 5.9 Определение прочих исходных данных для расчета динамики
• 5.10 Выбор параметров
• 5.11 Описание работы гидросхемы

6. Исследование влияния начального давления на параметры системы

• Заключение

Приложение

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Исходными данными для проведения расчетов являются следующие параметры:

? Масса изделия - 78 тонн;

? Масса ТПК - 6 тонн;

? Длина изделия - L_тпк = 32 м;

? Диаметр изделия - D_тпк = 2,5 м;

? Центр тяжести ТПК с изделием и стрелой - x = 18 м;

? Расстояние от края шахты до оси заднего домкрата - L_без= 1 м;

? Масса стрелы - 6 тонн;

? Допускаемое ускорение при подъеме - 11 м/с²;

? Схема подъема: пневмогидравлическая;

? Максимальное давление в гидросистеме - 28.0 МПа;

? Время подъема - 30 с;

? b = 2,0 м;

? d = 0,4 м;

? Н₀ =2,84 м

Рис. 1.1. Принципиальная схема системы

2. АНАЛИЗ РАЗЛИЧНЫХ СХЕМ ПОДЪЕМА. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБРАННОЙ СХЕМЫ

Существует множество схем подъема груза, но их все можно классифицировать по двум признакам: по источнику энергии и по движителю. Сочетание первого и второго дает такое широкое многообразие схем подъема, что дает возможность конструктору выбрать оптимальную.

2.1 Классификация по источнику энергии

a) Электрический привод

Электрическим приводом называется электромеханическое устройство, предназначенное для приведения в движение рабочих органов машин и управления их технологическими процессами, состоящее из передаточного, электродвигательного, преобразовательного и управляющего устройств.

Передаточное устройство содержит механические передачи и соединительные муфты, необходимые для передачи вырабатываемой двигателем механической энергии исполнительному механизму.

Преобразовательное устройство предназначается для управления потоком электрической энергии, поступающим из сети с целью регулирования режимов работы двигателя и механизма.

Управляющее устройство представляет собой информационную слаботочную часть системы управления, предназначенную для фиксации и обработки поступающей информации о задающих воздействиях и состоянии системы и выработки на её основе сигналов управления остальным устройствам.

Эти приводы обладают большим диапазоном мощностей и разнообразны по исполнению.

В грузоподъемных машинах применяют электропривод с двигателями постоянного и переменного тока. Основным преимуществом двигателей постоянного тока является возможность регулирования скорости в широких пределах и получения механических характеристик, наиболее полно удовлетворяющих требованиям, предъявляемым к работе грузоподъемных машин. Кроме того, двигатели постоянного тока обладают большей перегрузочной способностью и более напряженным режимом работы.

Электропривод с двигателем переменного тока по сравнению с приводом постоянного тока обладает более низкой стоимостью и меньшими затратами при эксплуатации, вследствие более простой и надежной конструкции. Кроме того для электродвигателей переменного тока не требуется преобразовательные устройства для получения энергии из сети.

Электропривод представляет собой электромеханическую систему, электрическая часть которой состоит из электромеханического преобразователя энергии и системы управления, а механическая включает в себя все связанные движущиеся массы привода и механизма.

Источниками электрической энергии может являться аккумуляторы и генераторы. Аккумуляторы выдают постоянный ток, а генератор переменный, при добавлении диодного моста в генератор можно получить постоянный ток. Для генератора нужен источник энергии - это может быть двигатель внутреннего сгорания или же турбина, работающая от энергии сжатых газов. Для схемы с аккумуляторами не нужно чтобы источник энергии обладал большой мощностью, поэтому вместо него можно использовать двигательную установку самой подъемной машины, часть энергии которой будет расходоваться на подзарядку аккумуляторов, но аккумуляторы не обладают достаточным ресурсом, поэтому их нельзя ставить на часто используемый грузоподъемный механизм.

b) Привод от двигателей внутреннего сгорания

Этот привод, по сравнению с электрическим приводом не зависит от источников питания. Однако привод от двигателей внутреннего сгорания обладает незначительной перегрузочной способностью и неустойчивостью работы при малой частоте вращения. Этот двигатель не может развить достаточный пусковой момент, поэтому сначала производят его пуск вхолостую, а затем с помощью фрикционной муфты присоединяют к нему рабочие механизмы грузоподъемной машины. Невозможность реверсирования двигателей внутреннего сгорания (чтобы опускание груза и стрелы было возможно только двигателем) приводит к необходимости применения специальных реверсивных устройств - механических, электрических, гидравлических и др.

Привод от двигателей внутреннего сгорания находит применение на автопогрузчиках и различных передвижных кранах. Специальные двигатели, предназначенные для грузоподъемных машин, промышленностью не выпускаются. На самоходных стреловых кранах и автопогрузчиках используют в основном транспортные дизели или автомобильные карбюраторные двигатели, а на плавучих кранах находят применение также судовые дизели.

c) Пневматический привод

Этот привод применяют в основном в подъемниках и легких кранах с ограниченной высотой подъема, лебедках и талях, а также для управления механизмами кранов с приводом от двигателя внутреннего сгорания. Так же их применяют при работе во взрывоопасной среде.

Сжатый воздух к пневмоприводу подается от компрессорных установок, баллонов высокого давления (воздушных аккумуляторов давления) или пороховых аккумуляторов давления.

Для создания поступательного перемещения служат пневматические или гидравлические цилиндры с поступательным движением штока. В талях и лебедках, в которых канат навивается на барабан, энергия сжатого воздуха преобразуется в механическую энергию поднимаемого груза с помощью роторных пневмомоторов, которые выполнены поршневыми или реже шестеренчатыми.

Достоинством пневматического привода являются простота конструкции, легкость управления, плавность работы, простота регулирования скорости и развиваемых усилий в широких пределах, большое допустимое число включений в час. Основными недостатками, препятствующими распространению являются трудность применения в передвижных кранах с питанием от общей сети сжатого воздуха, низкий кпд вследствие потерь энергии при дроссельном управлении при подъеме груза массой меньше номинальной, высокая стоимость эксплуатации, а также опасность возникновения колебаний с большими амплитудами.

d) Пороховой привод

Пороховым приводом называется пневметический привод с использованием газа, который образуется в результате горения специальных веществ - порохов, обеспечивающий большой газоприход в процессе горения. Основное преимущество таких приводов в том, что не нужно запасать большие объемы рабочего тела - нужно взять пороховую шашку, которая гораздо меньше по размерам и весу. К основным недостаткам, помимо недостатков пневматического привода добавиться высокая температура рабочего тела и, обычно, нелинейные законы горения порохов, а также неустойчивым процессом горения при давлении ниже критического, которое, обычно, составляет не ниже 2,0 МПа. График давления в случае применения порохового заряда будет возрастающим, в отличии от баллона, где давление падает по степенному закону.

e) Ручной привод.

Этот привод используется как аварийный для повышения надежности системы при отказе основного привода. Как главный привод его можно использовать только в системах с малой грузоподъемностью (до 5 тонн), это позволяет облегчить конструкцию, так как двигателем в этом случае будет человек. Но оператор не обладает достаточной мощностью и необходимый крутящий момент достигается лишь подбором соответствующего передаточного числа механизма, в тоже время частота вращения приводной рукоятки тоже ограничена - отсюда и ограничение по применимости в технике, но надежность таких приводов позволяет их использовать как резервные.

2.2 Классификация по движителю

a) Гидравлический привод

Основными преимуществами гидравлического привода по сравнению с механическим, являются: плавное бесступенчатое регулирование скорости движения рабочих органов машин; большая перегрузочная способность; меньшая масса и размеры, приходящая на единицу передаваемой мощности; малая инерционность привода, что особенно важно для машин, работающих в повторно-кратковременном режиме, так как работа, совершаемая приводом или тормозом в периоды пуска и торможения, существенно зависит от момента инерции вращающихся частей или массы поступательно движущихся частей привода; сравнительная простота осуществления автоматизации и защиты; высокая надежность и долговечность.

К недостаткам гидропривода можно отнести большую стоимость, так как необходима большая точность изготовления, трудность предупреждения утечек рабочей жидкости, ухудшение работы при низких температурах, необходимость частой замены рабочей жидкости и т.п.

В грузоподъемных машинах применяют гидродинамические передачи и объемный гидропривод.

К гидродинамическим передачам относятся гидродинамический трансформатор и гидравлическая муфта, используемые в качестве промежуточной передачи между двигателем и рабочими механизмами в кранах с приводом от двигателя внутреннего сгорания. Введение в привод гидродинамического трансформатора способствует увеличению производительности машины благодаря более полному использованию мощности двигателя и позволяет осуществить регулирование скорости рабочих органов. Кроме того гидродинамический трансформатор уменьшает динамические нагрузки, действующие на рабочие механизмы и двигатель.

Объемный гидропривод имеет приводной двигатель и насос, подающий рабочую жидкость, используемую как средство преобразования и передачи энергии в рабочий цилиндр или гидродвигатель, исполнительный механизм и систему трубопроводов и клапанов управления. Гидродвигатели, преобразующие энергию потока жидкости в механическую энергию перемещения рабочих органов, разделяют на гидроцилиндры с возвратно-поступательным движением выходного звена, поворотные с ограниченным поворотным движением выходного звена, гидромоторы с неограниченным вращательным движением выходного звена(роторные). Также можно поставить турбонасосный агрегат - очень эффективный вариант, имеет минимальные массогабаритные характеристики, не требует двигателя. Но этот вариант крайне сложно отработать. Лопатки имеют большую инерционность, следовательно, необходимо время на их раскрутку, также в момент, когда необходимо остановить их они продолжают вращение.

b) Механический привод

К механическим приводам относят передачи винт-гайка, червячную передачу и зубчатый сектор или рейка с приводной шестерней. К недостаткам таких систем можно отнести ступенчатое регулирование скорости, введение специальных упругих элементов для обеспечения плавного пуска, непостоянство коэффициента трения в ходе эксплуатирования агрегата, из-за чего меняется момент сопротивления, большая нагрузка на движущихся поверхностях передачи. Основными достоинствами таких систем является относительная простота конструкции, червячная и передача винт-гайка обладают односторонней проводимостью крутящего момента (груз может находится в поднятом положении при выключенном двигателе за счет сил трения в системе).

Эти приводы наиболее развиты, так как у них очень большая история, и за время их использования выработаны наиболее удачные конструкции, поэтому их довольно часто применяют, но в последнее время на их место приходят гидравлические. Хотя механические привода очень хорошо использовать в жестких климатических условиях.

c) Пневматический привод

Эти привода используются обычно в малонагруженных конструкциях. К его недостаткам можно отнести травмоопасность при отказе, сложность удерживающих устройств. Как и у гидравлического у него плавная регулировка скорости, но меньшая надежность, очень более чувствителен к перепаду температур. Для воздушных приводов проблемы утечки решаются просто - работой компрессора во время работы, главное чтоб расход воздуха от компрессора превышал величину утечки. При работе компрессора возникает ряд трудностей: нужно осушать воздух который подается в силовые цилиндры во избежание коррозии трущихся поверхностей, которые не защищены смазочным материалом как в гидравлике (от конденсирования влаги из газа), наличие баллона-ресивера. При использовании заводских баллонов существенно увеличивается стоимость эксплуатации такого комплекса.

Подводя итог скажем что все привода служат для приведения в действие тех или иных рабочих органов машин и управления их движением. Однако, применяя гидропривод, можно заметить, что он обладает удачным сочетанием ряда ценных для машин качеств:

1. Имеет малый удельный вес и удельные габариты в сравнении с механическим и электрическим приводом, что объясняется отсутствием валов, редукторов, муфт, фрикционов, генераторов и др. Эта величина для гидропривода колеблется в пределах:

кг/кВт

для электропривода:

кг/кВт;

где - масса механизма;

- мощность механизма.

2. Позволяет бесступенчато и в широком диапазоне регулировать скорость движения управляемого объекта, что позволяет повышать коэффициент приводного двигателя.

Диапазон регулирования гидропривода:

Дг. пр. = 50…5000 ед.

Для электродвигателя: Дэ. дв. 200 ед. при мощности электромагнитного усилия:

Nэму 50 кВт;

3. Обладает малой инерционностью; (на порядок ниже, чем инерционность электропривода), что обеспечивает хорошие динамические свойства, увеличивает долговечность машины и сокращает время рабочего цикла, а так же позволяет совершать реверсирование рабочих движений за доли секунды.

4. Простота и надежность в управлении. Гидропривод допускает полную автоматизацию управления при малых затратах энергии на формирование управляющего сигнала.

5. Возможность передачи механической энергии одновременно от нескольких источников (ДВС, электродвигателей и т.д.) и возможности разветвления мощности.

6. Имеет возможность осуществления простым способом: осуществления больших передаточных отношений между ведущим и ведомым звеньями. Это осуществляется путем соответствующего подбора рабочих объемов насоса и гидромотора.

7. Обеспечивает возможность преобразования без дополнительных устройств вращательного движения ведущего звена в поступательное ведомого, в случае применения в качестве ведомого звена гидроцилиндра. Подбором соответствующего диаметра гидроцилиндра и давления рабочей жидкости, можно создавать практически любые усилия на ведомом звене при обеспечении независимого положения ведущего и ведомого звена, надежной фиксацией последнего и возможности регулирования его перемещения.

8. Гидроцилиндр обладает хорошей агрегатностью, т.е. сравнительно легко компонуется в отдельные блоки и агрегаты, незначительно уступая по этому качеству электроприводу.

9. Гидропривод обладает достаточно жесткой механической характеристикой, ниже, чем у механических передач, но выше чем у пневмо- и электроприводов: См > Cг. пр. > Сэ. пр. > Сп. пр.;

10. Гидропривод не чувствителен к вибрациям, перегрузкам, мало чувствителен к радиации. По способности работать в условиях перегрузок и радиации он стоит на одном уровне с пневматическими и механическими приводами.

11. В гидроприводе легко решается вопрос защиты механизма от перегрузок путем системы предохранительных клапанов.

12. Гидропривод безопасен с точки зрения искрообразования и замыкания рабочих органов, по этому качеству он равноценен механическим приводам.

13. Гидропривод легко способен решить задачу необратимости и эластичного торможения в момент остановки рабочего органа или аварии.

14. В гидроприводе легко решается проблема теплопередачи от тяжело нагруженных рабочих элементов к окружающей среде. Это позволяет практически избегать применения систем охлаждения.

15. Гидропривод герметичен и не нуждается в смазке.

Наряду с положительными качествами гидропривод имеет и ряд недостатков, к которым относятся следующие факторы:

1. Чрезвычайно высокая стоимость, связанная с

1.1 Сложностью;

1.2 Высокими требованиями по точности изготовления;

1.3 Малым объемом производства;

2. Неоднозначность характеристик КПД у приводов с различным регулированием;

3. Изменение характеристик связанных с износом;

Невозможность ремонта в полевых условиях.

Все выше перечисленное склоняет к выбору гидравлического привода. Эта схема выбрана исходя из массы поднимаемого груза (механическая система будет работать при очень больших напряжениях в зоне контакта, если не использовать специальных разгружающих устройств, а их задействование усложняет конструкцию делая ее менее надежной) и безопасности эксплуатации данной системы.

Энергия на подъем находится в баллонах со сжатым газом, который закачивается в них от небольшого компрессора, который поддерживает постоянное значение давления в воздушном аккумуляторе давления. Преимущество этой схемы в том, что не требуется большая мощность приводного мотора компрессора, так как используется аккумулированная энергия и график давления в вытеснительной камере гидроцилиндра будет ближе подходить к графику равновесного давления. Баллоны со сжатым газом располагаются в свободном пространстве системы для обеспечения более рационального использования места в приводе подъема. Масса самих баллонов меньше чем масса закачанного в них газа, так как использованы взрывобезопасные баллоны из армидных волокон, полученные намоткой и футерованные алюминием. Во избежание проблем со смазкой и уплотнениями силового гидроцилиндра выбрана не чисто пневматическая схема, а пневмо-гидравлическая, когда энергия сжатого газа преобразуется в поступательное движение поршня вытеснителя, который через жидкость приводит в движение основной гидроцилиндр. Надежность такой системы достаточна для обеспечения надежности комплекса в целом, так как такие системы хорошо отработаны и часто применяются.

3. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ СИЛОВОГО ТРЕУГОЛЬНИКА

Рис. 3.1.Установка

Таблица исходных данных

mп , кг	Dр, м	Lр, м	xр, м
90000	2,5	32	18

m_п - масса поднимаемого груза вместе со стрелой;

D_тпк - диаметр ТПК;

L_тпк - длина ТПК;

x_р - центр тяжести ракеты;

При выборе параметров силового треугольника следует руководствоваться рядом принципов:

1. Количество степеней гидроцилиндра не должно превышать 4.

2. Отношение максимального плеча к начальному не должно превышать 1,3.

3.1 Подбор размеров силового треугольника

Рис. 3.2. Силовой треугольник.

Варьируя параметры с и а, добьемся выполнения обоих ограничений, тогда а = 7,86 м, с =11,14 м, а остальные параметры рассчитываются так:

5 - угол подъёма ТПК;

L₀ - длина гидроцилиндра в сложенном состоянии;

L_k - длина гидроцилиндра в выдвинутом состоянии;

ч - ход гидроцилиндра;

- максимальный ход гидроцилиндра;

h - плечо приложения силы;

Рис. 3.3. График хода гидроцилиндра в зависимости от угла 5.

Рис.3.4. График изменения плеча гидроцилиндра в зависимости от угла 5.

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ СИСТЕМЫ

4.1 Определение наветренной площади

Исходными данными для определения наветренной площади и точек приложения силы ветра будут геометрические размеры контейнера и рамы установки. В зависимости от высоты меняется коэффициент учитывающий ветровую нагрузку, в пределах 10 м его можно считать постоянным (интегральным), разобьем все на участки.

Первый участок h<10 м:

х₁ = 5,710593, х₂ = 14,03624; R₁ = 30,14963; r₁ = 2,061553;

Второй участок: 10<h<20:

Третий участок: 20<h<30:

Четвертый участок: h>30:

Где, - это угол между горизонталью проходящей через ось цапф и отрезком, соединяющим ось цапф с точкой А;

- это угол между горизонталью проходящей через ось цапф и отрезком, соединяющим ось цапф с точкой В;

- расстояние от земли до оси цапф;

- проекция контейнера на вертикальную ось;

- высота верхней точки контейнера;

- высота центра давления i-го участка;

- это текущий угол подъема контейнера.

4.2 Расчет ветровой нагрузки

1) Расчет скоростного напора:

 = 1,29 кг/м³ - плотность воздуха при температуре 0°С;

V_p=20 м/с - скорость ветра;

2) Расчет статической ветровой нагрузки:

C_j =0,7- аэродинамический коэффициент, зависящий от формы конструкции;

K_j - коэффициент увеличения скоростного напора по высоте:

? H?10 м K = 1;

? 10<H ?20 м K = 1,22;

? 20<H ? 30 м K = 1,37 ;

? 30<H < 40 м K = 1,48;

F_j - наветренная площадь (см. п. 2.2);

3) Расчет пульсирующей нагрузки:

t_в =1,5- число стандартов нормального распределения, соответствующих заданной вероятности нагрузки. Зависит от вида нагрузки, от суммарного времени эксплуатации агрегата;

A=0,8 - коэффициент масштаба конструкции;

m_j - коэффициент вариации скоростного напора (зависит от высоты ):

? H ?10 м m = 0,33;

? 10<H ? 20 м m = 0,272;

? 20<H ? 30 м m = 0,256;

? 30<H < 40 м m = 0,246;

4) Расчет инерциальной составляющей ветровой нагрузки:



B=0,21 - спектральный коэффициент. Зависит от скорости набегающего потока и от собственной частоты колебаний;

5ю=0,01 - коэффициент затухания;

х=0,63 - коэффициент, учитывающий несинхронность ветрового потока. Зависит от длины конструкции, скорости набегающего потока и частоты собственных колебаний;

5) Суммарная сила:

6) Расчет моментов.

7) Расчет суммарного момента:

4.3 Расчет момента неуравновешенности

Q - масса груза(ракета + ТПК) и стрелы;

g - ускорение свободного падения;

с - расстояние от оси цапф до центра масс груза и стрелы;

M_в - ветровой момент; M_ст - момент от весовой нагрузки;

Таблица результатов

?, град	0	15	35	65	90
L, м	4,064283	5,965854	8,778639	12,75892	15,52054
X, м	0	1,90157	4,714355	8,694638	11,45626
h, м	6,255469	7,880338	8,041092	7,005002	5,590037
Za, м	5,84	13,50235	22,50475	31,29709	32,84
Zв, м	3,34	2,805325	2,102423	1,238694	0,84
L1, м	2,5	7,194675	7,897577	8,761306	9,16
L2, м		3,502349	10	10	10
L3, м			2,504749	10	10
L4, м				1,297088	2,84
h1, м	1,75	3,562662	3,211212	2,779347	2,58
h2, м		8,911174	12,16	12,16	12,16
h3, м			18,41237	22,16	22,16
h4, м				27,16	27,80854
F1	6,25	17,98669	19,74394	21,90327	22,9
F2		8,755872	25	25	25
F3			6,261873	25	25
F4				3,242721	7,1
Рст1	1128,75	3963,043	4885,086	5854,48	6120,895
Рст2		1929,199	6185,55	6682,2	6682,2
Рст3			1549,325	6682,2	6682,2
Рст4				866,7404	1897,745
Рпв1	446,985	1293,537	1500,698	1728,243	1806,888
Рпв2		629,6905	1900,201	1972,585	1972,585
Рпв3			475,9527	1972,585	1972,585
Рпв4				255,8618	560,2143
Pn1	1743,744	5742,785	6949,855	8232,322	8606,943
Pn2		2795,573	8799,984	9396,226	9396,226



Рис.4.1. График зависимости моментов от угла ??.

4.4 Расчет моментов и сил действующих на систему

4.4.1 В транспортном положении

1) Расчет силы и опрокидывающего момента, действующих на контейнер:

Пояснения к формулам даны в разделе 3 пункте 2, где приведен расчет ветровой нагрузки.

При расчете опрокидывающего момента (М _опрj) используем плечо h. Это расстояние от земли до центра масс ракеты. Далее появятся плечи h₁ и h₂. Это расстояния от земли до центра масс стрелы и рамы соответственно.

2) Расчет силы и опрокидывающего момента, действующих на стрелу:

3) Расчет силы и опрокидывающего момента, действующих на раму:

4) Суммарный опрокидывающий момент:

5) Удерживающий момент:

k=1,5 - коэффициент устойчивости.

4.4.2 В рабочем (вертикальном) положении

1) Расчет силы и опрокидывающего момента, действующих на контейнер:

При определении М_{опр j} мы используем плечо h_в. Это расстояние от земли до центра масс ракеты, когда ТПК находится в вертикальном положении. Далее появятся плечи h_в1 и h_в2. Это расстояния от земли до центра масс стрелы и рамы соответственно.

2)Расчет силы и опрокидывающего момента, действующих на стрелу:

3) Расчет силы и опрокидывающего момента, действующих на раму:

4) Суммарный опрокидывающий момент:

5) Удерживающий момент:

4.5 Расчет поперечной базы

где G=Q·g=882900 H - вес ракеты с ТПК; G₁ =60000 H - вес стрелы; G₂=0,15·G=1144777 H - вес рамы;

Примем В=3 м.

4.6 Расчет домкратов

1) Нагрузка на каждый домкрат в транспортном положении.

где: Б - расстояние между домкратами;

l=11,69 м - расстояние от центра тяжести ракеты до заднего домкрата;

l₁=8,87 м - расстояние от центра тяжести стрелы до заднего домкрата;

l₂=8,06 м - расстояние от центра тяжести рамы до заднего домкрата;

2) Нагрузка на каждый домкрат в рабочем (вертикальном) положении.

где: l'=4,365 м - расстояние от центра тяжести ракеты (в вертикальном положении) до заднего домкрата;

l₁'=2,592м - расстояние от центра тяжести стрелы (в вертикальном положении) до заднего домкрата;

6) Расчет диаметров и площадей домкратов:

P_max=24 МПа - номинальное давление, действующее на домкрат;

5. ОКОНЧАТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ПО ПРОГРАММЕ VITESNITEL.EXE

5.1 Параметры груза (ракеты)

Масса груза m_г = 78 т.

Допускаемые поперечные ускорения груза при подъеме [a_wг]=11 м/с².

Длина груза L_г=30,9 м.

Диаметр груза D_г=2,4 м.

Изменение погонной массы и момента инерции сечения по длине груза:

xгj , м	0	14,45	29,9
m'гj , т/м	1,222	3,826
Jгj , м4	0,0389	0,0389

Модуль упругости материала корпуса груза E_г=2·10⁵ Па.

Безразмерный коэффициент демпфирования материала корпуса груза г_г=0,2

Вертикальная координата оси груза относительно оси цапф h_г=1,75 м.

Координаты и жесткости опор груза на промежуточный силовой элемент:

xкгi, м	0,0	7,0	14,0	28,0
скгi/10-7, Н/м	2,0	2,0	2,0	2,0

5.2 Параметры промежуточного силового элемента

Масса промежуточного силового элемента m_k=6,0 т.

Диаметр промежуточного силового элемента D_k=2,5 м.

Координаты и значение сосредоточенных масс промежуточного силового элемента:

xкi , м	-1,0	-0,5	26,0
mкi , т	0,3	0,2	1,0

Координата днища x_k1= -2,0 м.

Координата крышки x_k2=30,0 м.

Погонная масса промежуточного силового элемента (постоянная по длине) m'_k1=0,141 т/м.

Момент инерции сечения промежуточного силового элемента (постоянен по длине) J_k1=0,0486 м⁴.

Модуль упругости материала стенки промежуточного силового элемента E_k=1,5·10¹¹ Па.

Безразмерный коэффициент демпфирования материала промежуточного силового элемента г_г=0,2.

5.3 Параметры стрелы

Суммарная масса стрелы m_c=6 т.

Материал стрелы - сталь.

Изменение погонной массы и момента инерции сечения по длине стрелы:

xсj , м	-0,33	30,33
mсj' , т/м	0,196
Jcj , м4	0,146

Высота центра масс недеформированной стрелы относительно оси цапф h_cc=-0,15 м.

Высота верхней опоры гидроцилиндра относительно оси цапф стрелы h_в=0,4 м.

Высота оси цапф относительно нижней опоры гидроцилиндра h_a=2,0 м.

Модуль продольной упругости материала стрелы Е_с=2·10¹¹ Па.

Безразмерный коэффициент демпфирования материала стрелы г_с=0,026.

Жесткость верхнего силового элемента крепления гидроцилиндра к стреле в направлении, перпендикулярном нейтральной оси стрелы, с_Bw=7, 5·10⁸ Н/м.

Жесткость верхнего силового элемента крепления гидроцилиндра к стреле в направлении нейтральной оси стрелы, с_Bx=3,0·10⁸ Н/м.

Координаты и жесткости узлов крепления промежуточного силового элемента к стреле:

xскi, м	2,0	12,0	22,0	28,0
сскi/10-7, Н/м	3,0	3,0	3,0	3,0

5.4 Параметры рамы и опор грузоподъемной установки

На установке используются две пары гидравлических опор.

Коэффициенты жесткости опор (включая местную жесткость рамы на поперечное сжатие) k_опi=2,926·10⁸ Н/м.

Массы опор, включая массы выдвижных частей в гидравлических опорах и половину массы механизма винтовых опор m_опi=300 кг.

Размеры подошвы опоры b_1iЧb_2i=0,6Ч0,9 м.

Координаты опор грузоподъемной установки относительно оси цапф стрелы: z_{оп 1}=1,764 м, z_{оп 2}=18,0 м.

Суммарная масса машины (без стрелы, промежуточного силового элемента, груза, гидроцилиндра и опор) m_p=80 т.

Материал рамы грузоподъемной машины - сталь.

Изменение погонной массы и момента инерции сечения по длине рамы грузоподъемной машины:

xpj , м	-0,01	6,69	19,30
mpj' , т/м	0,5501	0,3342
Jpj , м4	0,027	0,02

Модуль продольной упругости материала рамы E_p=2·10¹¹ Па.

Безразмерный коэффициент демпфирования рамы г_р=0,026.

Коэффициент приведенной вертикальной жесткости передней опоры стрелы с учетом местной жесткости рамы на поперечное сжатие от действия силы со стороны передней опоры стрелы с_с=3,344·10⁸ Н/м.

Горизонтальная координата передней опоры стрелы z_c=19,3 м.

Коэффициент приведенной жесткости нижней опоры гидроцилиндра на вертикальное усилие со стороны гидроцилиндра с учетом местной вертикальной жесткости рамы с_Аy=3,34·10⁸ H/м.

Коэффициент приведенной жесткости нижней опоры на горизонтальное усилие со стороны гидроцилиндра с учетом местной жесткости рамы и продольной жесткости участка рамы от нижней опоры гидроцилиндра A до оси цапф O с_Аz=1,672·10⁸ H/м.

Горизонтальная координата опоры гидроцилиндра на раме z_А=7,86 м.

5.5 Прочие исходные данные

Время подъема груза в вертикальное положение (с момента начала горения заряда воспламенителя) - при нормальной температуре - не более t_под=25 с.

В гидросистеме грузоподъемной установки используется масло АМГ-10. При температуре 20^? и атмосферном давлении это масло имеет плотность с_0ж=850 кг/м³, кинематическую вязкость н=2·10^-5 м²/с (динамическая вязкость µ=1,7·10^-2 кг/м/с) и изотермический модуль объемного сжатия К_?ж1=1250·10⁶ Па. Более подробные характеристики вязкости и сжимаемости масла см. в файле oil.txt. Предельное давление в газовых и гидравлических полостях [р₂]=280·10⁵ Па. Давление наддува бака, в который сливается жидкость из камеры противодавления, р_бак=3·10⁵ Па.

Грузоподъемная система должна работать при температурах -40°…+40°. Грузоподъемная установка должна осуществлять подъем груза на бетонных и грунтовых площадках. В качестве расчетного случая будем рассматривать работу на супесчаном грунте с коэффициентом пористости 0,6.

5.6 Определение параметров стрелы, промежуточного силового элемента и груза

Координата центра масс груза:

Момент инерции груза относительно его центра масс:

Координата центра масс промежуточного силового элемента:

Момент инерции промежуточного силового элемента относительно его центра масс:

Координата центра масс стрелы:

Момент инерции стрелы относительно оси цапф:

Разность вертикальных координат нейтральной оси недеформированной стрелы в плоскости передней опоры стрелы и в плоскости оси цапф: Дy_Cc=0.

5.7 Определение параметров гидроцилиндра и вытеснителя

Число ступеней гидроцилиндра:

Будем полагать, что клапанная коробка расположена в корпусе гидроцилиндра (такое расположение повышает безопасность системы при обрыве трубопровода). Также примем l₁=0,55 м - расстояние от нижней оси крепления гидроцилиндра до нижних торцов цилиндров. l₂=0,15 м - длина нижней, нерабочей части гидроцилиндров, в которой располагается пыльник, направляющая втулка, канавки под уплотнения. l₃=0,12 м - длина верхней, нерабочей части гидроцилиндров, в которой располагаются канавки под уплотнения. l₄=0,17 м - расстояние от верхней оси крепления гидроцилиндра до верхнего его торца.

Длина гидроцилиндра в полностью сжатом состоянии L₀=4,064 м.

Ход выдвижения одной ступени До_i=2,864 м.

Начальный угол наклона оси гидроцилиндра :

Наружный диаметр второй ступени гидроцилиндра:

k_р=1,07 - коэффициент, учитывающий потери в трубопроводе, силу трения и инерции.

[р₂]=200·10⁵ Па - величина номинального давления в гидросистеме.

Примем зазор между внутренним диаметром первой ступени и наружным диаметром второй ступени равным 10 мм.

Внутренний диаметр первой ступени: D_ГЦ1=D_ГЦн2+2·0,01 = 0,452 м.

Толщина стенки цилиндра первой (наружной) ступени:

Здесь p₀=10⁵ Па - атмосферное давление.

k_зап=2 - коэффициент запаса.

Наружный диаметр первой ступени: D_ГЦн1=D_ГЦ1+2·д_ГЦ1= 0,49 м.

Аналогично определяем толщину стенки цилиндра второй и третьей ступени:

Внутренний диаметр второй ступени: D_ГЦ2=D_ГЦн2-2·д_ГЦ2= 0,396 м.

Примем зазор между внутренним диаметром второй ступени и наружным диаметром третьей ступени равным 10 мм.

Тогда D_ГЦн3=D_ГЦ2-2·0,01= 0,376 м.

Внутренний диаметр второй ступени: D_ГЦ3=D_ГЦн3-2·д_ГЦ3= 0,346 м.

Примем зазор между внутренним диаметром третьей ступени и наружным диаметром четвёртой ступени равным 10 мм.

Тогда D_ГЦн4=D_ГЦ3-2·0,01= 0,326 м.

Толщина стенки цилиндра четвёртой ступени (полагаем, что максимальное давление в камере противодавления такое же, как и в рабочей камере):

Внутренний диаметр четвёртой ступени: D_ГЦ4=D_ГЦн4-2·д_ГЦ4= 0,3 м.

Наружный диаметр штока можно оценить по формуле: D_шт=0,4Ч ЧD_ГЦ1=0,181 м. Примем D_шт =0,16 м. Толщина стенки штока примем д_шт=2Ч Чд_ГЦ1=0,038 м.

Координаты начала выдвижения ступеней гидроцилиндра:

Догц1, м	Догц2, м	Догц3, м	Догц4, м	Догц5, м
0	2,864	5,728	8,592	11,456

Начальная координата верхней крышки гидроцилиндра:

Координата нижней крышки камеры противодавления:

Длина трубчатой части штока l_шт=До_i+l₂=3,014 м

Масса цилиндра первой ступени:

с =7800 кг/м³ плотность материала (стали 40Х).

Коэффициент k_m1=0,2 учитывает массу проушины верхней опоры, а также утолщения стенки в передней и задней частях цилиндра.

Масса цилиндра второй ступени:

Масса цилиндра третьей ступени:

Масса цилиндра четвертой ступени:

k_m3=0,85 - коэффициент, учитывающий облегчение нижней части цилиндра.

Величина m_шт равна сумме масс наружной и внутренней трубы штока, клапанной коробки и нижней оси гидроцилиндра. Суммарную массу оси и частично облегченной клапанной коробки m_ок примем равной 150 кг. Общую массу наружной и внутренней труб штока можно оценить по формуле:

k_mшт=0,85 - коэффициент, учитывающий облегчение передней и задней частей цилиндра, d_штвн и д_штвн - наружный диаметр и толщина стенки внутренней трубы штока. Приняв зазор между наружной и внутренней трубами равным 0,01 м, величину d_штвн можно определить из формулы: d_штвн = D_штн - 2·д_шт -2·0,01=0,064 м. Толщину д_штвн можно оценить по условию прочности:

Примем =0,003 м. Тогда m_тршт = 412,69 кг, а общая масса штока m_шт= =m_ок +m_тршт =кг.

Координата центра масс первой (наружной) ступени:

Координата центра масс второй ступени:

Координата центра масс третьей ступени:

Координата центра масс четвертой ступени:

Координата общего центра масс штока и жестко связанных с ним элементов гидроцилиндра (например, клапанной коробки):



Моменты инерции ступеней гидроцилиндра относительно их центров масс:

Момент инерции штока относительно его центра масс:

Здесь h_ок =1,1D_ГЦн1= 0,539 м - высота клапанной коробки. Модуль упругости и коэффициент Пуассона для стали 40Х равны соответственно: Е_ГЦ=2,14*10¹¹ Па и µ_ГЦ=0,259. Безразмерный коэффициент демпфирования г_ГЦ=0,02.

На каждой из ступеней цилиндра и на наружной поверхности штока будем использовать по два уплотнительных кольца из твердой резины (твердость по Шору T_{Ш к ГЦ} =90).

5.8 Параметры вытеснителя

5.8.1 Параметры рабочей камеры гидроцилиндра напорной магистрали

Объем жидкости, который поступает в гидроцилиндр при его выдвижении.

Значение максимального объёмного расхода через трубопровод, соединяющий вытеснитель с гидроцилиндром:

Диаметр трубопровода:

Будем считать, что первый участок трубопровода - от вытеснителя до поворотного гидроперехода в нижней опоре гидроцилиндра - при диаметре имеет длину . Второй участок представляет собой совокупность внутренних каналов в штоке. Диаметр внутреннего канала в штоке, по которому течет жидкость из вытеснителя, равен:

при

Используем схему без дросселя в напорной магистрали. Тогда суммарные потери на местных сопротивлениях в напорной магистрали:

Для жидкости АМГ-10 коэффициент динамической вязкости равен µ=1,7•10^-2 кг/м/с. Подставляя это значение, получаем Re=10⁶. Это соответствует турбулентному режиму течения, т.е. коэффициент трения можно определить из соотношения:

Суммарный объем рабочей камеры гидроцилиндра (при полностью сложенном гидроцилиндре):

5.8.2 Параметры камеры противодавления и магистрали сброса

Объём жидкости, который вытесняется в бак из камеры противодавления:



Максимальный расход из камеры противодавления:

Диаметр проходного сечения трубопровода (при условии, что скорость течения жидкости в трубопроводе слива не превышает 20 м/с):

Будем считать, что второй участок трубопровода - от поворотного гидроперехода в нижней опоре гидроцилиндра до бака - при диаметре имеет длину Первый участок представляет собой совокупность внутренних каналов в штоке. Площадь сечения кольцевого канала в штоке:

Эквивалентный диаметр при длине

м.

Для регулирования давления в камере противодавления используется дроссель переменного сечения. Коэффициент расхода жидкости через дроссель µ_сб=0,6.

Конечный (при полностью выдвинутом гидроцилиндре) объем камеры противодавления, включающий в себя объем магистрали сброса от камеры до дросселя: трубчатую магистраль в штоке и каналы в клапанной коробке:

Суммарный коэффициент потерь на местных сопротивлениях в магистрали слива, исключая потери на дросселе переменного сечения:

5.8.3 Параметры гидравлической камеры вытеснителя

Считаем, что весь вытеснитель выполнен из стали 40Х. При нормальной температуре модуль упругости материала стенки вытеснителя Е_в=2,14•10¹¹ Па, коэффициент Пуассона , где G_в=0,85•10¹¹ Па - модуль сдвига.

Здесь k_l=0,8 - коэффициент, учитывающий толщины стенок, размеры штуцеров, подводящих трубопроводов. k_кр= k_xв =0,05 - характеризует отношение длины эллиптических частей вытеснителя, расположенных в его крышках, к его диаметру. Из этого уравнения находим диаметр вытеснителя D_в=0,95 м.

Толщина стенки цилиндрической части вытеснителя, с учетом, что для стали 40Х у_т =490•10⁶ Па и приняв коэффициент запаса k_зап=1,8:

Объем гидравлической полости вытеснителя при полном выдвижении поршня-разделителя, включая объем напорной магистрали от вытеснителя до дросселя:

5.8.4 Параметры газовой камеры вытеснителя

Начальный объем и начальная площадь поверхности газовой камеры вытеснителя:

Максимальный радиус кривизны днища считаем равным диаметру вытеснителя:

Днище газовой камеры вытеснителя будем изготавливать из теплостойкой стали 12МХ. Толщина стенки днища:

у=280 МПа.

5.8.5 Параметры поршня-разделителя

Поскольку диаметр поршня-разделителя равен диаметру вытеснителя, а форма поршня-разделителя совпадает с формой крышки, то и толщины их стенок считаем одинаковыми. Также считаем, что поршень-разделитель выполняется из того же материала, что и днище газовой камеры вытеснителя (сталь 12МХ). Толщина стенки поршня должна быть не менее толщины днища газовой полости. Однако возникает проблема изготовления в поршне канала для смазки уплотнений. Примем . Длина цилиндрической части вытеснителя , а толщина - .

Общая масса поршня-разделителя:

Здесь - плотность стали 12МХ. Величина имеет тот же смысл, что и в уравнении, из которого определялся диаметр вытеснителя.

Число резиновых уплотнительных колец на поршне-разделителе принимаем твердость резины по Шору диаметр уплотнительного кольца относительная деформация сжатия уплотнительного кольца

Отношение площадей дифференциального поршня, обеспечивающего смазку уплотнений, принимаем равным 2.

5.8.6 Параметры камер воздушных аккумуляторов давления и соединительных трубопроводов

В основе методики выбора параметров лежит уравнение адиабаты, которое применительно к данной задаче, считая жидкость несжимаемой и полагая, что давления в пневмобаллоне и вытеснителе быстро выравниваются, можно записать в виде:

.

Здесь До - ход выдвижения гидроцилиндра, p_б - давление газа (воздуха) в пневмобаллоне и вытеснителе, p_б0 - начальное давление газа (воздуха) в пневмобаллоне, V_б - объем пневмобаллона, V_тр - объем трубопровода, соединяющего пневмобаллон с газовой камерой вытеснителя, включая объем элементов арматуры (при выборе параметров пневмобаллона эту величину можно принять равной 0,01V_б), V_в0 - начальный объем газовой камеры вытеснителя, n_ГЦ - количество гидроцилиндров, F_ГЦi - рабочая площадь i-й ступени гидроцилиндра, До_i - путь выдвижения одной ступени гидроцилиндра, i_в - номер ступени, которая выдвигается при пути выдвижения До, До_ГЦiв-1 - путь выдвижения при котором происходит переход от выдвижения i_в-1-й ступени к выдвижению i_в -й ступени, k - коэффициент адиабаты воздуха или газа находящегося в пневмобаллоне.

Необходимо, чтобы на всем пути выдвижения давления в вытеснителе p_б должно превышать равновесное давление p_равн по крайней мере на Дp_зап=8ч20кг/см². Поскольку слишком большое давление в вытеснителе со всех точек зрения невыгодно, потребуем, чтобы минимальная за время подъема разность давления в вытеснителе и равновесному давлению была равна Дp_зап. Построим зависимость равновесного давления от пути выдвижения гидроцилиндра. Из исходных данных по теореме косинусов имеем:



.

Здесь, как и выше i_в - номер ступени, выдвигающейся при данном значении пути выдвижения До. Таким образом, должно выполняться условие:

Данное условие позволяет по заданному значению начального давления в пневмобаллоне определить соответствующую величину объема пневмобаллона V_б. Следует рассмотреть несколько значений p_б0 в диапазоне от до в случае, если максимальное значение равновесного давления достигается при выдвижении первой ступени от до - если максимум равновесного давления достигается при выдвижении второй ступени и от до - если максимум достигается при выдвижении третьей ступени. При выборе сочетания значений p_б0 и V_б следует учитывать техническое ограничения на максимальное давление в пневмобаллоне, а также стремиться к тому, чтобы разность давлений в начале подъема и при полном вытягивании гидроцилиндра была бы не слишком большой. Действительно: большой перепад вначале приведет к значительным перегрузкам контейнера и ракеты. Для снижения этих перегрузок придется сильно дросселировать магистраль, соединяющую пневмобаллон с газовой камерой вытеснителя, например посредством установки электропневмоклапана с гидравлическим замедлителем, который будет открываться в течение нескольких секунд. Еще более трудные проблемы создает большой перепад в конце подъема: может оказаться, что силы давления в камере противодавления окажется недостаточно, для того, чтобы затормозить контейнер. Для решения этой проблемы придется уменьшать угол начала торможения или (если это возможно по условиям прочности) увеличивать давление торможения или увеличивать площадь сечения камеры противодавления (при этом все параметры придется определять заново). Для того, чтобы торможение было успешным сила давления в камере торможения должна быть существенно выше, чем разность силы давления в напорной магистрали и равновесной силы. Условие можно записать так: