Приклад розрахунку основних параметрів обладнання автомобілів-самонавантажувачів з портальним краном

Вхідні параметри:

№ п/п	Параметр	Значення
1	Базовий автомобіль	ЗиЛ-130
2	Сумарна маса вантажу і захватів М, кг	5500
3	Висота контейнера hк, мм	1750
4	Висота захватів hз, мм	1100
5	hn мм	1500
6	Робочий кут повороту стріли порталу max, град	120
7	Швидкість підйому вантажу Vв, м/с	0,25
8	Маса порталу, кг	2750
9	Відстань між шарнірами корпуса і штока гідроциліндра у вихідному положенні порталу в момент захоплення вантажу lгц, мм	2600
10	Кут нахилу стріли порталу до горизонталі , град	20
11	Кут нахилу гідроциліндра до горизонталі 1, град	15
12	Діаметр штока, мм	70
13	Відстань між вушками (опорами кріплення стріли порталу), мм	2400
14	Товщина вушок, мм	25
15	Діаметр отвору в головці штока dг, мм	40
16	Товщина головки штока c, mm	35
17	Діаметр сфери головки dс, mm	38
18	Зовнішній діаметр перерізу стріли порталу D, мм	104
19	Внутрішній діаметр перерізу стріли порталу d, мм	82
20	Зовнішній діаметр перерізу поперечки порталу D1, мм	90
21	Внутрішній діаметр перерізу поперечки порталу d1, мм	70

Довжину стріли порталу L_n визначаємо за завданням, і тоді розміщення її шарніра О вибираємо так, щоб в момент підйому вантажу виконувалася умова

L_п > 1750 + 1100 +120 = 2970 мм (3.29)

де h_к, h_з- висота, відповідно, вантажу або контейнера і вантажозахоплюючого пристрою, мм; h - зазор, між контейнером та підлогою кузова автомобіля, мм.

Приймаємо L_п = 3000 мм. Перевіряємо умову щодо можливості захоплення контейнера у вихідному положенні

h_n + L_nsin  h_к + h_з, 1500+3000sin120⁰ 2850 мм (3.30)

де h_n - відстань від вантажної площини до шарніра кріплення порталу на підлозі кузова, мм.

Виходячи з умови, що центр сумарних мас вантажу та порталу знаходиться у вертикальній площині, що проходить через поздовжню вісь автомобіля, максимальне робоче зусилля гідроциліндра складає

(3.31)

де G_ - сумарна вага вантажу і пристосування для його захоплення, Н; G_п - вага порталу, Н; l_ц, l_гц - відстань, відповідно, від шарніра порталу до центру його маси і між шарнірами корпуса і штока гідроциліндра у вихідному положенні порталу в момент захоплення вантажу;  - кут між стрілою порталу та площиною, що проходить через шарніри О та О₁; ^,' - кут між віссю гідроциліндра та площиною шарнірів О та О₁ (рис.13 [1]);_мех - механічний ККД, що враховує тертя в шарнірах гідроциліндра (приймають _мех = 0,9).

Відстань між шарнірами корпуса та штоком гідроциліндра l_гц та максимальний хід штока вибираємо на підставі прорисовки кінематики робочого переміщення стріли порталу, виходячи з умови забезпечення заданого робочого кута повороту стріли порталу _роб.

Необхідна робоча площа поршневого гідроциліндра

мм² (3.32)

де р - номінальний робочий тиск рідини в гідроциліндрі, р = 8...8,5 МПа, _гц – к.к.д гідроциліндра, _гц = 0,95.

Робочий діаметр гідроциліндра

мм (3.33)

Трубу корпуса гідроциліндра розраховуємо на нормальні напруження від внутрішнього тиску, що діють в коловому напрямку

(3.34)

де р_тax - максимальний тиск, який може виникнути в гідросистемі в момент спрацювання запобіжного клапана (як правило, клапани регулюють на тиск р_тах = 12...13 МПа); h - товщина стінки гідроциліндра, h = 12...25 мм.

Таким чином, міцність гільзи гідроциліндра забезпечена. Напруженнями, що виникають у радіальному напрямі, нехтуємо через їх незначний вплив.

Під час роботи шток гідроциліндра зазнає напруження розтягу

(3.35)

де F₁ - площа найменшого перерізу штока, мм²; [_р] - допустиме напруження стискання, [_р] = 150...150 МПа.

Таким чином, міцність штока гідроциліндра забезпечена.

Розраховуємо конструктивні параметри шарнірів стріли порталу, вушок, пальців або осей кріплення гідроциліндрів за такою методикою. Згинаючий момент, що діє на пальці або осі, у випадку спирання на два вушка

Нмм (3.36)

де Q_п - поперечне згінне зусилля, що діє на палець або вісь, Н. Приймається Q_п = Q_pmax; l - відстань між вушками, мм (вибирається, виходячи з конструктивних міркувань. Приймаємо рівним габаритній ширині базового автомобіля.

Необхідний момент опору поперечного перерізу пальця або осі

мм³ (3.37)

де К - коефіцієнт запасу міцності; К = 3...5; [_зг] - допустиме напруження на згин для матеріалу пальця або осі (сталь 35, 45), [_зг] =120…150 МПа.

Діаметр пальця або осі

мм (3.38)

Для розрахунку вушок використовуємо значення згинаючого моменту M_n і визначаємо момент опору перерізу вушок

мм³ (3.39)

де [_зг] - допустиме напруження на згин для матеріалу вушок, [_зг] = 85 МПа.

Вважаючи, що переріз вушок має прямокутну форму, висоту його перерізу, при вибраній товщині матеріалу  (мм), визначаємо за формулою

мм (3.40)

Після цього перевіряємо вушко на зріз

= 70…80 МПа (3.41)

де [_зр] - допустиме напруження на зріз. Матеріал вушка сталь 36, 45.

Таким чином, міцність вушка (опори кріплення стріли порталу) забезпечена.

Головку штока або кульові опори корпуса гідроциліндра та штока перевіряємо на зминання по діаметральній площині. Якщо головка штока виконана у вигляді вушка, то

= 240 МПа (3.42)

де d_г - діаметр отвору в головці штока, mm; c - товщина головки штока, mm; [_зм] - допустиме напруження зминання, МПа.

Таким чином, міцність кульових опор корпуса гідроциліндра та штока забезпечені.

Для головки або основи сферичної конфігурації

= 240 МПа (3.43)

де d_с - діаметр сфери головки, мм.

Оптимальний переріз стріли порталу визначаємо в такій послідовності. Момент опору зминаючим навантаженням в найнебезпечнішому перерізі

мм³ (3.44)

де М_згmax - максимальне значення згинаючого моменту

Нмм (3.45)

[_зг] - допустиме напруження згину для вибраного матеріалу стріли порталу, [_зг] =150...180 МПа.

Задаючись круглою формою перерізу стріли порталу, підбираємо розміри, так щоб момент опору перерізу був близьким до необхідного, а саме

мм³ (3.46)

де D, d - зовнішній та внутрішній діаметри перерізу стріли порталу, мм.

Тоді максимальне значення напруження згину для вибраного матеріалу стріли порталу складає:

[_зг] (3.47)

Таким чином, міцність стріли порталу забезпечена.

Конструктивні параметри перерізу перекладини порталу визначаємо за аналогічною методикою, виходячи з максимального згинаючого моменту

Нм (3.48)

де l_n - відстань між стрілами порталу в поперечному напрямі, мм.

Задаючись круглою формою перерізу перекладини порталу, визначаємо момент опору перерізу, а саме

мм³ (3.49)

Тоді максимальне значення напруження згину для вибраного матеріалу перекладини порталу складає:

[_зг] =150...180 МПа. (3.50)

Таким чином, міцність перекладини порталу забезпечена.

3.4. Розрахунок основних параметрів автомобілів-самонавантажувачів з консольним краном проводиться згідно з відповідним розділом методичних вказівок до практичних занять 6 [І]. За результатами розрахунків і вхідними даними необхідно зобразити в масштабі компонувальну схему автомобіля-самонавантажувача, приклад якої показаний на рис.15 [1].

Вхідні дані для розрахунків вибирають залежно від варіанту за таблицею 7 [1].