CC BY
32
УДК 621.86.078.62
К ПРОЕКТИРОВАНИЮ НЕСУЩЕЙ КОНСТРУКЦИИ ПОРТАЛЬНОГО САМОПОГРУЗЧИКА
А.Н. Сиротенко, С.А. Партко, И. Д. Кукаркин
Рассмотрена конструкция автомобильного портального самопогрузчика грузоподъемностью 300 кг. Приведен нагрузочный расчет пространственной рамы и показаны его результаты для ее опасных сечений. Достоверность результатов проектировочных расчетов подтверждается расчетом стержневой модели рамы в CAD/CAE APM WinMachine методом конечных элементов. Исходя из заданного критерия работоспособности подобран рациональный профиль трубы рамы и определены параметры его сечения. Проработана компоновка портального погрузчика для размещения на грузовой платформе автомобиля ГАЗели NEXT.
Ключевые слова: портальный самопогрузчик, стержневая модель, опасное сечение нагрузочный расчет, силовая конструкция, прочность.
Введение. Разгрузочно-погрузочные работы неизменно связаны с применением различных грузоподъемных устройств. Эти устройства используются не только в складском хозяйстве, но и активно интегрируются в конструкции грузовых автомобилей в виде механизированных самопогрузчиков. К устройству автомобильного самопогрузчика предъявляются особые требования: минимальные массово-габаритные характеристики; монтаж без изменения несущих конструкций автомобиля и запитка от его и энергетических источников. Устройство должно занимать, как можно меньше «полезного объема» в грузовой платформе и обеспечивать возможность кантования грузов в ней. Это обусловило наличие большого количества конструктивных решений (рис. 1) и особый подход к обеспечению прочности конструкции при минимизации габаритов и сохранении заданной грузоподъемности [1-4].
Существует насколько наиболее распространённых самопогрузчиков (рис. 1). Консольные самопогрузчики (рис.1, а), как правило, представляют собой уже готовую конструкцию, под конкретную грузоподъемность, с хорошей возможностью по кантованию грузов, как внутри грузовой платформы, так и за ней. Однако монтаж за кабиной автомобиля требует значительного пространства, что сокращает «полезный объем» грузовой платформы. Наиболее компактным решением является «грузоподъемный борт» (рис.1, б), но в этом случае механизирована только операция подъема и опускания грузов, без кантования в грузовой платформе. По сравнению с «грузоподъемным бортом», портальный самопогрузчик (рис.1, б) менее компактен, но более грузоподъёмен. По сравнению с консольным самопогрузчиком, портальный не так удобен для кантования грузов и имеет гораздо меньший ассортимент готовых решений. Конструктивно портал силовой рамы копирует периметр грузовой платформы, что допускает монтаж внутри грузовой платформы, без значительного уменьшения ее «полезного объема» и без вмешательства в конструкцию автомобиля. Внешний вид и конструкция рамы гидрофицированного портального самопогрузчика показана на рис. 1.
б) в)
Рис. 1. Самопогрузчики автомобилей малотоннажного класса: а - консольный; б - с «грузоподъемным бортом»; в - портальный
Целью работы является минимизация массово-габаритных характеристик несущей конструкции портального самопогрузчика с сохранением заданной прочности и грузоподъемности. Для этого необходимо не только применить корректный способ прочностного расчета, но и проверить его достоверность с помощью инженерно-расчетного САПР.
В отличие от несущих конструкций технологического оборудования с длительным рабочим циклом, на работоспособность которых оказывает значительное влияние динамические факторы нагрузки [5,6] колебания в частях привода системы [7], для устройств механизации грузоподъемных работ основным критерием является статическая прочность и устойчивость [1,3,4]. Преимущества гидравлического привода [8,9], по сравнению с пневматическим [9-11] и механическим [12], обеспечили его активное применение в качестве силового в различных типах подъемников. Для прочностного расчета конструкций давно и успешно используются различные САПР [12-14]. Для автоматизации проектирования необходимо не только грамотно настроить инженерно-расчетный модуль САПР, но и выполнить ряд условий: корректно создать модель; задать геометрические условия; задать нагрузки в конструкции. Если деталь малогабаритна, то проектирование и создание опытных образцов, корректирование конструкции использованием CAE оправдано, однако при проектировании единичной и мелкосерийной продукции, габаритных конструкций, такой подход часто оказывается неприемлемым, ни по срокам, ни по стоимости. В таких условиях даже опытный образец уже должен соответствовать требуемым критериям работоспособности и быть товаропригодным. В этом случае в основе проектирования конструкции лежит «ручной» расчет, который проверяется и корректируется с использованием расчетных CAD/CAE [12-14].
Особенностью нагружения портальной рамы является то, что ее элементы преимущественно испытывают напряжения изгиба и кручения. Рама представленного на рис. 2 портального самопогрузчика - пространственная, что требует специализированного подхода к ее проектированию. В основе конструкции рамы будем рассматривать стальной сортамент стандартных сечений, альтернативой которому можно предложить профиль из композиционных материалов [15], но ввиду сложности прочностного расчета и дороговизны он не рассматривался.
Основная часть. Представим раму в виде стержневой модели, элементы которой жестко или шарнирно соединены между собой и нагружены каждый в своей плоскости. Геометрические параметры модели представлены на рис. 3, а, максимальная приведенная грузоподъемность рамы -315 кг, усилие на каждом штоке гидроцилиндра - 19800 Н.
размещение на малотоннажном автомобиле
В виду того, что рама симметрична, проводился прочностной расчет только ее левой части (половины). Внешняя нагрузка при этом тоже половинная. Обозначим неизвестные силовые факторы, как Х1 и Х2. Продольной силой пренебрегаем. Цифрами (1,2,3,4) обозначим стержни рамы, а буквами - их узловые соединения и введем для каждого локальную систему координат (рис. 3, б).
Значения изгибающих моментов, действующих в крайних точках стержней (рис. 2, б, в), сведены в табл. 1 для каждого стержня. Также в табл. 1 приведены следующие данные: изгибающие моменты по осям систем (Мх, Му, М2); крутящий момент вдоль стержня М^; составляющие сил внешней нагрузки (/х, /у); составляющие сил воздействия штока гидроци-
линдра (Рх, Pz); плечи сил (xi, x2, x3, x4, l2, l3). Стержневая модель, представленная на рис. 3, создана в CAD/CAE APM WinMachine [16]. Модель будет рассчитываться методом конечных элементов, для подтверждения корректности теоретических изысканий. Далее по тексту результаты расчетов в САПР представляются в виде эпюр моментов.
Рис. 3. Расчетная схема «рабочего положения» портального
самоподъемника
Таблица 1
Геометрические и силовые расчетные параметры_
Параметры Элементы конструкции
Стержень 1 Стержень 2 Стержень 3 Стержень 4
Изгибающие, крутящие моменты, плечи сил F му = 2' xi; 0 < x1 < 750мм М z = 0; М k = 0 a = 162°- 90° = 72°; • fy sin a = ——; 0,5F fx 0,5F F fx = — cosa x 2 Мy = fx ■ 750; Mz = fy ■ xi; 0 < x2 < 2050мм; M z = 0; Mk = fy ■ 750 l2z = h • sin a; Pz = P • sin 25°; Px = P • sin 25°; My = 0; Mz = F2(l2 z + x3) + + Pz • x3 0 < x3 < 650мм; mk = F • ii М y = F • li; Mz = y(l2z + l3) + + Pz • l3 - Px • x4 0 < x4 < 520мм; М k = 0
После определения крайних точках стержней по зависимостям, представленным в таблице, определим моменты от действий единичных сил Х1 и Х2. Результаты представлены в табл. 2.
Таблица 2
Моменты от действия единичных сил
Параметры Элементы конструкции
Стержень 1 (система 1) Стержень 2 (система 2) Стержень 3 (система 3) Стержень 4 (система 4)
Моменты от единичных сил Х1 и Х2 М y (Х1) = 1; М z (Х1) = 0; М k (Х1) = 0; М y (Х 2) = 0; М z (Х 2) = -1; М k (Х 2) = 0; Му (Х1) = 1 • cosa; М z (Х1) = 0; Мk (Х1) = 1 • sin a; Му (Х2) = 1 • sin a; М z (Х 2) = 0; Мk (Х 2) = -1 • cosa; М y (Х1) = 0; М z (Х1) = 0; Мk (Х1) = 1; М y (Х 2) = 1; М z (Х 2) = 0; Мk (Х 2) = 0; М y (Х1) = 1; М z (Х1) = 0; М k (Х1) = 0; М y (Х 2) = 0; М z (Х 2) = 0; М k (Х 2) = -1;
Строим эпюры изгибающих М и крутящих К моментов от внешних F/2 (рис. 4, а, б), единичных Х1 (рис. 4, в, г) и Х2 (рис. 4, д, е) сил. Для проверки достоверности расчетов эпюры строились с применением CAD/CAE APM WinMachine.
Запишем канонические уравнения метода сил:
Эп Xx + Эп Xx +A1f/2 = 0; (1)
Э 21X1 + Э 22 X 2 +A2 р/2 = 0 (2)
Принимая допущение, что жесткость на изгиб всех стержней рамы постоянна, найдем деформации:
(3)
EJ GJp
Э kF = Г ^k^Fdx + f ^klFdx , (4)
J EJ J GJ p
где Е - модуль Юнга для стали 45, E=200000 (Н/мм2); J - момент инерции оси для квадратного сечения J=1353390,90 (мм4); Jp - полярный момент инерции, Jp=2706781,80 (мм4); G - модуль сдвига,
G =—E— = 200000 = 7692308(Н/мл?), где и=0,3 - коэффициент Пуас-2(1 + и) 2(1 + 0,3) v У ^ J
сона.
Построив эпюры единичных моментов и определив их площади и ординаты, перемножаем их по правилу Верещагина и находим коэффициенты уравнений (1) и (2) по общей формуле (5):
1 n 1 n
Э = — Z(W • hi)z(w • hi) , (5)
EJ i=1 GJ p i=1
где - площадь i-й эпюры; hi - ордината i-й эпюры;
68
моментов: а - изгибающего момента от внешней силы Г/2; б - крутящего момента от внешней силы Г/2; в - изгибающего момента от единичной силы Х1; г - крутящего момента от единичной силы Х1; д - изгибающего момента от единичной силы Х2; е - крутящего момента от единичной силы Х2
Получились следующие значения коэффициентов уравнений (1) и
(2):
311 = 1,74 -10-8( мм);
312 = -6,677 -10 10( мм);
Э22 = 1,546 -10-8( мм); д^/2 = 0,019( мм);
Д 2Р/2 =-7,885 -10-4( мм). 69
Находим единичные силы XI и Х2:
Х2 = (Э21 /2 -Э11 -Л2Р/2)/(Э11 -Э22 21 -812) = = (-6,677 • 10"10 • 0,019 -1,74 • 10-8 • (-7,885-10-4))/ /(1,74•Ю-8 • 1,546•Ю-8 -(-6,677• 10-10)• (-6,677• 10-10)) = 3960,113(Нмм);
х 1 = (-Э12 • X2 -Л1р/2)/Э11 = = (-6,677 • 10-10 • 3960,113-0,019)/(1,74•Ю-8) = -1089110,57(Нмм).
Строим окончательную эпюру изгибающих моментов (рис. 5), причем направляем момент от силы XI в противоположном направлении, для этого; перемножим все ординаты единичной эпюры МХ1 на Х1=1089110,5701Нмм, а эпюры КХ1 - на Х1=1089110,5701Нмм; складываем эпюры МХ1 с Ыр/2 и КХ1 с Кр/2 соответственно. Изгибающим моментом от силы Х2 пренебрегаем ввиду незначительности значения относительно изгибающего момента Х1.
28491,1584 и 92139,4299
Рис. 5. Окончательная эпюра изгибающих (М) и крутящих (К) моментов, действующих на раму портального самоподъемника
Найдем приведенные моменты для крайних точек стержней модели (рис.5):
M В = V 92139,432 + 28491,162 + 87582,442 = 130277,03(Нмм);
пр
пр
пр
D пр
MА = V-1089110,572 + 02 = 1089110,57(Нмм);
M Ср = V28491,162 + 3070723,72 + 87582,442 = 3072104,57( Нмм);
M D = V92139,432 + 9557827,0132 + 92139,432 = 9558715,21(Нмм);
M Пр = V92139,432 +184867,992 + 02 = 206557,13( Нмм) Заключение и выводы. Исходя из максимального значения приведенного момента (MПР = 9558715,21 Нмм ) и заданного коэффициента запаса прочности S=2, для материала рамы портального самопогрузчика был определен наиболее простой и рациональный сортамент - квадратная труба 80x6 ГОСТ 25577-83. Действительный коэффициент запаса прочности при этом изменится незначительно и составил S=1,8.
Достоверность проведенных теоретических расчетов подтверждается расчетом стержневой модели рамы методом МКЭ в CAD/CAE APM WinMachine.
Список литературы
1. Клюшин, Ю. Ф. Транспортные и погрузочно-разгрузочные средства: учебник для студ. учреждений высш. проф. образования / [Ю.Ф. Клюшин, И. И. Павлов, В. С. Рекошев и др.; под ред. Ю. Ф. Клюшина. 2-е изд., стер. М.: Издательский центр «Академия», 2014. 336 с.
2. Осыкина Е.В., Войнаш С.А., Жарикова Т.А., Войнаш A.C. К вопросу погрузки затаренных грузов стрелой автотрактора // Проблемы социального и научно-технического развития в современном мире: Материалы XV Всероссийской научной конференции студентов, аспирантов и молодых ученых. Рубцовск: Рубцовский индустриальный институт, 2013. С. 137-139.
3. Боровков А.С., Партко С. А. Влияние типа сортамента на прочность и устойчивость несущей конструкции подъемника // Молодой исследователь Дона, 2018. № 2 (11). С. 16-20.
4. Партко С.А., Сиротенко А.Н., Боровков А.С., Войнаш С.А. Проверка адекватности математической модели силового расчета ножничного подъемного механизма // Известия Тульского государственного университета. Технические науки, 2019. Вып. 2. С. 396401.
5. Грошев Л.М., Партко С.А., Сиротенко А.Н. Применение методов математического моделирования при исследовании динамики корпусов мобильных сельскохозяйственных машин // Научное обозрение, 2016. № 23. С. 92-95.
6. Петров А.М., Сизов В.П. Динамическое поведение анизотропных многослойных цилиндрических конструкций // Известия РАН. Механика твердого тела, 2000. № 3. С. 34-39.
7. Грошев Л.М., Партко С.А., Сиротенко А.Н. Влияние продольно-угловых колебаний молотилки зерноуборочного комбайна на плавность хода жатки // Вестник Донского государственного технического университета, 2017. Т. 17. № 2 (89). С. 131-135.
8. Сидоренко В.С., Полешкин М.С., Грищенко В.И. Элементы и системы гидрофицированного технологического оборудования: учебное пособие. Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ, 2012. 172 с.
9. Наземцев А.С. Гидравлические и пневматические приводы. Ч. 2. Гидравлические приводы и системы. Основы: учеб. пособие / А.С. Наземцев, Д.Е. Рыбальченко. М.: ФОРУМ, 2007. 304 с.
10. Сиротенко А.Н., Партко С.А., Саед Бакир Аля. Зависимость энергоскоростных характеристик пневмопривода от начальных параметров дополнительного объема, при торможении противодавлением // Вестник Донского гос. техн. ун-та., 2017. Т 17, № 4 (91). С. 69-76. Б01: МрБ:// doi.org/10.23947/1992-5980-2017-17-4-69-76.
11. Пашков Е.В., Осинский Ю.А., Четверкин А.А. Электропневмоавтоматика в производственных процессах: учебное пособие. Севастополь: Издательство СевНТУ, 2003. 496 с.
12. Антибас И.Р., Сиротенко А.Н. Конструирование цилиндрических зубчатых передач в отечественных САО/САЕ АРМ ШтМасЫпе и КОМПАС 3-Б // Инновационные технологии науке и образовании. ИТНО-2014: сб. науч. тр. науч. метод. конф. / ГНУ СКНИИМЭСХ Россельхозака-демии. Ростов н/Д; Зерноград, 2014. С. 156-159.
13. Кукаркин И. Д., Тимолянов К. А. Создание и прочностной расчет конструкции крепления солнечного модуля ФСМ 200П в системе КОМПАС 3Б // Молодой исследователь Дона, 2016. № 3. С. 70-76.
14. Дьяченко А.Г., Савостина Т.П. Методологические особенности использования параметризации в «КОМПАС-3Б» при проектировании элементов зубчатых передач // Инновационные технологии науке и образовании. ИТНО-2016: сб. науч. тр. науч. метод. конф., посвящ. проблемам импортозамещения в АПК РФУ/СКНИИМЭСХ Россельхозакадемии. Ростов н/Д; Зерноград, 2016. С. 501-505.
15. Антибас И.Р., Дьяченко А.Г. Определение характеристик компонентов композитных материалов, предназначенных для производства деталей сельскохозяйственной техники // Вестник Дон. гос. техн. ун-та. 2017. Т. 17, № 3 (90). С. 60-69. Б01: https://doi.org/10.23947/1992-5980-2017-17-3-60-69.
16. Замрий А.А. Практический учебный курс. САО/САЕ система АРМ ШтМасЫпе: учебно-методическое пособие. М: Издательство АПМ, 2007. 144 с.
Сиротенко Андрей Николаевич, канд. техн. наук, доцент, andsirotenko@yandex.т, Россия, Ростов-на-Дону, Донской государственный технический университет,
Партко Светлана Анатольевна, канд. техн. наук, доцент, _parlanaaramhler.ru, Россия, Ростов-на-Дону, Донской государственный технический университет,
Кукаркин Илья Дмитриевич, магистрант, ilya.kukarkinayandex.ru, Россия, Ростов-на-Дону, Донской государственный технический университет
TO THE DESIGN OF THE SUPPORTING STRUCTURE PORTAL LOADER A.N. Sirotenkо, S.A. Partko, I.D. Kukarkin
The design of an automobile portal loader with a load capacity of 300 kg is considered. The load calculation of the load-hearing frame is given. Loads in dangerous sections of the frame are shown. The reliability of the results of design calculations is confirmed hy the calculation of the rod frame model in CAD/CAE APM WinMachine hy the finite element method. In view the specific criteria of efficiency, rational picked up the pipe profile of the frame and the parameters section. The layout of the portal loader in the cargo platform of the GAZelle NEXT car is presented.
Key words: portal loader, rod model, dangerous section load calculation, power structure, strength.
Sirotenko Andrey Nikolaevich, candidate of technical sciences, docent, andsiroten-koayandex.ru, Russia, Rostov-on-Don, Don state technical university,
Partko Svetlana Anatolyevna, candidate of technical sciences, docent, parlanaa ramhler. ru, Russia, Rostov-on-Don, Don state technical university,
Kukarkin Ilya Dmitrievich, undergraduate, ilya. kukarkinayandex. ru, Russia, Rostov-on-Don, Don state technical university
УДК 621.867.21
ИССЛЕДОВАНИЕ НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ СТЫКА КОНВЕЙЕРНОЙ ЛЕНТЫ
А. А. Шубин, В. А. Раевский, М.В. Донченко
В работе проводится исследование напряженного состояния стыка конвейерной ленты. Создана трехмерная модель стыка конвейерной ленты, позволившая оценить характеристики стыка под воздействием нагрузок, имитирующих работу конвейера. В узле соединения концов конвейерной ленты определены критические места, в которых может происходить разрушение соединения. Предлагается изменение геометрических параметров разделки концов ленты в процессе их соединения. Приведен сравнительный анализ напряженного состояния в зависимости от параметров ступенчатой разделки. Предложена схема разделки концов конвейерных лент, позволяющая снизить напряжения в критических местах соединения.
Ключевые слова: напряженное состояние, стык ленты, вулканизация, схема разделки стыка ленты.
Среди широкого спектра машин для транспортировки насыпных грузов наибольшее распространение получили ленточные конвейеры, в которых тяговым и грузонесущим элементом является бесконечная лента. Их основным преимуществом являются: высокая производительность,
73
