Наиболее эффективным в сельскохозяйственном производстве является применение универсальных погрузчиков, занятость которых возможна на различных работах и в различных отраслях: животноводстве; растениеводстве, мелиоративном строительстве; подсобных работах и пр. Отсюда следует, что номенклатура перерабатываемых грузов для универсальных погрузчиков весьма разнообразна (грузы различаются как массой, так и габаритами).

К основным направлениям совершенствования универсальных сельскохозяйственных погрузчиков относятся повышение производительности погрузочного агрегата и снижение энергопотребления (рис.1).

Рис. 1. Направления совершенствования погрузочных агрегатов и варианты реализации достигаемой цели.

         Большинство сельскохозяйственных погрузчиков являются гидрофицированными машинами циклического действия, и время погрузочно-разгрузочных операций для них складывается из нескольких составляющих:

t_оп = t_зах + t_пер + t_поз + t_осв + t_хп + t_опер,

где    t_зах – время захвата (закрепления) груза;

t_пер – время полезного перемещения груза в заданную точку;

t_поз – время позиционирования, включающее ожидание затухания свободных колебаний груза на подвесе;

t_осв – время освобождения груза от рабочего органа (захвата, крюка);

                t_хп  – время холостого перемещения рабочего органа для последующей операции (перевод погрузчика в рабочее или транспортное положение);

t_опер – время ошибок оператора и запаздывание его реакции.

Сменная производительность погрузчика циклического действия, занятого на переработке различных грузов, предлагается определять как:

где    G_i – масса груза на i-ой операции;

n – число операций погрузки – разгрузки за смену;

t_опi – время i-ой операции;

t_пр – суммарное время простоев погрузчика за смену.

Повышения производительности погрузочного агрегата можно добиться несколькими способами, при этом практически все они направлены на уменьшение времени погрузочно-разгрузочной операции (табл. 1).

Одной из не менее актуальных задач совершенствования сельскохозяйственных погрузочных агрегатов является снижение их энергопотребления. Решений этой проблемы может быть огромное множество и приведенные на рис. 1 только лишь небольшая их часть.

Таблица 1.

Варианты повышения производительности погрузочного агрегата

^*Проведенные теоретические и экспериментальные исследования навесного погрузчика НПМ-0,8 с упругодемпфирующими элементами в исполнительных гидроцилиндрах показали, что время операции снижается на 0,8…1,2 с за счет уменьшения колебаний груза, подвешенного на крюке.

Наиболее реализуемый способ снижения энергопотребления – это уменьшение динамических воздействий на энергетическую установку. Он может быть достигнут введением упругодемпфирующих элементов (УДЭ) в гидропривод погрузчика или в систему устройств преобразования энергии (двигатель – насос, насос – гидроцилиндр). Например, введение УДЭ в силовые цилиндры погрузочного манипулятора грузоподъемностью 0,8 т позволило снизить энергозатраты на 7…12% за счет снижения пиковых забросов давления в гидросистеме на переходных режимах и, соответственно, снижения динамического воздействия на гидронасос [1, 2].

Использование же в рабочем цикле рекуперированной энергии позволит экономить значительные энергоресурсы. Накопление энергии может производиться во время опускания груза, холостых перемещениях рабочего органа или же другим способом, например, при торможении всего агрегата.

Перечисленные направления совершенствования погрузочных сельскохозяйственных машин и агрегатов не дадут большого эффекта при отдельном применении какого – либо из вариантов, только решение комплексной задачи с выявлением наиболее эффективных и в то же время не дорогих комбинаций, перечисленных выше,  как и других способов совершенствования могут привести к желаемому результату.

Литература

1. Несмиянов И.А., Лапынин Ю.Г. Улучшение динамических характеристик гидропривода погрузчика.// Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2001. №6. С.36-37.
2. Несмиянов И.А., Хавронин В.П. Эластичный привод гидронасоса как способ снижения энергопотребления гидромашин.// Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2007. №6. С.45-46.

Для решения упомянутых задач используются различные методы. Рассмотрим два, на наш взгляд наиболее рациональные:

1. Введение упругодемпфирующих связей в кинематические звенья, непосредственно связанные с валом энергетической установки;
2. Повышение плавности включения исполнительного привода, наряду с исключением действия паразитных сил при холостой работе машины.

Наличие упругодемпфирующих связей в приводе  гидрофицированной машины позволяет снизить динамические нагрузки на энергетическую установку, при этом наличие упругодемпфирующей связи в механической части незначительно сказывается на жесткость самого привода.

Теоретические и экспериментальные исследования эластичного привода гидронасоса (ЭПГ) исполнительного рычажного механизма (наиболее распространённого исполнительного гидропривода сельскохозяйственных машин) показывают снижение динамичности в 1,2 – 1,4 раза.

Рассмотренный способ снижения динамической нагруженности привода с использованием ЭПГ показал эффективность для приводов циклического действия, с использованием звеньев возвратно-поступательного движения, на рис.1 представлены сравнительные диаграммы мгновенной потребляемой мощности при различных жесткостях привода вала насоса. Как видно из диаграмм, при неустановившихся режимах работы мгновенная потребляемая мощность энергетической установки, а следовательно и среднее значение затрачиваемой на привод энергии меньше [1].

 Рисунок.1. – Диаграмма потребляемой мгновенной мощности за цикл операции.

  ___ обычный привод гидронасоса;

- – -  эластичный привод гидронасоса (жесткость муфты 55 Н∙м/рад).

Повышение экономичности реверсивных гидроприводов вращательного действия наряду с улучшением динамических характеристик возможно при рациональном выборе кинематических параметров привода.

С целью повышения плавности включения реверсивного насоса-мотора и исключения затрат энергии на привод насоса в холостом режиме предлагается гидромеханический привод плавного включения, который позволяет отключать привод гидронасоса в момент холостого хода на протяжении всего технологического цикла, а на ряду с плавностью включения гидронасоса позволяет в конечном счёте экономить затраты энергии.

Работа привода (рис.2) осуществляется следующим образом. В нейтральном положении энергетическая установка 1 работает в холостом режиме, затрачивая энергию только на трение в подшипниках планетарного редуктора, при. этом вращение от двигателя 1 через муфту 2 передается на солнечную шестерню 3 и через сателлит 4 на коронное колесо 5 и далее на зубчатое колесо (ЗК) 6 и барабан 7, одновременно вращается водило 8 с ЗК 9 и барабаном 10, причем вращение коронного колеса 5 и водила 8, а соответственно и ЗК 6 и ЗК 9 происходит в противоположных направлениях. Реверсивность привода осуществляется за счет зацепления ЗК 6 и 13 или 9 и 14. Колеса 13 и 14 размещены на одной каретке 12, затормаживание барабанов 7 или 10 дифференциальной передачи осуществляется фрикционным диском 15, посаженным на ступицу 16 и управляемым рычагами 17 и 18. Рычаг 18 может фиксироваться зацепами 19. Каретка 12 в свою очередь посредством шлицевого соединения передает вращение валу 11 насоса 20. В положении, изображенном на рис.2 вал насоса стоит на месте – холостой режим.

Рисунок 2 – Схема реверсивного механизма плавного включения насоса

Так как привод является реверсивным, то передача вращения может осуществляться по двум вариантам:

1)    От солнечной шестерни 1 к зубчатому колесу 5 при остановленном водиле Н, т.е.

 (1)

2)    От солнечной шестерни 1 к зубчатому колесу 7 при остановленном коронном колесе 3, т.е.

                             (2)

Учитывая, что при любом направлении вращения выходного вала привода частота вращения вала насоса должна быть одинаковой по модулю , то приравняв левые части выражений (1) и (2), получим:

или                                                               (3) 

По данной схеме планетарного механизма колеса 2 и 3 образуют внутреннее зацепление, а значит всегда z₃>z₁, и соответственно

                                              (4)

Для обеспечения реверсивности привода данной схемы необходимо чтобы i₄₅<0 и i₆₇<0, а для выполнения условия соосности колес 5 и 7 должно выполняться условие:

z₄+z₅ = z₆+z₇                                   (5)

Задавшись передаточным отношением планетарной передачи  и совместно решая выражения (3) и (5) при соблюдении условия (4), можно определить число зубьев конечной передачи z₄+z₅ или z₆+z_7. На первый взгляд эта задача кажется элементарной, но даже ограничив минимальное количество зубьев колес до 17 и задав предел максимального числа зубьев колес 300 было получено 473 варианта при расчетах на ЭВМ в специально составленной программе. При этом удовлетворяло требуемому диапазону передаточных отношений привода i=1…10 всего 91 результат, на каждое полученное значение передаточного отношения приходится в среднем по 13 вариантов различных сочетаний чисел зубьев колес привода.

Общий к.п.д. механического привода:

а) при передаче вращения через коронное колесо

                                           (6)

б) при передаче вращения через водило

                                            (7)

где, - к.п.д. муфты;

- к.п.д. пары подшипников качения;

- к.п.д. зубчатого зацепления;

n – число пар подшипников качения;

k – число зубчатых зацеплений в цепи передачи вращения.

Как видно из выражений (6) и (7) различия в к.п.д. механической части привода при различных направлениях передачи вращения (для осуществления реверсивности привода) отличаются ненамного, и составляет 0,01…0,008.

Из уравнения энергетического баланса работа, затрачиваемая на привод конечного исполнительного звена Адв в общем виде:

                                                (8)

где Апс – работа сил полезного сопротивления;

Асопр – работа сил трения и других паразитных сопротивлений;

Аин – работа сил инерции.

С другой стороны, Асопр=Атр+Апн , где  Атр – работа, затрачиваемая на трение в кинематических парах,  Апн – работа, затрачиваемая при холостой работе гидропривода на привод насоса и дросселирование рабочей жидкости через местные сопротивления магистралей и гидроагрегатов, например, редукционных клапанов.

Так как предлагаемая схема привода гидронасоса исключает привод вала насоса в момент простоя исполнительного гидропривода, то суммарная работа Адв  во время простоя исполнительного гидропривода будет меньше на ΔА=Апн.

Все выше изложенное позволяет сделать вывод, что привод плавного включения гидравлического насоса в гидрофицированных машинах позволит снизить затраты энергии, в частности, потребляемой мощности (рис.3).

Рис.3 Сравнительная диаграмма мгновенной потребляемой мощности энергетической установкой при различных вида привода вала гидронасоса.

Литература

1.     Несмиянов И.А., Хавронин В.П. Эластичный привод гидронасоса как способ снижения энергопотребления гидромашин./ Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2007. №6. С.45-46.

Угол поворота колонны зависит как от линейных размеров рычагов, так и от параметров исполнительных гидроцилиндров.

Рисунок 1. Пузырьковая диаграмма распределения коэффициента удлинения цилиндров от количества анализируемых изделий.

Проанализировав номенклатуру гидроцилиндров, применяемых в сельскохозяйственном машиностроении, выявлено следующее: коэффициент удлинения (отношение хода штока к межосевому расстоянию) k=S/L колеблется от 0,2 до 0,8, причём наиболее часто используемые цилиндры имеют k=0,4…0,6 (рис.1 и 2).

Рисунок 2. Распределения гидроцилиндров по коэффициенту удлинения.

Рисунок 3. Блок-схема программы подбора рациональных параметров гидроцилиндров механизма поворота.

Подбор наиболее рациональных параметров гидроцилиндра поворота колонны проводился на ЭВМ, блок-схема алгоритма выбора гидроцилиндра из базы данных типоразмеров приведена на рис. 3.

В качестве конкретного примера с учётом минимизации размеров механизма поворота выбираем гидроцилиндры с межосевым расстоянием менее 600 мм, например гидроцилиндр ЦГ-50.30х320.22 с межосевым расстояниеь L – 522 мм и ходом штока S, – 320 мм. Тогда коэффициент удлинения гидроцилиндра k=0,613, L_min=522 мм, L_max= 842 мм.

Оптимальные геометрические параметры (h, l₁, φ_min, φ_max) будем определять из уравнений проекции векторного контура с учётом углов давления [υ]≤60⁰ [2].

Составим уравнение векторного контура для одного гидроцилиндра (для второго контура задача будет решаться аналогично):

                                                (1)

Согласно рис. 4 уравнения проекций векторного контура

,                                         (2)

                                   (3)

Рисунок 4 –К определению уравнения векторного контура.

Разделив выражение (3) на (2), получим

.                                       (4)

Зададимся предельным углом давления [u], который в рычажных механизмах не должен превышать 60°. Найдя его взаимосвязь с j₁ (рис. 4), окончательно получим

.                                 (5)

Из выражения (5) определим j_1min и j_1max. Зная пределы изменения угла j₁, найдём множество координат точки М, получив угол поворота колонны со стрелой при заданном предельном угле давления в шарнирах [u].

Рассмотрим частный случай положения механизма поворота, когда угол φ₁=0. В этом случае будем считать, что l₂=L+S/2, тогда по теореме синусов при β=π/2-φ2 (рис.5)

                         (6)

Рисунок 5 – К определению зависимостей h и l₁ от углов поворота звеньев.

Из выражения (6) при Sin(π/2)=1 и L+S/2=686 мм следует

                                  (7).

Тогда при φ₁=0 h=682·Sin(φ₂) и l₁=682·Cos(φ₂), где 30⁰< φ₂<60⁰, так как γ= φ₂=π/2-[υ].

На рис. 6 представлен график изменения h и l₁ от φ₂, на основании которого принимаем значения h и l₁, удовлетворяющие допускаемым углам давления. Перед тем как принять по графику (рис.6) значения h и l₁, определим, занимает ли механизм поворота особые положения, геометрически вырождающие механизм.

Неассуровая структурная группа –кинематическая цепь с ненулевым числом независимых входов, равных числу степеней подвижности. Такие группы используют в исполнительных механизмах подъемно-транспортных и строительно-дорожных машинах, роботах и манипуляторах. Для нахождения особых положения необходимо ввести дополнительные обобщенные координаты и составить функцию положения механизма, а затем найти якобиан для данного механизма. Признак особых положений – это равенство якобиана нулю. Из этого условия и находятся значения дополнительных обобщенных координат, соответствующих особым положениям.

Рисунок 6 – График изменения h и l₁ от φ₂

          Для механизма, представленного на рис.4 функциями положения будут выражения (2) и (3), тогда якобиан примет вид:

                         (8)

         Вырождение для особого положения:

                           (9)

Из выражения (9) видно, что особые положения наблюдаются при φ₁=0 и φ₂=0, или при φ₁=π/2 и φ₂= π/2. Для рассматриваемого механизма эти значения углы поворота звеньев не принимают.

Геометрический признак особых положений, это расположение шарнира М на оси шарниров ОО₁.

Принимаем h=602 мм, l₁=300 мм (немного уменьшенное значение). Для принятых значений используя выражения (2) и (3) определим зависимости изменений угла поворота рычага l₁ при изменении длины гидроцилиндра от l_2min=522 мм до l_2max=842 мм (рис.7).

Рисунок 7 – Зависимость угла поворота рычага поворотной колонны от одновременного удлинения цилиндров.

         Полученные зависимости  изменения угла  φ₁ нелинейны, в итоге получим нелинейные законы изменения  скоростей и ускорений.

Основные преимущества предлагаемой схемы привода поворотной стрелы погрузчика:

1. При зоне действия рабочего органа в горизонтальной плоскости 75^о, поворот стрелы дополнительным цилиндром расширяет зону до 150^о. Угол поворота стрелы естественно зависит от хода поршня цилиндра.
2. Поворот стрелы может происходить при угловой скорости, почти в два раза превышающую скорость одной из составных частей колонны, т.к. угловые скорости складываются. Асинхронной работой обоих цилиндров можно добиться более медленного поворота, а в нужный момент времени плавно останавливать стрелу.

Следует отметить, что наибольшие потери энергии в различных машинах приходятся на тепловые потери, поэтому задачу преобразования тепловых потерь в другие виды энергии (механическую, электрическую, гидравлическую) можно считать актуальной.

Как известно [1], огромное количество энергии в виде отводимого в атмосферу тепла теряется в двигателях внутреннего сгорания (ДВС), причём рабочая температура охлаждающей жидкости в ДВС находится в пределах 80⁰…95⁰С. Нагрев двигателя от температуры окружающей среды Т₁ (примем 20⁰С) происходит до рабочей (Т₂=90⁰С) за довольно короткий промежуток времени, при этом происходит тепловое расширение всех элементов двигателя. Если в рубашку охлаждения двигателя встроить легко расширяющиеся элементы, то они подвергнутся тепловому расширению. В качестве таких элементов примем сильфоны, заполненные жидкостью с высоким коэффициентом объёмного расширения β (рис.1), которые применяются в технике в качестве гидродвигателей при малых давлениях и перемещениях [2].

 Рисунок 1 – Геометрические параметры сильфона.

В качестве рабочего тела предлагается использовать аммиак. Задавшись параметрами сильфона и его начальным объемом V=9,425·10^-6 м³ на основании закона теплового расширения ΔV=β·V·ΔT  при заданном ΔТ=70⁰С удлинение сильфона составит h=0,0149 м≈ 15 мм.

Для преобразования поступательного движения штока сильфона в гидравлическую энергию и последующего её накопления предлагается схема устройства (рис.2) состоящего из непосредственно сильфона 1, днище которого крепится непосредственно к теплопроводящему элементу 2 корпуса ДВС, шток сильфона 3 соединён шарнирно с двуплечим рычагом 4, другой конец которого также шарнирно соединён с плунжером 5. Плунжер 5 находится в корпусе плунжерного насоса 6, на всасывающем трубопроводе которого установлен обратный клапан 7, а на нагнетательном обратный клапан 8. Всасывающая магистраль связана с баком 9, в котором находится гидравлическое масло, а напорная магистраль связана с пневмогидроаккумулятором (ПГА) 10 и запорным вентилем 11 [3].

Рисунок 2 – Схема устройства для преобразования энергии тепла в гидравлическую энергию.

 При нагреве ДВС до рабочей температуры шток сильфона 3 перемещаясь вправо посредством рычага 4 перемещает плунжер 5 влево, клапан 7 запирается и гидравлическое масло в полости насоса 6 через обратный клапан 8 при закрытом вентиле 11 поступает в гидравлическую полость ПГА 10. При остывании двигателя процесс перемещения механических частей происходит в обратной последовательности, но при этом в корпусе насоса 6 создаётся разряжение, клапан 8 запирается и через открывшийся обратный клапан 7 масло засасывается из бака 9 в полость насоса. При циклическом изменении температуры процессы повторяются, заряжая ПГА, запасённая в нём энергия жидкости в последующем, например, может использоваться для пневмогидравлического запуска двигателя.

На основании закона термодинамики  и при заданных Т₁ и Т₂ исходя из условия, что при начальной температуре давление в сильфоне равнялось атмосферному, т.е. 1 атм или 0,1 МПа, используя ранее полученные данные при построении зависимостей на рис.2. определим максимальное давление р₂, которое для принятых начальных условий составило 0,3 МПа. Далее определим максимальное развиваемое усилие на штоке сильфона F₁ и при соотношении длин плечей L₁/L₂=2 рычага 4 максимальное усилие на плунжер F₂ насоса 6           При диаметре плунжера d=10 мм развиваемое давление нагнетания плунжерного насоса может достигать 2,5 МПа при объёмной подаче за цикл нагрева сильфона до значения q=0,6 см³. Для повышения производительности предлагаемого устройства необходимо использовать несколько секций таких механизмов, например, при использовании 20 секций уже суммарная цикловая подача жидкости в ПГА составит Σq=12 см³, таким образом уже получим термогидравлическую рекуперативную систему.

Другим направлением совершенствования предложенной системы является оптимизация геометрических параметров как механической части системы, так и гидравлической, а создание возможности охлаждения сильфона с жидкостью после каждого цикла нагнетания позволит превратить предложенную систему в тепловой гидравлический насос по принципу теплового двигателя Стирлинга [4].

Подобная система может применяться не только в двигателях внутреннего сгорания, но и в гелиоустановках и различных стационарных нагревательных устройствах периодического действия.

Для повышения плавности движения штока исполнительного цилиндра гидравлического погрузочного манипулятора в момент включения гидросистемы и предотвращение перегрузки гидросистемы предлагается гидравлическая система (рис.1), которая содержит  бак 1, насос 2, предохранительный клапан 3, распределитель 4, фильтр 5. Полости исполнительного гидроцилиндра 6 подключены к распределителю 4 через двухсторонний дифференциальный гидрозамок 7, на входах которого в свою очередь установлены дроссели 8, 9 и обратные клапаны 10, 11.  [4].

  Рисунок 1 – Гидравлическая схема с дифференциальным гидрозамком

 Дифференциальный гидрозамок в данном случае выполняет не только роль запирания полостей гидроцилиндров с целью предотвращения самопроизвольного опускания груза, но и действуют как средство снижения динамических воздействий на звенья манипулятора. Последнее необходимо для того, чтобы снизить гидравлические удары при использовании электроуправляемых гидрораспределителей, ведь скорость перемещения золотников электрогидрораспределителей намного больше скорости ручного переключения золотников [5, 6, 7].

 Рисунок 2 – Дифференциальный гидрозамок

Двухсторонний дифференциальный гидрозамок 7 (рис. 2) состоит из корпуса 12, поршня 13 с толкателями 14 и 15, поджатого с обеих сторон пружинами 16, 17 через дополнительные поршни 18, 19 и пружины 20, 21, которые в свою очередь упираются соответственно в крышки 22 и 23, в крышках 22 и 23 установлены соответственно шариковые обратные клапаны 24 и 25, поджатые пружинами 26 и 27. В крышки 22 и 23 вкручены штуцеры 28 и 29, для подключения к исполнительному гидроцилиндру 6, в крышках выполнены подводы 30, 31 для подключения к распределителю 4, а также дроссельные отверстия 32 и 33.

Поршень 13 разделяет корпус 12 на две полости 34 и 35. В дополнительных поршнях 18 и 19 выполнены дроссельные отверстия 36 и 37 соответственно. Поршни 13, 18, 19, шариковые обратные клапаны 24, 25 и пружины 16, 17, 20, 21, 26, 27 установлены в корпусе 12 соосно.

Работа осуществляется следующим образом. При перемещении золотника распределителя 4 вправо жидкость от насоса 2 поступает через дроссель 8 и обратный клапан 10 и подвод 30 в полость 34 гидрозамка 7. Под действием давления жидкости через отверстие 32 шариковый обратный клапан 24 открывается, сжимая пружину 26 и жидкость через штуцер 28 поступает в поршневую полость исполнительного цилиндра 6, давление начинает возрастать и дополнительный поршень 18, сжимая пружину 16, перемещает поршень 13, который также начинает перемещаться вправо под действием давления жидкости в полости 34 в свою очередь, сжимая пружины 17 и 21. Так как пружина 21 имеет меньшую жесткость чем пружина 17, то вместе с поршнем 13 начинает перемещаться и дополнительный поршень 19, при этом происходит дросселирование жидкости через отверстие 37 в дополнительном поршне 19, за счет этого происходит демпфирование и более плавное перемещение поршня 13 вместе с толкателем 15. Посредством толкателя 15 отжимается шариковый обратный клапан 25, при этом часть вытесняемой жидкости из полости 35 через штуцер 29 поступает в штоковую полость цилиндра 6, а часть поступает через подвод 21, дроссель 9, распределитель 4 и фильтр 5 на слив, обратный клапан 11 при этом закрыт, шток цилиндра 6 начинает медленно перемещаться. Во время перемещения поршня 13 до упора вправо в штоковой полости цилиндра 6 также будет избыточное давление, несколько большее, чем рабочее давление слива, в результате чего в момент включения гидропривода страгивание штока гидроцилиндра 6 произойдет более плавно.

При возврате золотника распределителя 4 в нейтральное положение поршень 13 под действием пружин 17 и 21 вернется в первоначальное положение равновесия, клапаны 24 и 25 под действием пружин 26 и 27 соответственно перекроют отверстия в крышках 22 и 23, гидроцилиндр 6 запирается.

Конструкция двухстороннего дифференциального гидрозамка 7 симметрична относительно поршня 13, вследствие чего при перемещении золотника распределителя 4 влево, работа гидросистемы происходит аналогичным образом. В этом случае поршень 13 перемещается влево, толкателем 14 отжимается шариковый клапан 24, клапан 25 открывается под действием давления жидкости.

В нейтральном положении распределителя 4, когда клапаны 24 и 25 закрыты и в полости исполнительного цилиндра не подается жидкость, шток цилиндра 6 зафиксирован.

Для гидросистем, у которых шток исполнительного цилиндра 6 находится в нагруженном состоянии и соответственно давление в одной из полостей, например, в поршневой полости цилиндра 6 и полости 34 гидрозамка 7 будет изначально избыточным, жесткость пружины 17 должна быть больше жесткости пружины 16, и соответственно жесткость пружины 21 должна быть больше жесткости пружины 20 с целью обеспечения стабильной работы гидросистемы.

Различные жесткости пружин 20, 21 и 16, 17, а также дроссельные отверстия 36 и 37 в дополнительных поршнях 18 и 19 соответственно позволяют получить нелинейный закон перемещения поршня 13 с толкателями 14 и 15, а соответственно и нелинейную характеристику страгивания штока исполнительного цилиндра 6, а также гасить колебания давления в гидросистеме.

Стабильность работы гидросистемы с двухсторонним дифференциальным гидрозамком 7 и эффект плавности включения гидросистемы напрямую зависит от соотношения объема полостей гидроцилиндра 6 и объема полостей 34 и 35 гидрозамка 7. Чем больше объем полостей 34 и 35, тем выше плавность страгивания штока исполнительного цилиндра 6.

Основными элементами в дифференциальном гидрозамке, обеспечивающими плавность движения штока гидроцилиндра, являются пружины (рис.3).

Рисунок 3. – Расчетная схема дифференциального гидрозамка

Расчет жесткости пружин С₂ и С₃ будем вести исходя из получения кусочно-линейной характеристики.

Усилие F_н возникающее при давлении Р_н в полости гидроцилиндра

где

- площадь поршня.

Примем диаметр поршня 50 мм, тогда

При минимальном рабочем давлении срабатывания (при минимальных грузах 50…100 кг)

Для расчета пружин принимаем индекс пружины с = 8, при этом коэффициент формы пружины будет k = 1,1.

Усилие развиваемое пружиной

где τ – напряжение сдвига, МПа;

D – диаметр пружины, мм;

d – диаметр проволоки пружины, мм.

Из конструктивных соображений примем диаметр пружин С₂ и С₃ не более 40 мм и при напряжении [τ] = 400 МПа, получим

откуда

Для пружины С₃

примем d₃ = 10 мм

Индекс пружины с = D/d = 40/10 = 4.

Определим число рабочих витков

λ – заданное перемещение пружины, примем λ = 20 мм;

G = 8·10⁴ МПа – модуль сдвига для пружинной стали 65 Г

примем i = 8 витков

Определим длину пружины в сжатом состоянии

L_сж3 = t_сж (i – 2) + d (i_оп + 1)    ,

где i_оп – число опорных витков, i_оп = 2;

t_сж = d + S – шаг рабочих витков;

S – минимальный зазор между витками, S = 0,1d = 0,1·10 = 1 мм

L_сж3 = (10 + 1)(8 – 2) + 10 (2 + 1) = 11 · 6 + 30 = 96 мм.

Длина пружины в свободном состоянии

L₃ = L_сж3 + λ = 96 + 20 = 116 мм.

Жесткость пружины

Уменьшив усилие F в 2 раза проведем расчет для пружины С₂ аналогично выше проведенным

примем d₂ = 8 мм

Индекс пружины с = D/d = 40/8 = 5

Число рабочих витков

примем i = 10 витков

Длина пружины в сжатом состоянии

L_сж2 = 11(10 – 2)+8(2 + 1) = 88 + 24 = 112 мм.

Длина пружины в свободном состоянии

L₂ = L_сж2 + λ = 112 + 20 = 122 мм.

Жесткость пружины

Рисунок 4 – Характеристики упругих элементов

Для достижения большей податливости пружины С₂ и С₃ установлены последовательно. Податливость системы равна суммарной податливости последовательно включенных пружин, при этом должно выполняться условие

i₃d₃ = i₂d₂

8·10 = 10·8 , выполняется.

Суммарная эквивалентная жесткость (рис.4)

Полученная минимальная длина конструкции дифференциального гидрозамка L_к = 0,7·D + 2·L_сж2 + 2·L_сж3 = 0,7·50 +2·96 +2·112 = 451 мм. Что вполне приемлемо для размеров погрузочного манипулятора.

Таким образом, предложенный дифференциальный гидрозамок позволяет повысить плавность движения штока исполнительного цилиндра в момент включения гидросистемы и предотвратить перегрузки гидросистемы погрузочного манипулятора, а проведенные инженерные расчеты позволили определить основные параметры дифференциального гидрозамка.

Испытание работоспособности дифференциального гидрозамка проводилось на лабораторном стенде, имитирующем работу погрузочного манипулятора при давлениях в гидросистеме до 10 МПа.

Целесообразным является использование таких механизированных средств и технологических схем, где число рабочих сокращено до минимума. Это позволит интенсифицировать производство и повысить производительность труда с улучшением их условий  на трудоемких погрузочных операциях.

Для некоторых погрузочно-разгрузочных операций целесообразно использовать недорогие, небольшой массы погрузчики, которые можно было бы быстро монтировать на период сезонных работ. По своей конструкции такие погрузки должны быть простыми, обслуживание должно осуществляться одним рабочим. С целью универсальности таких погрузчиков, они должны быстро перелаживаться. Всем этим требованиям удовлетворяют навесные погрузочные манипуляторы с пространственным исполнительным механизмом, целая серия которых разработана в Волгоградском государственном аграрном университете.

Навесной погрузочный манипулятор НПМ-0,8 (рис.1) предназначен для выполнения погрузочно-разгрузочных работ со штучными грузами: контейнерами, тюками, мешками и т.п., а также для выполнения подсобных работ на складах, площадках для хранения техники, животноводческих фермах. Манипулятор навешивается по трехточечной схеме шарнирно на штатную навесную систему трактора, посредством которой переводится в транспортное и рабочее положение. Манипулятор удобен в эксплуатации. Данная модель получила самое широкое распространение из всех разработанных кафедрой манипуляторов, техническая характеристика манипулятора приведена в таблице 1 [1, 2].

Рисунок 1 – Навесной погрузочный манипулятор НПМ-0,8, агрегатируемый с трактором МТЗ-82.

Таблица 1. Техническая характеристика навесного погрузочного манипулятора НПМ-0,8

Процесс погрузки и разгрузки сельскохозяйственных и др. грузов включает следующие основание операции:

• захват груза;
• подъем груза;
• перемещение груза в определенное место;
• опускание груза;
• освобождение захвата.

Выполнение этих операций во многом зависит от удачного решения конструкции погрузочного средства и его условий [5, 6, 9].

Для расширения возможностей погрузочного манипулятора НПМ-0,8 при погрузке-разгрузке контейнеров и других штучных грузов предлагается установить вместо крюковой подвески вильчатый захват. Причем, для большей маневренности захвата и удержания груза в постоянном положении (горизонтально, либо под определенным углом) предлагается использовать параллелограммный механизм, который в свою очередь может изменяться дополнительно введенным для этого гидроцилиндром. Конструкция устройства для погрузки контейнеров (рис.2) состоит из стрелы 1, рукояти 2, шатуна 3 и коромысел 4. Шатун 3 и коромысла 4 составляют параллелограммный механизм. Вильчатый захват 5 крепится к рукояти 2, относительно которой он может проворачиваться, нижняя часть захвата соединена с шатуном 3. Гидроцилиндром 6 изменяется конфигурация параллелограммного механизма.

Рисунок 2 – Эскиз механизма для погрузки контейнеров.

Проведя кинематическое исследование (рис.3) предлагаемого параллелограммного механизма вильчатого захвата были определены основные геометрические параметры рычагов и тяг, а также общие геометрические характеристики манипулятора (зона обслуживания, высота подъема груза):

• Высота подъема груза рукоятью – 1000 мм;
• Высота подъема груза стрелой – 2100 мм;
• Высота подъема груза одновременно стрелой и рукоятью – 3500 мм.

Длины рычагов параллелограммного механизма L_р = 320 мм, длина тяги L_т = 1500 мм. Длина игл вильчатого захвата L_и = 800 мм принята из условия полного захвата контейнера.

Рисунок 3 – Зона обслуживания вильчатого захвата манипулятора

 Для определения усилия на шток цилиндра и его выбора проведен силовой анализ механизма [3, 7].

Приняв массы звеньев: m₃ = 36 кг – масса захвата; М_р = 5 кг – масса рычага; М_т = 12 кг – масса шатуна, определены силы тяжести сосредоточенных масс:

G₃ = m₃g = 36 x 9.8 = 353 H;

G_p=m_pg = 5 х 9,8 = 46 Н;

G_t = m_tg = 12 х 9,8 = 118 Н.

Приняв массу груза m_гр = 500 кг, тогда G_гр = 500 х 9,8 = 4900 Н.

Для определения реакций в шарнирах составлены уравнения моментов:

Все искомые реакции и усилия определены методами кинетостатики (рис. 4).

Рисунок 4 – К определению реакций в шарнирах

Для определения усилия на шток гидроцилиндра 6 а также полных реакций в шарнирах построен силовой многоугольник (рис.5).

Рисунок 5 – Силовой многоугольник

 R_O = 5 × 185 = 925 H

R_B = 5 × 95 = 425 H

Тогда усилие на шток составляет N = 5 × 72 = 360 Н. Зная усилие на шток выбирается гидроцилиндр Ц40.25.200.00-I.

Для повышения удобства контроля и управления вилочным захватом фронтального погрузчика с рабочего места оператора, исключение опрокидывания и соскальзывания груза с вилочного захвата при движении погрузчика на погрузочном манипуляторе может быть применено устройство контроля положения груза на вильчатом захвате [4, 8, 10, 11, 12].

Датчик положения 1 (рис.6) крепится к вилочному захвату 2, на котором расположен контейнер 3.

Рисунок 6 – Расположение датчика положения на захвате контейнера

Визуализация угла наклона груза на вилочном захвате относительно горизонтали осуществляется посредством информационной панели (рис.7), размещенной в кабине оператора. Панель имеет пять светофильтров: красный 1, оранжевый 2, зеленый 3, оранжевый 4 и красный 5, имеющие изображения соответствующего угла наклона вилочного захвата.

Рисунок 7. – Информационная панель системы контроля положения контейнера

При наклоне вилочного захвата   влево на определенный угол контейнер также наклоняется на тот же угол, вместе с вилочным захватом  наклоняется и датчик положений 1 (рис.6). При наклоне корпуса датчика влево от вертикали начинает светиться оранжевым цветом светофильтр 4 (рис.7), информирующий оператора о том, что груз наклонен и требуется его выравнивание посредством системы управления наклоном вилочного захвата.

При большом угле наклона вилочного захвата влево засветится красным цветом светофильтр 5 (рис.7), информируя оператора о критическом наклоне вилочного захвата и принятии решений о незамедлительном выравнивании груза относительно горизонтали.

При наклоне вилочного захвата вправо работа системы происходит аналогично, светятся светофильтры 1 или 2 (рис.7).

Таким образом, предложенное устройство для погрузки-разгрузки контейнеров расширяет функциональные возможности погрузочного манипулятора, а также повышает удобство контроля и управления вилочным захватом погрузчика с рабочего места оператора.

Рисунок 1 – Механизм привода вентиляционной форточки: 1-форточка (коромысло); 2- шатун; 3-кривошип; 4-электродвигатель с редуктором; 5-цилиндрические шарниры; 6-стойка.

Согласно кинематической схемы

Рисунок 2 – Кинематическая схема механизма привода форточки

На основании теоремы Пифагора , откуда

(3)

Из выражения (3) однозначно определяется

= 430,88 мм.

Тогда из (1) e = h-b = 439,12 мм.
Рассмотрим положение механизма при Ѳ_max с помощью метода векторного контура [1, 2]
,

. (4)

При заданных известных параметрах системы (4) и с учетом выражения (1) получим

(5)

Система (5) имеет 4 переменных: x, r, α, β
Из ΔOCB₀ (рис.2) однозначно определяется угол δ

Данный угол поворота кривошипа r составит ψ=δ+β, при этом на ψ наложены ограничения ψ≤160⁰, обоснованные конструкцией редуктора. В начальном положении α=δ, отсюда β≤147⁰. 
Рассмотрим механизм еще в одном особом положении (рис.3). Для случая, когда r=e при Ѳ_max =90⁰.
Расстояние DO однозначно определяется из ΔODC

.

Тогда, при e=r , x=1843,07-h=937,07 мм и зная, что r+x=1919 найдем r=1919-x=542,81 ≠e.

Рисунок 3 – Особое положение механизма.

Следовательно, особого положения по рис.3 при e=r механизм занимать не может.
Для обеспечения работоспособности механизма длина кривошипа может принимать значения r≥542,81 мм.
При окончательном выборе длины кривошипа в установленных пределах следует учитывать угол давления ν в кинетической паре B (рис.4)

Из схемы (рис.4, б) при Ѳ_max =90⁰ (крайнее положение коромысла h) следует, что . Отсюда , где [ν]=60⁰ - допускаемый угол давления [3].
Тогда α≥30⁰, хотя ранее в соответствии с техническим заданием было получено α_min=δ=12,97⁰. Следовательно, геометрические параметры механизма, заданные изначально, не обеспечивают благоприятный режим работы механизма с точки зрения минимальных давлений в шарнирных узлах. Вследствие чего, требуется корректировка исходных данных, что можно добиться изменением расстояний e и a. Для полного же анализа механизма при полученных параметрах необходимо провести его кинематическое и кинетостатическое исследование.

Основная идея проекта – это создание нового, многофункционального и современного Дома молодежи, находящийся в Центральном районе, по улице им. Маршала Чуйкова 65. Его реконструкция позволит заинтересовать молодежь новыми площадками для работы, общения и отдыха, так как были учтены все современные возможности в проектировании.

Цель проекта – заключается в повышении эффективности использования здания Дома молодежи и прилегающей территории. Предусматривается решение следующих задач:

-Сохранение старых функций и насыщение новыми;

-Организация транспортно-пешеходного движения, удобных проездов, пожарных проездов и прогулочных зон;

-Организация безопасного спуска к р. Волга, посредством надземного пешеходного перехода;

-Решение проблем с озеленением и благоустройством здания и территории;

-Решение социальных вопросов. Создание пространств для получения навыков в перспективных направлениях среди молодежи, создание комфорт-ной среды для посетителей Дома молодежи.)

Проект реконструкции предусматривает полное обновление фасадов здания, перепланировка, тем самым меняя функциональное зонирование в лучшую сторону, так же обновление зеленой зоны, так как на данный момент, озеленение находится в неудовлетворительном состоянии.

Производить реконструкцию нужно учитывая все современные тенденции в развитии молодежи и общества в целом. Создавать новые пространства для общения, конференц-залы, коворкинг- и арт-пространства, зоны для спокойного отдыха, делать упор на потребности современной молодежи.

В здании будут сохранены былые функции и привнесены новые, такие как: арт-пространства, выставочные залы, кружковые помещения, пространства для тихого отдыха молодежи, современные компьютерные залы. В корпусе гостиницы будут добавлены: камера хранения, расширенные холлы на этажах, номера от эконом до класса люкс, а так же номера для маломобильных групп населения, современная и комфортабельная зона вестибюля. Все эти изменение поднимут престиж гостиницы и интерес молодежи к молодежному центру в целом. Реализация данного проекта обеспечит повышение посещаемости туристами нашего региона, Волгоград станет одним из центров притяжения молодежи, так как будут созданы комфортабельные условия для времяпрепровождения и развития молодежи.

Реконструкция Дома молодежи в Центральном районе города Волгограда – очень актуальная тема, на данном этапе развития не только города, но и региона в целом.

Градостроительный фактор хотя и косвенно, но тоже очень важен для горожан, так как обновление и модернизация общественных пространств может привести к изменению привычного облика самой любимой для людей части города – исторического центра. Чрезвычайно важно сохранить эстетические и архитектурные качества исторических зданий, особенно их фасадов [1, 2].

Взятая для реконструкции территория находится в пределах рабочего поселка Метизный в Центральном районе города Волгограда (рис.1). В настоящее время территория представляет из себя заброшенный участок земли площадью более 10 га, который находится в границах от моста через р. Волга до парка Волгоград-Баку и от здания ТРК «Европа Сити Молл» до р. Волга. Рассматриваемый участок находится в запущенном состоянии, по всему периметру обнесен железным забором. Территория не является труднодоступной, но портит общий вид благоустроенной территории рядом.

Рисунок 1. – Ситуационная схема в масштабе района

Анализируемая территория имеет площадь 107 770 м² или 10,7 га. Площадь здания 4565 м², общая площадь здания 19 110 м².

Общее состояние здания и прилегающей территории неудовлетворительное. Выявлено неэффективное использование площадей и территории.

Дом молодежи в прошлом был центром для общения советской молодежи, они могли общаться друг с другом, проводить время в библиотеке, в спортивном зале и т.д. Но на данный момент, здание свои функции не исполняет, работает только банк и кафе, которые не должны находиться в этом корпусе (Школа комсомольского актива) (рис.2) [3].

Для нормального функционирования Дома молодежи, необходимо создать все условия для корректной работы. Убрать функцию кафе не в том месте где должно находиться по задумке и бильярдный клуб, убрать рекламу с крыши здания, которая портит эстетический вид здания.

Рисунок 2 – Функциональное зонирование Волгоградского Дома молодежи

На территории участка проектирования нет четкой пешеходной сети, здание нельзя обойти кругом, нет сквозных проходов через участок, проходы заблокированы воротами банка и оградой. Дорожное покрытие местами отсутствует, а существующее в очень плохом состоянии. Требуется полная замена покрытия, создание новых пешеходных направлений (рис.3).

Рисунок 3 – Современный внешний вид здания Волгоградского Дома молодежи

Композиционная схема участка не имеет четко выраженного характера и требует дополнений и переработки. На территории находится большая доминанта – предмет реконструкции и разработки Дом молодежи, по отношению к городской панораме. Природной осью служит река Волга. Второстепенными осями можно считать мост через р. Волга, а главными это рокадная продольная и дорога вдоль главного фасада здания, от моста до центрального парка культуры и отдыха (ЦПКиО). Композиционные узлы потеряны, либо до конца не сформированы, так как территория находилась долгое время в заброшенном состоянии.

Планируется создать новые композиционные оси, вдоль западного фасада здания (от моста до ЦПКиО), от парковки ТРК до р. Волга, и следственно создать композиционные узлы на пересечении композиционных линий. Возродить полный функционал старой композиционной схемы (рис.4).

Рисунок 4 – Композиционный анализ территории

На территории здания находятся мелкие постройки, которые имеют почти 100% износ. Остальные строение имеют небольшой износ и требуют незначительного ремонта. Прогулочная терраса требует более серьезного ремонта. Анализ показал, что требуется частичная замена каменной кладки и полная замена тротуарной плитки.

Проектное предложение предусматривает реставрацию и реновацию здания Дома молодежи и прилегающей территории, в том числе сквер рядом со спуском к р. Волга. Кроме этого, предлагается проектирование безопасного надземного пешеходного перехода, со спуском к набережной, проектирование новых парковок и проездов. Проектирование новых пешеходных путей, зон активного и спокойного отдыха молодежи.

Основная идея заключается в возрождении Дома молодежи и прилегающей территории. В проекте будут предусмотрены все необходимые функции для обеспечения комфортного нахождения молодежи.

Предлагается провести полную перепланировку здания, распределение функций по типам, для того что бы исключить пересечение несовместимых функций. Создание безопасных пешеходных путей и удобных транспортных подъездов к зданию и создание удобных парковок.

Путем эскизного размышления и поиска формы, были выявлены основные доминанты, найдены композиционные оси, формирующие новый образ здания и территории.

При разработке генерального плана учитывалось расположение объектов историко-архитектурного наследия, для сохранения их значимости. В новом парке перед Домом молодежи доминантой выступает часовня и памятник «Штаб Родимцева». При проектировании зеленой зоны были запроектированы сухие фонтаны с подсветкой в ночное время. Так же были добавлены доминанты с противоположной стороны здания, это фонтан и искусственный пруд. Перед входом в гостиницу появился карман для парковки автомобилей и разгрузки. Для соблюдения правил пожарной безопасности добавлен пожарный проезд со стороны парка Волгоград-Баку (ЦПКиО).

Благодаря выполненным работам по реконструкции данного объекта, молодые жители нашего города получат комфортабельное, современное и уютное общественное пространство.

Всё здание Дома молодежи можно разделить на три корпуса, назовем их: «А», «Б» и «В» (рис.5).

Корпус «А», в котором находились гостиничные номера, будет переоборудован. Часть номеров сократится, а взамен там появятся досуговые и кружковые помещения, конференц-залы и прочие творческие пространства. Сами гостиничные номера, будут переделаны, они станут отвечать всем современным требованиям. Появятся номера от класса эконом, до класса люкс, а также номера для маломобильных групп населения. В коридорах гостиницы станет уютнее, так как на каждом этаже будет расширен холл, там могут размещаться посетители для того, чтобы почитать газету, послушать радио и т.д. Первый этаж гостиницы, вестибюль, так же будет отвечает всем современным требованиям к гостиницам. Будут размещены камеры хранения, комфортабельная зона ожидания, бар, гардероб, на втором этаже, который тоже является административным помещением гостиницы, расположится медпункт, зона для тихого отдыха, массажный кабинет, бильярд.

В корпусе «Б» находится ресторан с видом на р. Волга, его функция останется прежней.

А вот корпус «В» так же поменяет свои функции, как и первый корпус. Изменится входная группа, актовый зал останется на своем месте, для проведения больших мероприятий. Библиотечный зал так же останется на месте. Будут добавлены помещения для конференций, проведения различных мероприятий,

Рисунок 5 –  Схема связи корпусов

Предлагаемые аналитические схемы реконструируемого здания и прилегающей территории приведены на рисунках 6 и 7.

Рисунок 6 –  Предлагаемая схема функционального зонирования

Рисунок 7 –  Предлагаемая дорожно-транспортная схема

Путём экономического подсчёта была определена стоимость строительства фрагмента проектного решения, которая составляет 1 091 475,06 тыс. руб.