UNIVERZA V MARIBORU FAKULTETA ZA STROJNIŠTVO Andrej DOLINŠEK OPTIMIZACIJA VLEČNEGA DROGA TRAČNEGA ZGRABLJALNIKA DELOVNE ŠIRINE 6 M visokošolskega strokovnega študijskega programa 1. stopnje Strojništvo Maribor, september 2017
OPTIMIZACIJA VLEČNEGA DROGA TRAČNEGA ZGRABLJALNIKA DELOVNE ŠIRINE 6 M Študent: Študijski program: Andrej DOLINŠEK visokošolski strokovni študijski program 1. stopnje Strojništvo Smer: Konstrukterstvo Mentor: Somentor: Zunanji somentor: doc. dr. Aleš BELŠAK, univ. dipl. inž. str doc. dr. Janez KRAMBERGER Sebastjan BOGATAJ, univ. dipl. inž. str, SIP Strojna industrija d.d Maribor, september 2017
I Z J A V A Podpisani Andrej Dolinšek, izjavljam, da: je diplomsko delo rezultat lastnega raziskovalnega dela, predloženo delo v celoti ali v delih ni bilo predloženo za pridobitev kakršnekoli izobrazbe po študijskem programu druge fakultete ali univerze, so rezultati korektno navedeni, nisem kršil-a avtorskih pravic in intelektualne lastnine drugih, soglašam z javno dostopnostjo diplomskega dela v Knjižnici tehniških fakultet ter Digitalni knjižnici Univerze v Mariboru, v skladu z Izjavo o istovetnosti tiskane in elektronske verzije zaključnega dela. Maribor, Podpis: II
ZAHVALA Zahvaljujem se mentorju doc. dr. Alešu Belšaku, somentorju doc. dr. Janez Kramberger in zunanjemu somentorju univ. dipl. inž. Sebastjanu Bogataju za pomoč in vodenje pri opravljanju diplomskega dela. Zahvaljujem se tudi podjetju SIP d.d, za opravljanje diplomske naloge s sklopu praktičnega usposabljanja in za pomoč in vodenje pri opravljanju diplomskega dela. Posebna zahvala gre vsem družinskim članom, ki so mi omogočili študij. Hvala vam! III
OPTIMIZACIJA VLEČNEGA DROGA TRAČNEGA ZGRABLJALNIKA DELOVNE ŠIRINE 6 M Ključne besede: Tračni zgrabljalnik, bočno vpetje stroja, vlečni drog UDK: 62-11:631.353.2(043.2) POVZETEK je razvoj izdelka, ki omogoča bočno vpetje oz. zamik vpetja vlečnega stroja. Pri tem sem uporabljal metodo izločevanja principov delovanja na podlagi njihovega vrednotenja. Na podlagi raziskave sem prišel do tehničnih rešitev, ki nam omogočajo varen transport in učinkovito delo z bočno vlečenim tračnim zgrabljalnikom. IV
OPTIMIZATION OF TRACTION ORE OF BELT RAKE WITH WORKING WIDTH 6 M Key words: Belt rake, side mounting of the machine, drawbar UDK: 62-11:631.353.2(043.2) ABSTRACT The diploma thesis is the development of a product that enables lateral clamping or. Sided mounting of the towed machine. Through the process I used the method of excluding the working principles on the basis of their evaluation. Based on the research, I have come up with technical solutions that enable us to do safe transport and efficient work with the drawed belt rake. V
KAZALO VSEBINE 1 UVOD... 1 2 OPREDELITEV OZ. OPIS PROBLEMA... 3 3 PREGLED TRENUTNEGA STANJA... 5 Obstoječi tračni zgrabljalniki... 6 Zamik bočno vlečenih kosilnic»trailed disc mowers«... 7 Drugi stroji z zamikom :... 10 4 ABSTRAHIRANJE PROBLEMA... 12 5 SNOVANJE IZDELKA... 13 Specifikacija zahtev... 13 Izločevanje (oženje nabora principov premika mehanizma)... 20 Osnovni preračuni... 23 Izločevanje (oženje nabora principov premika mehanizma)... 28 Detajliranje in preračun... 29 Preračun stabilnosti in potrebna utež:... 47 6 KONČNA IZBIRA IN OBRAZLOŽITEV... 49 7 ZAKLJUČEK:... 51 8 VIRI:... 52 VI
KAZALO SLIK: Slika 1.1: Čelni tračni zgrabljalnik..1 Slika 1.2: Vlečeni tračni zgrabljalnik. 2 Slika 1.3:Vlečeni tračni zgrabljalnik......2 Slika 2.1:Princip bočno vlečnega priključka... 3 Slika 2.2: Princip izboljšanja stabilnosti priključka. 3 Slika 2.3: Vlečeni priključek na kratkem vlečnem drogu. 4 Slika 2.4: Vlečeni priključek na podaljšanem vlečnem drogu....4 Slika 2.5: Vlečeni priključek z kratkim vlečnim drogom in bočnim zamikom vpetja. 4 Slika 3.1: SIP SILVER CUT 300 RC T.........5 Slika 3.2: Simetrično grajen tračni zgrabljalnik s tremi enotami... 6 Slika 3.3: Simetrično grajen tračni zgrabljalnik z dvema enotama..6 Slika 3.4: Vlečen tračni zgrabljalnik, z dvema enotama...6 Slika 3.5: Trailed disc mowers EasyCut zamik desno....7 Slika 3.6: Trailed disc mower EasyCut zamik levo....7 Slika 3.7: Vlečena kosilnica EasyCut delovne širine 6,20 m 7 Slika 3.8: Mulčer z bočnim zamikom na vodilih (Tehnos)... 9 Slika 3.9: Mulčer z bočnim zamikom na vodilih (INO Brežice).... 9 Slika 3.10: Mulčer panex AGM na hidravljični roki.... 9 Slika 3.11: Paralerogramni zamik mulčerja...... 9 Slika 3.12: Namenske kose za košnjo nabrežin in obcestnih površin..... 10 Slika 3.13: Viličar Linde.. 10 Slika 3.14: Gozdarska prikolica s krmiljenim priklopom...... 11 Slika 3.15: Nakladač / dvigalo.. 11 Slika 3.16: Rovokopač krmiljenje nihajnega mehanizma....11 Slika 4.1: Abstrakcija problema...12 Slika 5.1: Shema opravljanja vrtilnega giba z dvema cilindroma in zob. letvijo....23 Slika 5.2:Mehanizem z linearnimi motorji....25 Slika 5.3: Princip delovanja vzvoda. 27 Slika 5.4: Shema delovanja priklopa....30 Slika 5.5: Shema delovanja teleskopskega priklopa....30 Slika 5.6: Zmodeliran mehanizem z vzvodom.....31 Slika 5.7: Dimenzije zmodeliranega mehanizma. 34 VII
Slika 5.8: Kotiranje kritične točke....37 Slika 5.9: Mehanizem z vzvodom v desni skrajni legi..39 Slika 5.10: Mehanizem z vzvodom v levi skrajni legi....39 Slika 5.11: Zmodeliran mehanizem...40 Slika 5.12: Dimenzije obračalnega mehanizma...41 Slika 5.13: Kotiranje kritične točke.. 42 Slika 5.14: Mehanizem z linearnimi motorji 1..46 Slika 5.15: Mehanizem z linearnimi motorji 2.. 46 Slika 5.16: Mehanizem z linearnimi motorji 3.. 46 VIII
KAZALO PREGLEDNIC Tabela 5.1: Zahtevane geometrijske veličine... 14 Tabela 5.2: Zahtevana kinematika... 14 Tabela 5.3: Zahteve glede energije... 15 Tabela 5.4: Zahteve glede statike in dinamike... 15 Tabela 5.5: Zahteve glede gradiv... 16 Tabela 5.6: Zahteva po zanesljivosti... 16 Tabela 5.7: 1. Primerjava možnih pogonov... 20 Tabela 5.8: 2. Primerjava možnih pogonov... 21 Tabela 5.9: 3. Primerjava možnih pogonov... 28 Tabela 5.10: Ocenjevanje možnih pogonov... 29 Tabela 5.11: Trdnostne lastnosti materiala... 32 Tabela 5.12: Lastnosti varjenih profilov... 33 Tabela 5.13: Veličine uporabljene v preračunu... 48 Tabela 5.14: Karakteristike priključkov... 48 Tabela 5.15: Končna izbira pogonskega mehanizma... 50 IX
UPORABLJENI SIMBOLI A površina [mm 2 ] a razdalja med težiščem sprednjega priključka/uteži in sprednjo osjo [mm] b medosna razdalja traktorja [mm] c razdaljo med zadnjo osjo in osjo zadnje krogle na dvižni ročici [mm] E modul elastičnosti [N/mm 2 ] e oddaljenost točke od srednice [mm] Fv vertikalna sila [N] Fk kritična uklonska sila [N] Fp sila priklopa (gravitacijska) [N] Fstr gravitacijska sila stroja, ki jo povzroči na priklop [N] Gh skupna teža zadnji priključek / zadnja utež [kg] Gv skupna teža sprednji priključek / sprednja utež [kg] I vztrajnostni moment [mm 4 ] Imin minimalni vztrajnostni moment [mm 4 ] L dolžina [mm] l0 uklonska dolžina [mm] M moment [Nmm] mp masa priklopa [kg] mstr masa stroja na priklopu [kg] p tlak [MPa] Rp0,2 meja plastičnosti pri kateri doseže material 0.2% vrednosti relativnega raztezka [N/mm 2 ] s debelina stene profila [mm] TH delež lastne teže traktorja na zadnji osi [kg] TL lastna teža traktorja [kg] TV delež lastne teže traktorja na sprednji osi [kg] W odpornostni moment [mm 3 ] x razdaljo med osjo zadnje krogle na dvižni ročici in zadnjim priključkom/utežjo [mm] α kot [ ] π število pi [ / ] νu uklonska varnost [ / ] pr primerjalna napetost [N/mm 2 ] X
τt torzijska napetost [N/mm 2 ] XI
UPORABLJENE KRATICE CAD FS ISO SIP Computer Aided Design Fakulteta za strojništvo International Organisation for Standardization Strojna industrija in proizvodnja XII
1 UVOD Podjetje SIP d.d. je podjetje s 50 letno tradicijo. V vseh teh letih svojega delovanja se je podjetje spreminjalo, z njim pa tudi proizvodnji program in ciljna skupina potrošnikov. V začetku je bilo podjetje usmerjeno in je delovalo kot vzdrževalna delavnica za kmetijske stroje. Kasneje pa so začeli le te tudi proizvajati. Leta 1967 se je podjetje usmerilo v serijsko proizvodnjo kmetijske mehanizacije, ter počasi pričelo opuščati ostalo proizvodnjo. V sedemdesetih pa je doživelo svoj razcvet. Takrat so bile izpeljane številne gradbene investicije, ter nakupi proizvodnih licenc strojev, ki so jih prodajali predvsem znotraj bivše države. Takrat so se začeli tudi zametki lastnega razvoja in nabiranje izkušenj. Danes je podjetje SIP eno vidnejših podjetji za proizvodnjo kmetijskih strojev, predvsem v srednji in zahodni Evropi. Kljub zgrabljalnikom, ki dobro in z malo izgub premikajo pokošeno travinjo v redi, se je pojavila potreba po še zmogljivejših strojih, tračnih zgrabljalnikih, katerih prednost je predvsem ta, da travinje ne premikajo po tleh, vendar jo naložijo na tračni transporter in jo premaknejo z njegovo pomočjo. Čeprav se zazdi princip premika travinja nepotrebno kompliciranje, pride sistem do pravega izraza na blatnih in močvirnatih tleh, kjer se travinja ne onesnaži, poleg tega pa naredi rahel zgrabek. Slika 1.1: Čelni tračni zgrabljalnik [4] 1
Takšni stroji lahko dosegajo širine 3 m, kar pa lahko predstavlja težavo pri transportu. Ker pa je želja po še večjih priključkih takega tipa, pridemo do spoznanja, da čelna izvedba ne pride v poštev, saj bi bila prekompleksna in pretežka. Torej nam preostane samo vlečena izvedba, ki pa povzroči nove težave, ki jim bom poskušal poiskati rešitev. Na spodnjih slikah lahko vidimo tračni zgrabljalnik ROC RT 1000. Slika 1.2: Vlečeni tračni zgrabljalnik [5] Slika 1.3: Vlečeni tračni zgrabljalnik [5] 2
2 OPREDELITEV OZ. OPIS PROBLEMA Predmet moje raziskovalne naloge, bi bil optimizacija vlečnega droga tračnega zgrabljalnika širine 6m. To je bočno vlečeni delovni stroj, ki se med obratovanjem pelje za vlečnim strojem, traktorjem, in s tem povzroča bočno silo nanj. Pri tem je vlečni stroj manj stabilen, pri zavijanju, oziroma obračanju pa postaneta oba nestabilna in se želita prevrniti. Slika: 2.1: Princip bočno vlečnega priključka Tako je potrebno najprej na stroju upoštevati da je le ta vpet v trikotnik koles, za kar pa je ima za posledico večanja kota α. α1 α2 Slika: 2.2: Princip izboljšanja stabilnosti priključka Kot vidimo na sliki 2.2, se s tem, ko stroj vpnemo v trikotniku koles imamo za posledico večanje kota α (α1 < α2 ). 3
Vpliv ti. bočne sile se zmanjša z manjšanjem kota vlečne rude glede na smer gibanja. To lahko dosežemo z večanjem medosne razdalje ali pa, kar bi bil tudi predmet raziskave z bočnim vpetjem traktorskega priklopa in posledično krajšanje medosne razdalje. β1 Slika 2.3: Vlečeni priključek na kratkem vlečnem drogu β 2 Slika: 2.4: Vlečeni priključek na podaljšanem vlečnem drogu β 2 Slika 2.5: Vlečeni priključek z kratkim vlečnim drogom in bočnim zamikom vpetja Z daljšanjem vlečnega droga manjšamo kot β. To lahko vidimo na slikah 2.3 in 2.4. Ker pa je naša želja prav krajšanje droga, je alternativa zamik vpetja na traktorju. Na slikah 2.4 in 2.5 je kot rude β2 manjši od β1 iz slike 2.3. 4
3 PREGLED STANJA Po temeljitem pregledu stanja na trgu sem prišel do spoznanja da rešitve za zastavljeni problem še ni. Se pravi, da še noben izmed proizvajalcev kmetijske tehnike za spravilo travinja ne uporablja funkcije zamika vpetišča stransko vlečenega priključka z namenom izboljševanja stabilnosti traktorja in priključka Pri pregledu stanja sem zasledil predvsem vlečene kosilnice, ki se zamikajo na eno ali na obe strani. Problem stabilnosti pa proizvajalci rešujejo s podaljševanjem vlečnega droga. Tak podaljšani drog, kot na primer pri kosilnici SIP SILVER CUT DISC 300 T RC dosega dolžino 6m, pri delovni širini kosilnice 3m. podobna kosilnica in priklop sta uporabljena tudi pri proizvajalcu kmetijske tehnike Krone, pri njegovem proizvodu»trailed disc mowers EasyCut«. Vlečni drog pri Easy cut je pri večjih delovnih širinah še občutno daljši, saj njihove delovne širine dosegajo 6,20 m. Slika 3.1: SIP SILVER CUT 300 RC T [29] Slika 3.1 prikazuje bočno vlečeno kosilnico. 5
Obstoječi tračni zgrabljalniki Na trgu lahko najdemo več proizvajalcev tračnih zgrabljalnikov. Njihove delovne širine pa se gibljejo od 3m delovne širine pa vse do 12 m. Poleg čelno vpetih nošenih strojev, ki so manjših delovnih širin ( 3 m), ponujajo tudi vlečene stroje z razponom delovnih širin od 6 do 12 m. Tu pa se pojavi težava. Vlečeni stroji so večinoma grajeni simetrično, torej nam delovna širina stroja definira tudi obdelovalno širino. Primer takih strojev lahko vidimo na naslednjih slikah. Na sliki 3.2, ima 3 enote, na sliki 3.3 pa je prikazan model z dvema delovnima enotama. Slabost vlečnega stroja, ki sledi tirnici traktorja je ta, da krmo s traktorjem povozimo, kar pa je poglavitnega pomena za tiste, ki obdelujejo na mokrih tleh. Slika 3.2: tračni zgrabljalnik s tremi enotami Slika 3.3: tračni zgrabljalnik z dvema enotama Na slikah 3.2 in 3.3 lahko vidimo, dva principa simetrično grajenih tračnih zgrabljalnikov. Razlika med njima je ta, da zgrabljalnik (Slika 3.2) obdeluje celotno širino, ter krmo prestavlja levo ali desno, oz. z dvema enotama v eno, s preostalo pa na drugo stran. Drugi zgrabljalnik pa dela red krme v sredini stroja (Slika 3.3). Obstaja pa tudi nesimetrična izvedba stroja, z dvema enotama. Predstavljena je na sliki 3.4. Tudi pri takem stroju se pojavi uvodoma omenjeni problem, ki se mu želimo izogniti, s traktorjem povozimo krmo. Slika 3.4: Vlečen tračni zgrabljalnik, z dvema enotama [5] 6
Delovno širino stroja z dvema enotama lahko povečamo z drugačno razporeditvijo pobiralno transportnih enot, žal pa se poglavitnemu problemu ne izognemo, razen z uporabo dodatnega čelno nameščenega stroja, smiselnost tega pa je vprašljiva. Saj se pojavijo težave pri velikih masah krme, ko mora vlečeni stroj pobirati polno širino pokošene krme, poleg trga pa še od sprednje enote narejeno red. Pojavi pa se tudi paradoks, primer: vlečena enota 7 m + čelna enota 3 m =7 m del. širine. Zamik bočno vlečenih kosilnic»trailed disc mowers«ker vpetja oz. bočno vlečenega tračnega zgrabljalnika na trgu še ni zaslediti, bom kot izhodišče uporabil način vleke kosilnice. Slika 3.5:Trailed disc mowers EasyCut zamik desno [8] Slika 3.6: Trailed disc mower EasyCut zamik levo [8] Slika 3.7: Vlečena kosilnica EasyCut delovne širine 6,20 m [8] Na sliki 3.7 lahko vidimo kosilnico, ki je primerljive širine, kot naš delovni stroj. Opazimo lahko veliko dolžino vlečnega droga in dolžino celotne kompozicije v transportnem položaju. 7
Princip vlečene kosilnice je dokaj enostaven med uporabniki pa dobro sprejet. Zato tudi ne manjka njihovih proizvajalcev. Navedem jih lahko vsaj 12, pri čemer pa imajo vsi stroje z enakim principom (vpetišče v sredini traktorja ter podaljšan vlečni drog za lažje manevriranje in večanje stabilnosti stroja) to so: 1.KUHN (Gmd series), 7. John Deere (CX Series), 2.MacDon (R1 series), 8. Krone (EasyCut Series), 3.Lely (Splendimo PC), 9. Enorossi (DM trex series), 4.Kverneland (4132 L, 4140 L), 10. Vermeer (TM 600), 5.Class (Disco T series), 11. Vicon (extra 532 540), 6.Kongskilde ( GMT Flex Series), 12. ELHO (Arrow 3200 SideFlow) Seveda pa obstajajo tudi drugačni primeri premikanja različnih priključkov z namenom izboljševanja dosegljivosti. Takšni stroji so predvsem razni mulčerji in teleskopske kose (za košnjo nabrežin (slika 3.15 in slika 3.16)). Kar pa se mi je zdelo praktično in uporabno za moj primer, pa je zamik vlečne rude na gozdarski prikolici (namen le te je lažja vožnja in boljše manevriranje po zahtevnem terenu med panji). Takšna prikolica je prikazana na sliki 3.17. Uporabna pa se mi je zdela tudi težka gradbena mehanizacija (slika 4.1 in slika 5.1), saj svoje delovne priključke premika v najrazličnejše položaje. Po pomoč sem se obrnil tudi na proizvajalce viličarjev. Saj zelo uspešno krmilijo in vzdolžno premikajo vilice (slika 3.16). Zamik mulčerjev, kosilnic in podobnih priključkov Proizvajalci mulčerjev le te zamikajo predvsem na dva principa. Enega lahko imenujemo linearni zamik po vodilih, drugega pa zamik s paralelogramnim mehanizmom. Rezultat obeh principov je podoben, stroj iz središča traktorja zamaknemo na njegov bok, in s tem povečamo dosegljivost obdelovalnih površin. Vendar pa imata oba svoje slabosti. 8
Zamik na vodilih: zamik se večinoma vrši ročno, kar je pri stroju večje mase težko in neudobno za uporabnika. Lahko bi dodali hidravlični zamik vendar pa s tem povečamo ceno, ter pridemo do vprašanja ali se res stroj tolikokrat zamika na bok? Slika 3.8: Mulčer z bočnim zamikom na vodilih (Tehnos) [6] Slika 3.9: Mulčer z bočnim zamikom na vodilih (INO Brežice) [28] Zamik s paralerogramnim mehanizmom: Ta pa je dražja izvedba, ki poleg tega da zaradi dodatnih ročic postane manj robustna, nepotrebno spreminja težišče traktorja, je pa uporabniku prijazna rešitev za visoko stopnjo prilagajanja in dosegljivosti. Primer takega stroja je na slikah 3.11 in 3.12. Slika 3.10: Mulčer panex AGM na hidravljični roki Slika 3.11: Paralerogramni zamik mulčerja 9
Drugi stroji z zamikom : Slika 3.12: Namenske kose za košnjo nabrežin in obcestnih površin [27] Slika 3.13: Viličar Linde [26] 10
Slika 3.14: Gozdarska prikolica s krmiljenim priklopom [9] [10] Slika 3.15: Nakladač / dvigalo [11] Slika 3.16: Rovokopač krmiljenje nihajnega mehanizma [12] 11
4 ABSTRAHIRANJE PROBLEMA Kaj želim? Relativno hiter, enostaven mehanizem za premik točke A, ki leži na premici»a«v skrajne točke B in C ki ležita na premicah b in c. 1 Želja pa je da se točki B in C nahajata tudi na premici d, tako da bi bile točke A, B in C ko linearne. Premik med točkami je lahko : - linearen - krožni - po krivulji b a c B C d A Slika 4.1: Abstrakcija problema Sedaj, ko sem problem abstrahiral, in ga v celoti posplošil, sem se otresel okov v naprej predvidenih možnih rešitev, saj iz takšnega izhodišča ne vidiš drugega, kot le čisto teorijo premika mehanizma. S tem razširiš obzorja in povečaš nabor možnih rešitev. 1 Oznake točk in premic se nanašajo na sliko 4.1 12
5 SNOVANJE IZDELKA Pod pojmom snovanje se skrivajo naslednja potrebna opravila. Snovanje izdelka oziroma izbira materiala, določanje oblik in dimenzij - preverjanje izdelka oziroma materiala, določanje oblik in dimenzij - preračunavanje trdnosti, deformacij, obrabe, dobe trajanja itd. - optimizacija posameznih elementov po izbranih kriterijih - snovanje raznih variant izdelka, analiza njihovih lastnosti, vrednotenje in izbira - določanje in analiziranje proizvodnih stroškov - določanje kriterijev za izbiranje variant izdelka - preverjanje in iskanje kompromisov glede izpolnjevanja pogojev iz zahtevnika - izdelava, preizkušanje in vrednotenje prototipov - optimizacija izbranih zasnov proizvoda V sklopu moje diplomske naloge ne bom zmogel opraviti vseh navedenih opravil, to pa predvsem zaradi dveh razlogov. Prvi je razlika med obsežnostjo zahtevanega dela v sklopu diplomske naloge, drugi pa je, da je konstruiranje postopek, ki ga le stežka opravi en sam. Vedno je dobrodošlo, da sta o neki stvari prisotni vsaj dve mnenji, ki se razlikujeta. Saj se s tem širi spekter vplivov, ki bodo nato zajeti in upoštevani pri razvoju. Specifikacija zahtev Brezpogojne zahteve B So tiste, ki morajo biti izpolnjene, če naj bo naloga uspešno rešena (količinske veličine, npr. : zmogljivost, moč in vrtljaji motorja, prestavno razmerje prenosnika, ključne mere; kakovostne veličine npr.: tolerančni razred, zanesljivost obratovanja, itd.) Minimalne zahteve - M So tiste, ki morajo biti izpolnjene do neke minimalne mere, zahteve se lahko prevesijo na ugodnejšo stran, ne smejo pa biti manj kot je predpisano. Če se prevesijo na bolje pomeni, da je kakovost rešitve boljša (najmanjša potrebna stopnja izkoristka, največja dovoljena poraba goriva, največja dovoljena hitrost; razlika teh, pojmovanja: minimalni hrup ali minimalni izkoristek. 13
Želene zahteve Ž Neposredno ne vplivajo na funkcionalno rešitev pač pa izboljšujejo kakovost rešitve ( centralno upravljanje, centralno mazanje, antikorozijska zaščita, posebni premaz, ugodnost upravljanja, dodatna oprema v avtomobilu). Geometrijske veličine Tabela 5.1: Zahtevane geometrijske veličine Zahteva Vrednost Tip zahteve (B/M/Ž) Višina mehanizma Višina v nobenem primeru ne presega B višine 2m Širina mehanizma V transportnem položaju znotraj 2m B Zamik vpretja (funkcija Razdalja med skrajnima točkama vsaj M mehanizma) 2,6 m Najnižja točka mehanizma Najnižja točka je 300 mm od podlage M med transportom Mehanizem se ne podaljšuje Težimo k linearnemu zamiku Ž Kinematika Tabela 5.2: Zahtevana kinematika Zahteva Vrednost Tip zahteve (B/M/Ž) Vpetje mehanizma Vpetje sistema miruje relativno glede B na traktor Gibi Ne sunkoviti, mirni B Hitrost Zamik vpetja opravimo v 20s M 14
Energija Tabela 5.3: Zahteve glede energije Zahteva Vrednost Tip zahteve (B/M/Ž) Moč Za pogon mora zadostovati moč B traktorja Toplotno stanje Deli, na dosegu dotika se ne segrejejo B nad 80 C Vrsta odgona iz traktorja Kardanski odgon Ž Vrsta odgona iz traktorja Želimo se izogniti stalno delujočemu pretoku olja (traktor priključek) Ž Statika in dinamika Tabela 5.4: Zahteve glede statike in dinamike Zahteva Vrednost Tip zahteve (B/M/Ž) Moč potrebna za Zadostuje moč traktorja (brez lastnih B zagotavljanje delovanja močnejših pogonov) Masa Pod 1000 kg M Pridrževanje sile v smeri Fv = 25 000 N M vožnje Navpična sila na skrajni Fg = 5 000 N M točki Deformacije Mehanizem se ne sme pretirano Ž elastično deformirati (občutek robustnosti) Nihanje Izogibati se stalnim nihajočim mehanizmom (resonanca?) B 15
Gradivo, snov Tabela 5.5: Zahteve glede gradiv Zahteva Vrednost Tip zahteve (B/M/Ž) Osnovni material Konstrukcijsko jeklo B Specialna gradiva Dragim, redkim gradivom se izogibati M Zanesljivost sistema Tabela 5.6: Zahteva po zanesljivosti Zahteva Vrednost Tip zahteve (B/M/Ž) Ponovljivost delovanja Enolična ponovljivost B Varovanje mehanizma Konstrukcija nosi, mehanizem vodi M Kompatibilnost Sistem mora delovati na standardnem B traktorju Število elementov Želimo imeti čim enostavnejši mehanizem brez velikega št. elementov Ž 16
Možni principi opravljanja premika med točkami: Linearni premiki: 1. Zobnik po letvi 2. Mehanizem 2 3. Jermen / vrv 4. Mehanizem 3 5. Hidravlični cilinder /pnevmatski 6. Mehanizem 4 (škarjasti) 7. Mehanizem 1 8. Veriga 17
9. Kemična energija, vzmet ( eksplozija, vzmet) 10. Vreteno 11. Polžnica, letev 12. Lineatni elektromotor 13. Linearni»stopenjski motor«ideja za pnevmatski (lahko tudi kakšen drug pogon npr. el. magnetne tuljave ali hidravlični pogon) Ideja takšnega pogona je da z izmeničnim delovanjem igel premikamo naluknjano letev. Premikanje se lahko vrši v obe smeri, pri tem pa imamo zelo natančno vodenje ter vedno poznamo položaj letve. 18
Krožni premiki 1. Planetno gonilo, hidro motor 2. Hidro motor, jermen 3. Hidro motor, zobnik 4. Linearni hidravlični motor, zobata letev 5. Mehanizem z linearnimi hidravličnimi 6. Mehanizem z vzvodom in motorji hidravličnim valjem Premik po krivulji 2. Razne kombinacije linearnega premika + krožnega premika (krožni premik vršimo nekje na premici a, linearni premik pa na relaciji med točko A in B oz. C. 19
Izločevanje (oženje nabora principov premika mehanizma) Prvo vrednotenje Mehanizem / variantna rešitev Zobnik, letev Jermen / vrv Hidravlični cilinder/ pnevmatski Mehanizem 1 Tabela 5.7: 1. primerjava možnih pogonov Komentar Rešitev je enostavna za izdelavo, malo soubirnih delov, visoka zanesljivost Nezanesljivo delovanje, nevarnost spodrsavanja, velika stopnja zvijanja gonilnega elementa (ovitje okoli gredi) Enostavna in dostopna rešitev, potreba po širokih vodilih Vrsta premika Linearni/ krožni Linearni Linearni Linearni Nadaljnja obravnava Za zagotavljanje premika 2,6 m bi bil Linearni NE celoten mehanizem prevelik Mehanizem 2 Prevelik mehanizem, saj se odgon vrši Linearni NE na krožnici, ki jo opiše ročica. Torej je vzdolžni premik enak premeru opisane krožnice, potrebna pa bi bila tudi ojačitev vrt. momenta Mehanizem 3 Prevelik mehanizem, prav tako se Linearni NE pojavi potreba po ojačitvi vrtilnega momenta na gonilnem kolesu Mehanizem 4 Enostavna rešitev z malo sestavnimi Linearni DA deli Veriga Smiselna rešitev, pojavi se potreba po Linearni DA širokem vodilu, ter vel. Število elementov, kar povečuje možnost napak Kemična Sistem je preveč sunkovit poleg tega Linearni NE energija, vzmet težko nadziramo dejanske sile v sistemu Vreteno Enostavna in preverjena rešitev Linearni DA Polžnica, letev Enostavna in preverjena rešitev, Potreba po širokem vodilu, zahtevna in draga obdelava polžnice ter ustreznega profila letve Linearni NE DA NE DA Linearni elektro motor Pojavi se potreba po natančni regulaciji el. Toka. Ta tehnologija je zelo draga, ter tudi ni primerna za velike sunkovite obremenitve, potreba po širokem vodilu, Linearni NE 20
Linearni stopenjski motor Planetno gonilo, hidro motor Jermen, hidro motor Zobnik, hidro motor Linearni hidravlični motor, zobata letev Mehanizem z Linearnimi hidr. motorji Mehanizem z vzvodovjem in hidr. valjem Draga rešitev, z veliko sestavnimi deli, čemur se želimo izogniti, Potreba po širokem vodilu iz proti obrabi odpornega materiala Kompleksnejša izdelava, velika zanesljivost, zagotavljanje zadostnega prestavnega razmerja Enostavna izdelava, vendar nezanesljiv sistem, spodrsavanje, težko doseganje potrebnega prestavnega razmerja Enostavna izdelava, zanesljiv sistem, težko doseganje potrebnega prestavnega razmerja Kompleksna izdelava, Zanesljiv sistem Linearni Krožni Krožni Krožni Krožni NE DA NE NE DA Enostavna izdelava, zanesljiv sistem Krožni DA Enostavna izdelava, pojav velike obremenitve vzvodovja na skrajnih točkah Krožni DA Drugo vrednotenje Mehanizem / variantna rešitev Zobnik, letev Hidravlični cilinder/pnev matski Veriga Tabela 5.8: 2. primerjava možnih pogonov Komentar (geometrijska primerjava, ekonomska primerjava, robustnost sistema) 1. potreba po hidro motorju (drag element), 2. potreba po širokem vodilu 3. nosi le en zob (ustrezno velik modul) 1. ne moremo doseči vseh skrajnih točk, zastaja nam namreč mrtvi del ki ga zavzame cilinder, to se nekoliko omili pri»sveči«vendar ne dovolj, 2. potreba po širokem vodilu. 1. drag element veriga, 2. potreba po hidro motorju 3. šibki člen (zmanjšana zanesljivost delovanja) Vrsta premika linearni / krožni Linearni Linearni Linearni Nadaljnja obravnava NE NE NE 21
Vreteno Planetno gonilo, hidro motor Linearni hidravlični motor, zobata letev Mehanizem z Linearnimi hidr. motorji Mehanizem z vzvodom in hidr. valjem 4. veliko število delov 5. potreba po širokem vodilu 1. potreba po hidro motorju 2. dolgo vreteno, (uklon ) 3. potreba po širokem vodilu 4. enostavno krmiljenje 5. Potreba po zavori 1. potreba po hidro motorju 2. drag element planetno gonilo 1. kompleksna izdelava letve (na batnici) 2. enostavno krmiljenje sistema 3. nosi le en zob (ustrezno velik modul) 1. 2 cilindra 2. enostavna izdelava 3. brez ustrezne regulacije dosegamo manjše kote od 180 4. za 180 potreba po bloku ventilov za regulacijo 1. Enostavna izdelava 2. enostavno krmiljenje 3. En velik cilinder 4. velika obremenitev vzvoda Linearni Krožni Krožni Krožni Krožni NE NE DA DA DA 22
Osnovni preračuni Da bi lažje ovrednotil sile in obremenitve, ki bi se pojavile v sistemu je spodaj navedenih nekaj osnovnih preračunov, brez varnostnih faktorjev in podrobnosti. Namen teh računov je le določiti okvirne vrednosti, in se na podlagi le teh odločiti za nadaljnjo izbiro principa delovanja. Linearni hidravlični motor, zobata letev Ker se takšen način uporablja za rotacijo nekaterih nakladačev (slika: 3.16), in rok rovokopačev, sem zato najprej naredil raziskavo in našel skice in sheme, ki jih podajam v sliki 5.1. Slika 5.1: Shema opravljanja vrtilnega giba z dvema cilindroma in zob. letvijo [25], [26]. Na sliki 5.1 lahko vidimo kako je batnica cilindrov hkrati tudi zobata letev, ki preko ozobja na gredi vrti priklop. 23
Za rotacijo roke dolge 1300mm, na koncu katere je zahtevana vzdolžna obremenitev Fv = 25 000 N skrbi zobata letev ki je preko zobnika obremenjuje gred. Zanima me predvsem kolikšen moment v gredi ( na zobniku) je potreben za zadrževanje dane sile. M = F r (5.1) M = 25000[N] 1300[mm] M = 32500000[Nmm] M = 32500 [Nm] Zanima me kaj to pomeni, zato predpostavim da uporabim material C45 (za d večje od 63mm, σpr =370 MPa), in me zanima kakšen premer gredi bi bil ustrezen. σ pr = (3 τ 2 ) (5.2) σ pr = 3 τ 2 σ pr = 3 τ τ = σpr/ 3 (5.3) τ = 370[Mpa] 3 τ = 213[MPa] τ t = M W (5.4) τ t = M 16 π d 2 3 d = M 16 π τ t (5.5) 3 d = 32 500 000 [Nmm] 16 π 213 [MPa] d = 91,9 [mm] d => 100 [mm] V enačbi 10.3 sem izračunal, da je dopustna torzijska napetost 213 MPa. Ker pa me zanima premer potrebne gredi, sem jo določil v enačbi 5.5 in sicer 100 mm. 24
Mehanizem z linearnimi hidravličnimi motorji Slika 5.2: Mehanizem z linearnimi motorji [22] Kritična točka je»previsna točka«, ko je en izmed cilindrov v popolnem raztegu. Do tiste točke delujeta oba cilindra na neki ročici, torej ustvarjata moment na mehanizem. Ko pa pride eden od cilindrov v raztegnjen položaj vso delo prevzame 2. cilinder in zato je lahko smatramo kot»kritično točko«. Skica problema»kritične točke«je predstavljena na sliki 5.2, kjer lahko tudi vidimo shemo hidravlične napeljave. Predpostavimo da hidravlični cilinder v kritični točki deluje na sistem na ročici 200 mm, zunanji vplivi pa so enaki prejšnjemu primeru, na ročici L=1300mm deluje vzdolžna sila 25 000N. Zaradi spremembe kota se dejanska ročica na kateri deluje moment zunanje sile zmanjša, vendar ne vemo za koliko ker nimamo geometrijsko določenega mehanizma, pustimo ročico 1300 mm. Sedaj lahko izračunamo potreben premer cilindrov, za sistem. Predpostavimo še da se tlak, ki ga proizvede hidravlična črpalka in predstavlja naš pogon giblje med pmin =150 bar in pmax =200 bar. Zaradi zagotavljanja delovanja stroja na čim večjem spektru strojev predpostavimo delovni tlak 150 bar. M = F L (5.6) M = 25000[N] 1300[mm] M = 32 500 000[Nmm] M = 32 500[Nm] 25
F = M r (5.7) F = 32 500 000[Nmm] 200 [mm] F = 162 500[N] F = p A (5.8) A = F p A = 162 500 [N] 106 150[bar] 10 5 A = 10833[mm 2 ] Potreben premer na strani cilindra (delovni gib) d = A 4 π (5.9) d = 10833[mm2 ] 4 π d = 117 [mm] Iz premera, ki smo ga izračunali v enačbi 5.9, grobo določimo premer batnice iz razmerja cilinder/batnica=3/2. Tako predpostavimo, da je batnica premera 78 mm izberemo 80mm 2. Na strani batnice (povratni gib) A = π D2 4 π d2 4 D = (A + π d2 4 ) 4 π (5.10) (5.11) D = (10833[mm 2 ] + π 80[mm]2 ) 4 4 π D = 142,1 [mm] 2 Podatek D/d=2/3, sem povzel in poenostavil, iz mer standardnih hidravličnih valjev iz kataloga Mapro 26
Mehanizem z vzvodom in hidravličnim valjem Če predpostavimo, da ročico premikamo z cilindrom, ki je preko»škarij«vpet na ročico in ustvarjamo moment nanjo na ročici 200 mm, je potrebna sila hidravličnega valja enaka valju v prejšnjem primeru. Torej premera poznamo, vprašljiva je edino le dolžina cilindra. Sklepamo pa lahko da je potrebni hod večji od 400mm. Iz skice lahko sklepamo, da če je mera x = 200mm, potem je mera y vsaj 300 mm, torej se razdalja med prvo sliko in 3. spremeni vsaj za 400 mm. Da pa bi lahko natančneje govorili, bi bilo potrebno mehanizem vsaj natančneje skicirata, oziroma celo zmodelirati. Slika 5.3: Princip delovanja vzvoda 27
Izločevanje (oženje nabora principov premika mehanizma) Ker smo videli, da so vsi trije mehanizmi, ki sem jih enostavno preračunal smiselni in primerne rešitve, se bom za nadaljnjo presojo obrnil na ekonomski vidik in na stroške izdelave mehanizma. Moja želja je tudi enostavna montaža, in čim manj delov občutljivih na sunke in udarce. Lastnosti mehanizmov Vrsta mehanizma Linearni hidravlični motor, zobata letev Mehanizem z linearnimi hidravličnimi motorji Tabela 5.9: 3 primerjava možnih pogonov Potrebni sestavni deli Montaža Št. Meh. Vpetje mehanizma Je zahtevnejša, saj je gred 1 nosilec roke premera 100 mm, zaradi sorniki svoje mase težavna za gred z nizkim ozobjem vgradnjo zobnik z notranjim ozobjem Zahtevna je tudi montaža in zunanjim ozobjem (belik letve v cilindre modul ozobja) Poleg tega pa je potrebna namenska batnica/letev velika pazljivost zaradi 2 hidr. cilindra obdelanih površin in tesnil tesnilni obroči, drsne puše Vpetje mehanizma nosilec roke 2. hidr. cilindra Blok z ventili za regulacijo valjev Sorniki Drsne puše Nezahtevna montaža, saj delavec ne sestavlja drugega, kot le vstavi puše ter sornike 2 Mehanizem z vzvodom in hidravličnim valjem Vpetje mehanizma 1. hidr. cilinder Roke za vzvod Sorniki Drsne Puše Montaža je zahtevnejša enostaven je del, kjer delavec vstavi puše. Težava pa se pojavi, ko je treba vstaviti sornike, saj morajo biti za enostavno montažo puše na vzvodu koncentrične ter vzporedne, kar pa je pri varjenju težko nadzorovati. 3 28
Ocena in primerjava mehanizmov Št. mehanizma Tabela 5.10: Ocenjevanje možnih pogonov Ocean montaže (+ /0/-) Stroškovna ocena Potrebna strojna obdelava delov Modularnost (enostavna priredba) za težjo močnejšo izvedbo Skupna ocean 1 - - - - - 2 + 0 + + + 3 0 + + 0 + Po presoji in primerjavi mehanizmov sem prišel do zaključka, da sta za nadaljno obravnavo smiselna mehanizem z dvema linearnima hidravličnima motorjema in mehanizem z vzvodom. Za nadaljnjo presojo pa bom moral oba sistema zmodelirati, s pomočjo CAD, jih primerjati in raziskati prednosti in slabosti posameznega mehanizma. Primerjava na osnovi grobo izdelanih 3D modelov, pri katerih sem upošteval dejanske potrebne delovne valje, potrebne prereze teleskopov, ki vzdržijo silo, zahtevanih 25000 N vodoravne obremenitve, ter nastavke za standardni traktorski priklop 2. kategorije po ISO-730-1 : 1994. Detajliranje in preračun Sam moj izdelek se odlikuje kot zelo robusten, vpadljiv na pogled, ter enostaven za izdelavo, poleg tega pa še zanesljiv. Vendar pa ima eno pomanjkljivost. Pri transportnem položaju se naša točka priklopa premakne daleč nazaj (za ročico zamika + dolžino mehanizma in traktorskega priklopa ). To pomeni da se pri zamiku npr. 1300 mm iz sredine koloteka traktorja, naše prijemališče vlečnega stroja zamakne v transportnem položaju preko 2000 mm za traktor, kar pa je nespremenljivo zaradi voznih lastnosti stroja in zaradi obremenitev na priklop. Stroj namreč povzroči silo teže, ki se giblje okrog 500 kg na ročici 2 m, kar se odraža kot zelo velik in težko obvladljiv moment, ki močno otežkoči vožnjo in poslabša stabilnost traktorja. Skica tega problema je podana na sliki 5.4, kjer je podana tudi skica delovanja. 29
L1 F Slika 5.4: Shema delovanja priklopa Zato je ena od rešitev tega problema ta, da moramo ročico skrajšati, obenem pa vseeno dosegati skrajne bočne točke. L2 F Slika 5.5: Shema delovanja teleskopskega priklopa Opazimo lahko, da sta L1 in L2 različnih dolžin, torej je rešitev taka, da se priklop stroja montira na teleskopsko roko (slika 5.5). To pa premikamo z cilindrom. Tako lahko dosežemo razdaljo med priklopom traktorja in priklopom stroja blizu, ali celo pod 1 m razdalje. Za lažje vrednotenje posameznih mehanizmov sem izdelal 3D modele, ki sem jih optimiral. Za modeliranje sem uporabil strojno opremo Solid Works. Podal sem tudi primerjalne preračune. 30
Mehanizem z vzvodom in hidravličnim valjem Sistem sem skonstruiral na principu, kot ga opiše že samo ime, sistem z vzvodom. Pod tem imenom se skriva mehanizem, ki koristi mehanizem škarij. S tem principom smo zmožni z linearnim gibom hidravličnega valja krožno voditi sistem tudi do 180. Čeprav je bila to (vodenje za 180 ena od vhodnih želja v razvoj, sem jo tokrat obšel, zaradi želje po čim prijaznejšem priklopu za vožnjo in varno obratovanje. S tem ko sem obračalni kot zmanjšal, ter ustrezno določil dolžine ročic škarij, sem zmanjšal potrebni delovni gib cilindra, s tem pa celotno širino priklopa. Kot možno varianto sem skonstruiral priklop, ki ima 2 cilindra, teleskopsko roko ter standardni 3 točkovni priklop 2. kategorije. Slika 5.6: Zmodeliran mehanizem z vzvodom Na sliki 5.6 vidimo, da je na mehanizmu standardni 3 točkovni priklop, nosilni okvir, vzvod in teleskopska roka, na katero se priklopi zgrabljalnik. 31
Modeliral sem na osnovi potrebnega preseka cevi, ki bi konzolno vpeta prenesla obremenitve, ki bi jih povzročila sila 25000 N na ročici 1300 mm. To je najneugodnejši primer ki bi se pri našem stroju pojavil. Zato sklepam, da bi dobljeni rezultat zadoščal tudi za vse ostale situacije. F= 25000 N L= 1300 mm Moment ki ga povzroči sila: M = F l 5.12) M = 25000[N] 1300[mm] M = 3250000 [Nmm] Zanima me torej napetost ki jo prenese profil (oz. potreben profil da prenaša napetosti). σ up = M W = M e I (5.13) Predpostavimo da bomo uporabljali material S355 JR, oz. 1.0045, ki ima napetost tečenja Re= [N/mm2]. Tabela 5.11: Trdnostne lastnosti materiala v odvisnosti od debeline pločevine Vrsta > 16 > 40 > 63 > 80 > 100 > 150 > 200 16 40 63 80 100 150 200 250 1.0045 355 345 335 325 315 295 285 275 Ker je teleskop ki, sem si ga zamislil narejeno iz pločevine oz. varjenega profila, lahko izberem Re= 355 N/mm2, saj bo stena profila tanjša od 16 mm. 32
Ker je to le približni izračun, da bom lahko določil okvirni prerez teleskopa, bom izračunal potrebni odpornostni moment, le tega pa nato primerjal z odpornostnimi momenti iz tabele jeklenih izdelkov proizvajalca Metra SEŽANA. W = M σup (5.14) W = 3250000 [Nmm] N 355 [ mm2 ] W = 9154,9 [mm3] Zunanje mere A x B [mm] Debelina (s) [mm] Tabela 5.32: Lastnosti varjenih profilov Teža [kg / m] Vztrajnostni moment Ix [cm ^4] Odpornostni moment Wx [cm^3] 2,0 6,07 123,01 24,60 3,0 8,96 177,05 35,41 4,0 11,73 226,35 45,27 5,0 14,24 265,69 53,14 6,0 12,74 303,68 60,74 7,0 19,12 337,04 67,41 8,0 21,39 365,95 73,19 10,0 24,89 388,55 77,71 12,0 33,20 543,10 108,60 Iz kataloga, lahko izberem varjeno kvadratno cev 110x110 s steno 8 mm, ki ima 91,93 cm3, podatke lahko razberemo iz tabele 5.12. Ta cev naj bi bila ustrezna. Za modeliranje mehanizma sem uporabil kvadratni profil 150x150 stene 12mm. Za takšno predimenzioniranje sem se odločil iz dveh razlogov. Oba izhajata iz same filozofije podjetja SIP, za katerega sem diplomo tudi pisal. Sistem naj mehansko vzdrži bremenitve obremenitve večje od predvidenih in naj ima robusten in zaupljiv izgled. Poleg tega pa naj bodo nosilni elementi v primerljivem dimenzijskem razmerju. 1. Torej predimenzioniranje ima za posledico večjo življenjsko dobo, tudi pri prekoračitvah predvidenih obremenitev 2. Pa z večanjem preseka teleskopa želim vplivati na vizualni učinek stroja. Ustvariti želim robusten izgled ter manjšanje elastičnih upogibov cevi (zopet ciljam na»uporabnikov občutek o vzdržljivosti stroja«, kar pa je večjega pomena je to, da je predvideni stroj, ki se bo na mehanizem priklopil velikih dimenzij, ter daje občutek masivnega stroja. Torej igram na karto razmerji dimenzij glavnih nosilcev na vlečenem zgrabljalniku in dimenzij teleskopa. 33
Slika 5.7: Dimenzije zmodeliranega mehanizma Zamik priklopa med delovanjem je 1300 mm na obe strani, med transportom pa je skrajna točka cilinder, ki se»skrije«za traktorsko pnevmatiko. Skrajna točka je iz srednice traktorja oddaljena 961 mm, celotna transportna širina pa je 1861mm. Pri tem sem upošteval prekritje v teleskopu, ki v iztegnjenem položaju še vedno prekriva 260 mm, kar naj bi zadoščalo za zadostno stabilnost sistema. To hipotezi sem povzel po predpostavki, da v primeru da ima notranja cev na enem od naslonov zračnosti 1mm (cev je podprta na dveh točkah na razdalji 260 mm), ta zračnost pri iztegnjenem teleskopu (1300) rezultira v petkratnik pogreška pri podprtju cevi. Torej se pri zračnosti 1mm (na podpori 260 mm) na razdalji 1300 mm opazi kot 5 mm prostega podajanja. Pri modeliranju sem moral upoštevati tudi geometrijo pogonskih sklopov, hidravličnega cilindra za zamik, in linearnega hidravličnega motorja za izvlek, oz. potisk, teleskopa. ti podatki mi bodo tudi služili za natančnejše cenovne, oz. stroškovne primerjave. 34
Preračun hidravličnega cilindra za vršitev zamika: Izhajal bom iz predpostavk, da sila ki deluje na ročici 1300 mm znaša 25000 N. Nastali moment pa z enim cilindrom pridržujem na ročici 140 mm, to je ročica, ki se pojavi pri teleskopu iztegnjenem v levo (gledano v smeri vožnje). V vseh ostalih položajih pa je ročica daljša, kar pomeni da je tam sila potrebna za pridrževanje manjša. Ker je to priklop, ki ga bo uporabnik priklopil, na nam neznan traktor, za katerega ne vemo v kakšnem stanju je hidravlična črpalka na njem in koliko tlaka uspe proizvesti v sistem, bom nadaljeval z vmesno vrednostjo tlaka, 150 bar oz. 15 MPa, če nova črpalka proizvede na standardnem traktorju proizvede od 180 do 200 bar delovnega tlaka. Slika: 5.8: Kotiranje kritične točke Najprej bom izračunal potrebni notranji premer cilindra, ki zadošča za kritično točko v iztegovalnem gibu. Moment, ki ga moramo zadrževati: M = F l (5.15) M = 25000[N] 1300 [mm] M = 3250000 [Nmm] Sila ki jo mora proizvesti cilinder: F = M/l (5.16) F = 3250000[Nmm] 140 [mm] F = 232142,9 [N] 35
Potrebni premer cilindra: A = F/p (5.17) A = 233142,9[N] N 15 [ mm 2] A = 15476,19 [mm 2 ] A = π d2 4 2 d = A 4 π (5.18) 2 d = 15476,19 [mm2 ] 4 π d = 140,4 [mm] Zaradi zagotavljanja zadostne sile za povratni gib izberem cilinder premera 160mm. Sedaj pa me zanima kakšno batnico potrebujem, da bo uklonsko varna.. Vhodni podatki: Za preračun sta ključnega pomena dolžina batnice, ki znaša 380 mm, na koncu batnice je še uho s pušo. Na sami batnici pa je v notranjosti še privijačen potisno tesnilni valj, ki je širok približno 50 mm, tako da lahko skupno uklonsko dolžino ovrednotimo kot 500 mm. Dejanska sila, ki jo uspe cilinder proizvesti, je pogojena z notranjim premerom cilindra, ki pa sem ga izbral 160 mm (pribitek na izračunani premer sem dodal zaradi površine na jalovi strani, ki mora prav tako doseči in premagati kritično točko). Tlak v sistemu pa vzamemo najvišjega, ki se lahko pojavi v sistemu, tako določimo 200 bar, oz. 20 MPa. Modul elastičnosti vzamemo 2,1*10 5 MPa. Za material batnice predpostavim material C45, normaliziran, za katerega velja Rp0.2= 290 MPa. Kot ključni podatek nas tudi zanima, v kateri uklonski zakon spada naš primer. Ker imamo cilinder, ki se obrača tako, da je sila ves čas v smeri njegove srednjice, konca pa sta vrtljivo vpeta na priklop, lahko sklenemo da obravnavamo 2. uklonski zakon, za katerega velja Lo = L. 36
Za določitev premera batnice je ključnega pomena uklonski varnostni faktor ν, ki po priporočilih znaša νu = 2 10, navadno 3,5 [16]. Izračun sile, ki jo dejansko proizvede naš cilinder: F = A p (5.19) F = π d2 4 p F = π 160[mm]2 4 F = 353429,2 [N] 20[MPa] Določitev uklonske dolžine lo = l Lo = 500 [mm] Varnostni faktor: νu = 3,5 Modul elastičnosti: E = 2,1 10 5 [N/mm 2 ] Premer batnice bom določil na podlagi kritične uklonske sile, varnosti, ter vztrajnostnega aksialnega momenta. Fk = π 2 E Imin lo 2 (5.20) Fk = F ν (5.21) Imin = π d4 64 (5.22) Iz enačb [5.20, 5.21, in 5.22] se lahko izpelje enačba [5.23]. 37
4 d = 64 lo2 F ν π 3 E (5.23) 4 d = 64 500[mm]2 353429[N] 3,5 π 3 2 10 5 [N/mm 2 ] d = 45,64 [mm] d => 50 [mm] Pri tem ko sem izbral naslednjo standardni premer batnice, ki je v tem primeru 50 mm. Pri tem se nam spremeni tudi varnostni faktor. Dejanski uklonski varnostni faktor: ν = Fk F ν = 7990589,4 [N] 353429,2 [N] (5.24) ν = 22,6 Sedaj, ko poznamo potrebni premer batnice lahko preverimo kakšen je potrebni premer na strani cilindra, da bo ustvaril dovolj sile tudi za povratni gib. A = π D2 4 π d2 4 D = (A + π d2 4 ) 4 π (5.25) (5.26) D = (15476,19[mm 2 ] + π 50[mm]2 ) 4 4 π D = 149,01 [mm] Pridemo do zaključka, da izbrani premeri ustrezajo. Tako lahko sklenemo in zapišemo, da je naš hidravlični valj dimenzij 160/50/380. Za lažjo in boljšo predstavo, pa sem naredil še nekaj realističnih slik [5.9 in 5.10], kako bi takšen priklop izgledal. Za izdelavo slik sem uporabil dodatek k modelirniku Solid Works, PhotoWiew 360. 38
Slika 5.9: Mehanizem z vzvodom v desni skrajni legi Slika 5.10: Mehanizem z vzvodom v levi skrajni legi 39
Mehanizem z linearnimi hidravličnimi motorji Slika 5.11: Zmodeliran mehanizem Na sliki 5.11 lahko opazimo, da je sistem robustne konstrukcije. Na nosilnemu okvirju so pritrjena ušesa, ki služijo kot priklop za na traktor. Spodaj pa sta nameščena dva hidravlična valja, ki sistem vrtita okoli glavnega sornika. Teleskop se iztegne iz čelne plošče, in doseže 1300 mm ročice in 180 zasuka. Pri slednji varianti priklopa sem kot izhodišče uporabil enake robne pogoje kot za prejšnji sistem, torej sem lahko izhajal iz enakih zahtevanih presekov cevi teleskopa, povzel pa sem tudi prekrivanje cevi teleskopa, ki v iztegnjenem položaju znaša 260 mm. 40
Pri določevanju položajev sornikov, okrog katerih se vrtijo hidravlični cilindri in sam priklop, sem izhajal iz potrebnih hidravličnih valjev. Kot prvi argument sem upošteval dolžino cilindrov, saj daljši cilinder posledično pomeni višjo proizvodno ceno, ter posledično prodajno. Kot drugi argument pa sem upošteval premer cilindrov, ki so potrebni za premagovanje najbolj obremenjene točke. Slika 5.12: Dimenzije obračalnega mehanizma Kot kritična točka se pojavi položaj, v katerem je en cilinder popolnoma raztegnjen, in pride do previsne točke, kjer se njegov raztezni gib spremeni v skrčevalnega (delovni gib se zamenja z jalovim). V tem položaju sem tudi preračunal potreben premer cilindra (ker v tistem trenutku opravlja delo le en). Skico problema lahko vidimo na sliki: 5.13, kjer je kotirana tudi ročica na kateri deluje. 41
Slika: 5.13: Kotiranje kritične točke Čeprav se ročica, ki smo jo postavili kot izhodišče (1300 mm in 25000N) zaradi spremembe kota skrajša za dobrih 100mm, ne smemo narediti te napake in na tej točki računati s podatki ( L=1200 mm, F= 25000N), saj ne vemo v katerem položaju je vlečeni stroj in ni zagotovo, da bo na priklop delovala sila v smeri središčnice traktorja. Torej moramo vzeti kritični scenarij in predvidevamo da je sila pravokotna na iztegnjeni teleskop, kar pa za rezultat prinese že v izhodišču izračun moment, ki ga moramo s cilindri zadržati in premagati. Izhajal bom iz predpostavk, da sila ki deluje na ročici 1300 mm znaša 25000 N. Nastali moment pa z enim cilindrom pridržujemo na ročici 230 mm. Ker je to priklop, ki ga bo uporabnik priklopil, na nam neznan traktor, za katerega ne vemo v kakšnem stanju je hidravlična črpalka na njem in koliko tlaka uspe proizvesti v sistem Bom nadaljeval z neko vmesno vrednostjo 150 bar oz. 15 MPa, če nova črpalka proizvede na standardnem traktorju proizvede od 180 do 200 bar delovnega tlaka. Najprej bom izračunal potrebni notranji premer cilindra, ki zadošča za kritično točko v iztegovalnem gibu. 42
Moment, ki ga moramo zadrževati: M = F l (5.27) M = 25000[N] 1300 [mm] M = 3250000 [Nmm] Sila ki jo mora proizvesti cilinder: F = M/l (5.28) F = 3250000[Nmm] 230 [mm] F = 141304,3 [N] Potrebni premer cilindra: A = F/p (5.29) A = 141304,3[N] N 15 [ mm 2] A = 9420,29 [mm 2 ] A = π d2 4 2 d = A 4 π (5.30) 2 d = 9420,29 [mm2 ] 4 π d = 109,5 [mm] Za določitev potrebne batnice, moramo premer določiti iz preračuna za uklon. Vhodni podatki: Za preračun sta ključnega pomena dolžina batnice, in premer le te. Dolžina hoda batnice znaša 403mm, vendar je na koncu batnice pritrjeno še uho s pušo, samo vrtenje cilindra pa je iz konca cilindra zamaknjeno za 60 mm, tako da skupna uklonska dolžina znaša preko 500 mm. Ker ne 43
poznam podrobnosti pritrjevanja končnega ušesa, predpostavim da je okoli puše za sornik premera 40 mm še 20 mm obroča, zraven pa moram upoštevati še prostor za zvar z batnico, ki ga vrednotim 7 mm. Tako dobim skupno uklonsko dolžino 510 mm. Dejanska sila, ki jo uspe cilinder proizvesti, je pogojena z notranjim premerom cilindra. Izbral sem 125 mm (pribitek na izračunani premer sem dodal zaradi površine na jalovi strani, ki mora prav tako doseči in premagati kritično točko). Tlak v sistemu pa vzamemo najvišjega, ki se lahko pojavi v sistemu, tako določimo 200 bar, oz. 20 MPa. Modul elastičnosti vzamemo 2,1*10 5 MPa. Za material batnice predpostavim material C45, normaliziran, za katerega velja Rp0.2= 290 MPa. Kot ključni podatek nas tudi zanima, v kateri uklonski zakon spada naš primer. Ker imamo cilinder, ki se obrača tako, da je sila ves čas v smeri njegove srednjice, konca pa sta vrtljivo vpeta na priklop, lahko sklenemo da obravnavamo 2. uklonski zakon, za katerega velja Lo = L Izračun sile, ki jo dejansko proizvede naš cilinder: F = A p (5.31) F = π d2 4 F = π 125[mm]2 4 F = 245436,9 [N] p (5.32) 20[MPa] Določitev uklonske dolžine lo = l Lo = 510 mm Varnostni faktor: ν u = 3,5 Modul elastičnosti: E = 2,1 10 5 [N/mm 2 ] 44
Premer batnice bom določil na podlagi kritične uklonske sile, varnosti, ter vztrajnostnega aksialnega momenta. Fk = π 2 E Imin lo 2 (5.33) Fk = F ν (5.34) Imin = π d4 64 (5.35) Iz enačb [5.33, 5.34 in 5.35] se lahko izpelje enačba [5.36] 4 d = 64 lo2 F ν π 3 E (5.36) 4 64 510[mm] 2 245436,9[N] 3,5 d = π 3 2,1 10 5 [ N mm 2] d = 42,1 [mm] d => 50 [mm] Pri tem sem izbral naslednjo standardno mero batnice, ki je v našem primeru 50 mm. Zaradi izbire večjega premera batnice od potrebnega se nam spremeni varnostni faktor. Dejanski uklonski varnostni faktor: ν = Fk F ν = 7990589,4 [N] 245436,9 [N] ν = 32,55 (5.37) A = π D2 4 π d2 4 D = (A + π d2 4 ) 4 π (5.38) (5.39) D = (9420,29[mm 2 ] + π 50[mm]2 ) 4 4 π D = 120,39 [mm] In pridemo do ugotovitve da je naš potreben cilinder dimenzij 125/50/403. 45
Tudi za ta mehanizem, sem z uporabo orodja PhotoWiew 360 naredil realistične slike [5.14, 5.15, 5.15]. Slika 5.14: Mehanizem z linearnimi motorji 1 Slika 5.15: Mehanizem z linearnimi motorji 2 Slika 5.15: Mehanizem z linearnimi motorji 3 46
Preračun stabilnosti in potrebna utež: Za varno delo s strojem je pomembna stabilnost traktorja in razmerje razdelitve teže na preme traktorja. Starejši traktorji, so imeli razmerje obremenitev sprednje preme / zadnje preme, 30/70.Novejši standardni traktorji pa imajo razmerje 40/60. Po želji da bi bil traktor stabilen in varen za vožnjo je potrebno na stroj obesiti (priklopiti) dodatne uteži. V želji, da bi ugotovil potrebno utež na traktorju in s tem ohranil razmerje razporeditve mase na osi, sem doložil težišče uteži in težišče priklopa. Ker je priklop vpet 3 točkovno se priklop obnaša kot fiksno vpet in povzroča dodatni moment. Maso traktorja sem razporedil, tako kot je pri večini standardnih kmetijskih traktorjih 40 / 60. [18] Za izračun potrebne uteži pa sem upošteval priporočilo, da je traktorska prednja prema vedno obremenjena z vsaj 20% lastne teže. [20] Preračun sem izvedel na traktorju Deutz Fahr Agroplus 70, tako da se vse navedene veličine nanašajo nanj. Mere in maso sem poiskal na spletu [21], ostale ki pa jih nisem našel, sem izmeril na stroju, ki sem ga premeril pri kmetu. Izračun mase uteži: ΣM A = 0 (5.40) Gv = (mp (c+x )+mstr (c+x) Tv b+ 0,2 Tl b) 3 a+b (5.41) 47