• RU
  • icon На проверке: 2
Меню

Разработка и анализ гидравлического подъемника самосвала

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Разработка и анализ гидравлического подъемника самосвала

Состав проекта

icon
icon Новый расчет.cdw
icon
icon KOMPAS - kurs.pdf
icon Поянительная записка.pdf
icon Поянительная записка.doc

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Новый расчет.cdw

Новый расчет.cdw
План возможных скростей для
Определение параметров
кулачкового механизма
Курсовой проект по ТММ
МГТУ им. Н.Э.Баумана

icon Поянительная записка.doc

Московский ордена Ленина ордена Октябрьской Революции и Ордена Трудового Красного Знамени государственный технический университет им. Н. Э. Баумана
Факультет «Робототехники и комплексной автоматизации»
Кафедра «Теории механизмов и машин»
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту на тему:
«Проектирование и исследование гидравлического подъемника автомобиля самосвала»
Целью работы являлась разработка гидравлического двухцилиндрового механизма подъема платформы. Конструктивно состоит из качающегося блока гидроцилиндров; поршня; штока; кузова; кулачкового механизма соединенного с регулятором давления; планетарного редуктора и шестеренной гидромашины внешнего зацепления. Для расчета гидроподъемника согласно техническому заданию были рассчитаны размеры механизма используя одномассовую динамическую модель определен закон движения машинного агрегата
определены силовые факторы в шарнирах и погрешность. Расчет зубчатой передачи произведен с помощью программы ZUB расчет планетарной передачи – с помощью программы PLANET. Результатом работы стал машинный агрегат область применения которого – грузовые машины (самосвалы) способный поднимать полезный груз массой до 3.5 тонн.
Техническое задание4
Определение закона движения5
1 Выбор динамической модели. Расчет и определение размеров звеньев.5
2 Определение передаточной функции и передаточного отношения.6
3 Определение приведенных моментов сил и приведенных моментов инерции.8
4 Построение графика работы угловых скорости и ускорения временной зависимости.9
Силовой расчет механизма10
1 Выделение групп Ассура.10
2 Определение движущей силы определение погрешности.11
1 Зубчатое зацепление гидромашины.13
2 Определение параметров планетарного редуктора.14
Определение профиля кулачка.16
1 Определение закона движения и радиуса начальной окружности.16
2 Определение кинематической передаточной функции углов давления выбор ролика толкателя.17
Список литературы:19
Приложение 1. Таблица параметров зубчатой передачи.20
Максимальный угол поворота платформы
Координаты шарнира B
Расстояние от шарнира B дл центра масс до центра масс груза 4
Начальное значение расстояния до центра масс груза 4
Начальная масса груза 4
Момент инерции звена 3 относительно ц.м.
Масса одного штока с поршнем
Момент инерции звена 2 относительно его ц.м.
Момент инерции звена 1 относительно его ц.м.
Угловая координата платформы 3 для силового расчета
Число зубьев колес 5 и 6
Модуль зубчатых колес 5 и 6
Передаточное отношение планетарного редуктора
Число сателлитов планетарного редуктора
Ход толкателя кулачкового механизма
Допустимый угол давления в кулачковом механизма
Определение закона движения
1 Выбор динамической модели. Расчет и определение размеров звеньев.
Динамическая модель – одномассовая.
Необходимо определить ход штока H длину штока координаты закрепления блока гидроцилиндров.
На листе общая схема гидроподъемника изображена в масштабе .
Ход поршня определялся как длинна хорды дуги окружности описываемой шарниром при подъеме кузова. Геометрически было определено значение .
Из условия была определена длинна штока:
Точка закрепления блока гидроцилиндров определена из условий компактности механизма и равенства углов давлений в начальной и конечной точках.
2 Определение передаточной функции и передаточного отношения.
Необходимо определить аналоги скоростей для блока гидроцилиндров и точки - точки приложения силы.
Рассмотрим скорость точки B. Очевидно что можно разложить её на составляющие и которые будучи выраженными через угол давления будут выглядеть следующим образом:
Продольная составляющая скорости постоянна для любой точки звена 2 следовательно . Для точки E тангенциальную скорость можно найти методом подобия:
где - коэфф. подобия длин векторов или отношения длин и :
Таким образом получено для скорости точки E выражения для её нормальной и тангенциальной составляющей:
Тогда выражение передаточной функции было получено аналитически используя теорему Пифагора:
где угол давления был измерен непосредственно с чертежа для девяти положений механизма.
Аналогичным образом для передаточного отношения было получено аналитическое выражение:
На листе 1 графики передаточной функции и передаточного отношения приведены в масштабах:
Результаты расчета представлены в Таблице 1.1
3 Определение приведенных моментов сил и приведенных моментов инерции.
Определение производилось по следующим формулам:
где: - моменты приведенные от сил G3 G4 F
- суммарный момент приведенный
- момент инерции приведенный звена 1
- момент инерции относительно точки C груза 4
определялось по формуле Штейнера:
определялось по следующей формуле:
Графики моментов сил и моментов инерции на чертеже изображены в масштабах
Значения моментов сил моментов инерции и зависимости приведены в Таблице 1.2.
4 Построение графика работы угловых скорости и ускорения временной зависимости.
Построение графика работы производилось как интегрирование графика .
Работа в начале цикла (в нулевой точке) очевидно равна нолю. В точке работа определялась по рекурсивной формуле:
Согласно формуле были получены значения угловой скорости
Значение углового ускорения было выполнено следующим образом: для девяти точек графика была построена кусочно-линейная функция в последствии аппроксимированная полиномом пятой степени и продифференцирована с помощью ЭВМ.
Временная зависимость была посчитана путем представления графика в виде ступенчатой кусочно-линейной функции с последующим графическим интегрированием. Рекурсивная формула для расчета зависимости :
Значения представлены в Таблице 1.3.
Общее время работы механизма составило 6.38 cекунд.
Силовой расчет механизма
1 Выделение групп Ассура.
Механизм состоит из двух групп Ассура – первичного механизма с подвижностью и структурной группы подвижности
Вторая группа Ассура – двухповодковая группа.
2 Определение движущей силы определение погрешности.
Силовой расчет начинаем со второй группы звеньев учитывая что при определении закона движения механизма она принята невесомой следовательно во второй группе звеньев отсутствуют силы инерции и моменты инерции.
Для определения реакции шарниров B и C составим уравнение моментов относительно точек и первой группы звеньев.
Где:масса кузова с грузом
плечо силы тяжести кузова и груза относительно точки B
плечо силы тяжести кузова и груза относительно точки C
суммарный момент инерции кузова с грузом относительно точки C
Решая систему получаем что:
Для определения нормальных составляющих реакций воспользуемся уравнением моментов относительно точки A записанного для всего механизма.
Где: плечо силы относительно точки А
плечо силы относительно точки А
Решая уравнение получается:
Из плана сил для векторного равенства:
Применив теорему Пифагора для составляющих реакции в шарнирах B и C:
Реакции в точке А нулевые в силу невесомости второй группы звеньев.
Погрешность вычисления:
1 Зубчатое зацепление гидромашины.
Необходимо определить профиль внешнего эвольвентного прямозубого зацепления колес и построить зубчатое зацепление показать на чертеже все параметры зацепления и производящего инструмента; исходными данными является модуль и число зубьев каждого колеса .
Обозначения использованные на чертеже:
главный угол исх. производящего инструмента
угол зацепления зубьев
межосевое расстояние
коэф. высоты головки зуба
коэф. радиального зазора
диаметры окружностей: делительной впадин основной выступов
коэф. воспринимаемого смещения
Для определения зависимости параметров зубчатого зацепления от смещения была использована программа ZUB. В результате получена таблица значений каждого из параметров в зависимость от смещения с шагом 0.1. Входные параметры и результат можно увидеть в Приложении 1 Табл. 1. Наглядное изменение зависимости параметров от смещения приведено на графике см. лист 3.
Исходя из формулы для изменения защемленного объема:
где А – некоторая константа зависящая от параметров передачи легко заметить что изменение объема жидкости можно уменьшить до ноля при . В нашем случае выбираем при смещении так как для этого значения известны все параметры зацепления.
Для построения профиля зубчатого колеса в следующем порядке выполнены действия:
Построены окружности – основная делительная впадин и вершин. Проведена линия станочно-начальная делительная прямая исходного производящего инструмента через точку G на вертикальной оси прямые граничных точек. Получен профиль исходного производящего инструмента; и имитируя обкатывание долбяка вместе с линией станочного зацепления по делительной окружности получен профиль зуба колеса.
2 Определение параметров планетарного редуктора.
Исходными данными являются: число саттелитов n = 3 передаточное отношение редуктора U = 14. Необходимо из условия наименьшего размера определить количество зубьев и как следствие размер каждого из зубчатых колес механизма.
Используя формулу Виллиса можно получить выражения для передаточного соотношения редуктора:
Решение проводилось методом сомножителей. Фактически необходимо определить такую четверку чисел для которых:
при условии что существует такое q при котором
Используя программу PLANET определяем набор констант и соответствующие им условные числа зубьев:
Легко видеть что в этом случае передаточное отношение первой ступени равно 4.3 передаточное отношение второй ступени равно 3.
Условие существования q выполнено потому выбрав получая следующие значения для числа зубьев:
Проверим условия сносности (сборки) и совместности:
Условно принимая модуль единице получим диаметры колес:
Определение профиля кулачка.
1 Определение закона движения и радиуса начальной окружности.
Исходными данными для построения профиля кулачкового механизма является график передаточной функции точки толкателя максимальный ход толкателя и максимальный угол давления .
Выбирая отрезок интегрирования было произведено графическое интегрирование графика и получена кривая изображенная на чертеже в масштабе:
где - длинна отрезка на графике соответствующая максимальному удалению толкателя.
Зная масштаб находим масштаб графика :
где определялось как:
Зная масштабы определены значения передаточной функции и перемещения для каждого положения кулачка и в масштабах изобразил фазовый портрет откуда из условия определил радиус начальной окружности для реверсивного кулачка - .
2 Определение кинематической передаточной функции углов давления выбор ролика толкателя.
Дифференцируя кусочно-линейную функцию получаем закон изменения .
Масштаб графика на чертеже
Для определения углов давления для каждого из 24-х положений кулачка использовал формулу:
Радиус ролика толкателя выбран равным из чертежа видно что при данном радиусе конструктивный профиль кулачка не заострен и не срезан.
В ходе выполнения курсового проекта были получены следующие результаты:
Определен закон движения звена приведения механизма гидравлического подъемника кузова рассчитаны кинематические параметры угловой скорости и ускорения определено время работы механизма. Максимальное значение угловой скорости максимальное значение углового ускорения время работы механизма .
Для заданного положения механизма проведен силовой расчет определены реакции в кинематических парах механизма и движущая сила; погрешность расчета 2%.
Спроектирована прямозубая цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача с модулем с числами зубьев колес смещением и коэффициентом перекрытия =1.009.
Спроектирован двухрядный планетарный редуктор с передаточным отношением =14 и числами зубьев .
Спроектирован кулачковый механизм с поступательно движущимся толкателем при заданном законе движения выходного звена (толкателя). Радиус начальной шайбы кулачка радиус ролика толкателя при допустимом угле давления .Список литературы:
Попов С. А. Тимофеев Г. А. Курсовое проектирование по ТММ. М.: Высшая школа 1998.
И. И. Артоболевский. Теория механизмов и машин. М.: «Наука» 1975.
Т. А. Архангельская. Учебное пособие для курсового проектирования по теории механизмов. М.: «МГТУ им. Баумана» 1980.
Е. И. Юдин. Шестеренчатые насосы. М.: Машиностроение 1964.
Фролов К. В. Попов С. А. Мусатов А. К. и др. Теория механизмов и машин. М.: «МГТУ им. Баумана» 1986.
Приложение 1. Таблица параметров зубчатой передачи.
up Наверх