Разработка и анализ гидравлического подъемника самосвала

Новый расчет.cdw

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

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.