Исследование механизмов экскаватора на шасси автомобиля "Урал-5846"

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки РФ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

"Воронежский государственный архитектурно-строительный университет"

Кафедра строительной механики и инженерной графики имени профессора Н.А. Ульянова

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине: "Теория механизмов и машин"

на тему: "Исследование механизмов экскаватора на шасси автомобиля "Урал-5846"



Содержание

Введение

1. Структурный и кинематический анализ механизма

1.1 Планы положений механизма

1.2 Кинематические диаграммы движения ползуна

1.3 Планы скоростей механизма

1.4 Планы ускорений механизмов

2. Силовой расчет механизма

2.1 Силовой расчет структурной группы звеньев 2-3

2.2 Силовой расчет входного звена

2.3 Проверка правильности силового расчета по теореме Жуковского Н.А.

3. Синтез и анализ зубчатых механизмов

3.1 Внешнее неравносмещенное эвольвентное зацепление цилиндрических зубчатых колес

3.2 Картина линейных скоростей точек звеньев планетарной зубчатой передачи

3.3 План угловых скоростей звеньев планетарной зубчатой передачи

Литература



Введение

Задание на курсовое проектирование:

Тема: "Исследование механизмов экскаватора на шасси автомобиля "Урал-5846"

Исходные данные:

1. Тип двигателя: V-образный дизельный двигатель ЯМЗ-236 НЕ 2, Ярославского моторного завода

2. Число цилиндров Z = 6

3. Ход поршня, мм Н = 140

4. Диаметр цилиндров, мм D = 130

5. Частота вращения кривошипа, минn = 1600

6. Эксцентриситет, мм е = 0

7. Отношение длины шатуна к длине кривошипа = 4,35

8. Отношение расстояния от оси шатунной шейки коленчатого вала до центра тяжести шатуна к длине шатуна = AS/AB = 0,45

9. Угол поворота кривошипа первого цилиндра при силовом расчете, град. = 30

10. Порядок работы цилиндров 1-3-4-2

11. Масса шатуна, кг = 2,22

12. Масса ползуна, кг = 1,5

13. Момент инерции шатуна, J= 0,038

14. Давление газов в цилиндре в конце периода сгорания по индикаторной диаграмме, МН/мP= 6,6

15. Число зубьев шестерни Z= 12

16. Число зубьев колеса Z= 25

17. Модуль зубчатых колес, мм m = 4,5

18. Передаточное отношение планетарного механизма = 9,3.



1. Структурный и кинематический анализ механизма

1.1 Планы положений механизма

Вычисляем истинные длины кривошипа и шатуна:

длина кривошипа 70 мм=0,07 (м);

длина шатуна =4,35*70=304,5мм=0,3045м

Принимаем на схеме механизма длину OA=35 мм, тогда масштаб длин планов положений механизма

Вычисляем длину, которую должен иметь шатун в этом масштабе:

АВ=ВС==0,3045/0,002=152.25мм.

Показываем положение центров тяжести S ₂ и S₄ шатунов, определяемое расстояниями:

АS₂ = АВ = 0,45 38,53= 17.34 (мм)

AS₄= АC = 0,45 65,03= 29,26 (мм).

1.2 Кинематические диаграммы движения ползуна

На планах положений механизма за начальную точку отсчета перемещений ползуна берем точку В_о. Принимаем масштаб перемещений ползуна по оси ординат равным по величине масштабу длин планов положений механизма: =0,002 ().

Масштаб углов поворота кривошипа:

().

Время одного полного оборота кривошипа

==0,0375().

Масштаб времени

=0,0000104 ().

Масштаб по оси ординат диаграммы скоростей:

==3.846 ().

Принимаем полюсное расстояние H₂=50 мм. Масштаб по оси ординат диаграммы ускорений:

==7396,15().

1.3 Планы скоростей механизма

Строим 12 планов скоростей для каждого из 12 положений механизма.

Вычисляем угловую скорость входного звена 1:

().

Для определения скорости точки А составляем векторное уравнение скоростей:

.

Так как , то

.

Определяем величину этой скорости:

Принимаем Тогда масштаб плана скоростей будет

Для определения скорости точки В составляем систему двух векторных уравнений скоростей:

,

.

Приравниваем правые части этих двух уравнений, так как левые части их равны:

.

Так как , то полученное уравнение можно представить в виде

.

Для определения скорости точки С составляем систему двух векторных уравнений скоростей:

,

.

Приравниваем правые части этих двух уравнений, так как левые части их равны: кинематический механизм зубчатое звено

.

В уравнении точка С _{6 -} это неподвижная точка стойки 6, которая в рассматриваемое мгновение совпадает по положению с подвижной точкой С ползуна 5.

Так как , то полученное уравнение можно представить в виде:

.

1.4 Планы ускорений механизмов

Строим план ускорений для того положения механизма, для которого по заданию дано значение угла =30^о поворота кривошипа.

Для определения ускорения точки А составляем векторное уравнение ускорений:

.

Величину тангенциальной составляющей ускорения определяем по формуле:

,

Так как и то

.

Величину этого ускорения определяем по формуле

.

Принимаем Тогда масштаб плана ускорений будет

Составляем систему двух векторных уравнений ускорений:

;

.

Приравниваем правые части этих двух уравнений, так как левые части их равны:

.

Вычисляя Кориолисово ускорение, видим, что оно равно нулю, так как ползун 3 и направляющая стойки 6, входящие в поступательную кинематическую пару, вращательного движения совершать не могут:

Так как и , то векторное уравнение для ускорений точек механизма можно представить в виде

.

Определяем величину и направление нормальной составляющей ускорения :

,

где

Определяем длину вектора с учетом принятого масштаба плана ускорений:

().

По заданию имеем следующее соотношение размеров длин на схеме механизма: AS₂/AB=0,45.

По теореме подобия для планов ускорений аналогичное соотношение соответствующих размеров должно быть и на плане ускорений. Отсюда

().

Ускорения центров тяжести шатуна и ползуна:

1882,0544,

.

Ускорение точки С необходимо определить. Ускорения же двух остальных точек известны: ускорение точки А найдено, и его вектор на плане ускорений уже проведен, ускорение же точки С ₆ стойки равно нулю. Составляем систему двух векторных уравнений ускорений:

;

.

Приравниваем правые части этих двух уравнений, так как левые части их равны:

.

Вычисляя кориолисово ускорение, видим, что оно равно нулю, так как ползун 5 и направляющая стойки 6, входящие в поступательную кинематическую пару, вращательного движения совершать не могут:

Так как и , то векторное уравнение для ускорений точек механизма можно представить в виде:

.

Определяем величину и направление нормальной составляющей ускорения : (),

где ().

Определяем длину вектора с учетом принятого масштаба плана ускорений:

().

По заданию имеем следующее соотношение размеров: AS₄/AС=0,45.

По теореме подобия для планов ускорений аналогичное соотношение соответствующих размеров должно быть и на плане ускорений. Отсюда ().

Ускорения центров тяжести шатуна и ползуна:

,

.



2. Силовой расчет механизма

2.1 Силовой расчет структурной группы звеньев 2-3

Строим вначале кинематическую схему механизма для заданного значения угла поворота кривошипа первого цилиндра =30^о. Показываем звенья лишь двух цилиндров двигателя - первого и седьмого

Давление газов в цилиндре двигателя в конце периода сгорания топлива дано по заданию: P=6,6 Н/м. Этому давлению соответствует на диаграмме отрезок у_max = 60 мм. Поэтому масштаб по оси давлений газов Р:

.

Давление газов в цилиндре 1:

Р=.

Площадь днища поршня:

=0,013266 (м ²).

Сила давления газов на ползун в пятом цилиндре

F^5ц_г= ps = 5,66*10⁶*0,013266 =75085,56 (H).

Эта сила является силой движущей, приложена к и направлена вниз вдоль оси ВО цилиндра.

Вычисляем силы тяжестизвеньев 2 и 3:

(Н),

(H).

Прилагаем силы тяжести в центрах тяжести звеньев, направляя их вертикально вниз.

Силы инерции звеньев:

(H);

(Н).

Моменты сил инерции звеньев и определяем через моменты инерции и и угловые ускорения звеньев и .

Вычисляем величину углового ускорения шатуна:

(c^-2).

Момент инерции шатуна дан по заданию: = 0,028 ().

Момент сил инерции шатуна 2:

(Нм).

Для ползуна 3 имеем:

,

так как .

Определение реакций производим в принятой последовательности для рассматриваемого вида структурной группы звеньев.

1. Сумму всех моментов сил, действующих относительно центра вращательной кинематической пары В на звено, приравниваем нулю: . Вычисляется тангенциальная составляющая реакции во вращательной паре А.

;

R₁₂()

2. Векторная сумма всех сил, действующих на звенья 2 и 3, приравнивается нулю: .

.

План сил строим в масштабе µ= 250 . Чтобы определить длину вектора известной силы, величину этой силы делим на этот масштаб. Например, силу давления газов на ползун в цилиндре откладываем на плане сил в виде отрезка длиной:

Находим на плане неизвестные реакции, умножая измеренные на плане длины соответствующих векторов на масштаб плана сил:

(Н);

(Н).

2.2 Силовой расчет входного звена

Сила инерции и момент силы инерции звена 1 по известным формулам получаются равными нулю.

, так как ;

, так как .

Cчитаем звено 1 находящимся в равновесии. Приравниваем нулю сумму моментов всех сил и моментов сил, действующих на это звено: .

(Нм).

Приравниваем нулю векторную сумму всех сил, действующих на звено 1:

.

.

В соответствии с уравнением в масштабе сил строим план сил, на котором находим реакцию во вращательной кинематической паре О:

(Н).

2.3 Проверка правильности силового расчета по теореме Жуковского Н.А.

Выполняем проверку силового расчета по теореме Н.Е. Жуковского. Для этого изображаем план скоростей шестизвенного механизма, повернутый на 90? против направления движения часовой стрелки. В соответствующие точки плана прилагаем все внешние силы и силы уравновешивающие. Повернутый план скоростей называется рычагом Жуковского. К рычагу прилагаются только силы. Моменты сил, действующие на звенья механизма, предварительно заменяются парами сил. Затем эти силы прилагаются к рычагу. Заменяем парами сил момент сил инерции шатуна 4, момент сил инерции шатуна 2 и уравновешивающий момент сил . Векторы этих сил показываем пунктирными линиями. Вычисляем силы и от моментов сил инерции звеньев 2 и 4: ;

Составляем условие равновесия рычага Жуковского. Сумма моментов всех сил, приложенных к рычагу относительно точки полюса, должна быть равна нулю: ?М_Р=0.

Находим отсюда величину уравновешивающей силы:

Вычисляем уравновешивающий момент сил:

(Нм).

Ошибка силового расчета механизма составляет

%=3,59 %.



3. Синтез и анализ зубчатых механизмов

3.1 Внешнее неравносмещенное эвольвентное зацепление цилиндрических зубчатых колес

Данные: общее передаточное отношение передачи , модуль всех зубчатых колес m = 8 мм.

4. Необходимо построить зацепление двух эвольвентных зубчатых колес.

Условие отсутствия подрезания или заклинивания зубьев.

Zi>=17. Принимаем число зубьев центрального ведущего колеса Z₁= 44.

При курсовом проектировании расчет геометрических параметров неравносмещенной цилиндрической прямозубой передачи внешнего зацепления, был выполнен на компьютере по программе, подготовленной на кафедре строительной техники и инженерной механики ВГАСУ. Расчет прилагается.

Участок АВ называется практическим участком линии зацепления.

Для проектируемой планетарной зубчатой передачи общее передаточное отношение выражается через количество зубьев колес по формуле:

.

Находим отсюда число зубьев центрального неподвижного зубчатого колеса с внутренними зубьями:

Кинематическое условие:

Принимаем Z₃=78.

При этом получаем - четное число.

Условие соосности планетарной передачи состоит в том, что оси центральных зубчатых колес и , а также ось вращения водила H, совпадают. Это условие выражается соотношением между числами зубьев колес:

.

Отсюда находим число зубьев сателлита:

Z₂=17.

Условие соседства сателлитов состоит в том, что между окружностями выступов соседних сателлитов имеется пространство, то есть соседние сателлиты не мешают друг другу.

Принимаем количество сателлитов K=2. Проверяем выполнение условия соседства сателлитов:

>;

>;

0,866 > 0,311. Условие соосности выполнено.

Условие сборки планетарной зубчатой передачи:

,

где - любое целое число. Здесь К - количество сателлитов.

Проверяем выполнение условия:

Так как полученное значение ?=61 является целым числом, то условие сборки выполнено. Поэтому окончательно принято K=2.

Вычисляем радиусы делительных окружностей всех зубчатых колес передачи:

Вычерчиваем кинематическую схему механизма.

Принимаем на схеме AD=156 мм, тогда масштаб длин схемы:

.

В этом масштабе радиусы колес на схеме:

3.2 Картина линейных скоростей точек звеньев планетарной зубчатой передачи

Принимаем частоту вращения ведущего центрального колеса Z₁: n₁=2500 мин^-1. Вычисляем угловую скорость этого колеса:

().

При работе передачи точка А всегда неподвижна, поэтому скорость этой точки =0. Вычисляем скорость точки В ведущего центрального колеса Z₁.

.

Принимаем направление вращения колеса Z₁: по направлению вращения часовой стрелки. Вектор скорости точки В направлен в сторону вращения колеса Z₁ иперпендикулярен радиусу АВ. Принимаем длину этого вектора на картине линейных скоростей: Вв=100мм. Тогда масштаб картины скоростей получается^

().

3.3 План угловых скоростей звеньев планетарной зубчатой передачи

Вычисляем масштаб плана угловых скоростей:

.



Литература

1. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: учеб. -метод. пособие / В.А. Муравьёв, Ю.Ф. Устинов, В.А. Жулай и др.; Воронежский ГАСУ. - Воронеж, 2014. - 200 с.

Размещено на Allbest.ru

...