Разработка для самосвала УАЗ-3303 механизма опрокидывания платформы

Состав чертежей

1. Конструкция в сборе механизма опрокидывания платформы (формат А1)
2. Общий вид автомобиля самосвала (формат А1)
3. Сборочный механизма гидроцилиндра (формат А1)
4. Чертеж гидрораспределителя и его гидросхемы (формат А1)
5. СБ коробки отборки мощности (формат А1)
6. Чертежи рабочие ограничительного клапана, электропневмоклапана и муфты запорной (формат А1)
7. Деталировка: шестерня ведущая, корпус-гильза, вала вторичного отборки мощности, ведомая шестерня (формат А1)
8. Рабочие чертежи деталей: ведущая шестерня, заготовка и карты технологической (формат А1)
9. Сборочный чертеж подъемного механизма (формат А1)
10. Детали: вилка, крышка и картер (формат А1)

Описание

Дипломный проект содержит анализ различных опрокидывающих механизмов платформ, с трехсторонней разгрузкой, как зарубежных, так и отечественных конструкций, хорошо показавших себя на практике. Имеется расчет технических характеристик и конструкций механизма опрокидывания на три стороны для автомобиля грузоподъемностью 1 тонна. Задачей расчета является определение сил и моментов, действующих в механизме опрокидывания, долговечность и надежность конструкции. Проведен расчет гидросистемы обеспечивающей подъем платформы, в частности коробки отбора мощности, гидронасоса и маслобака. Разработан основной элемент механизма опрокидывания телескопический гидроцилиндр. Проведены расчеты на прочность всех элементов гидроцилиндра. В технологической части разработан технологический процесс изготовления шестерни коробки отбора мощности. Исходные данные для расчета механизма опрокидывания определяются в техническом задании автомобиля-аналога, где указывается: тип автомобиля, его назначение, условие эксплуатации, грузоподъемность, максимальная скорость, максимальный преодолеваемый подъем, тип двигателя и трансмиссии, колесная формула.

В части конструкторской пояснительной записки приведено обоснование конструкции автомобиля . Рассмотрена классификация и область применения самосвалов. Составлена компоновка автомобилей-самосвалов. Разобраны конструкции и характеристики платформ. Выполнен расчет самосвалов. Представлены задачи и методы расчета. Рассчитаны характеристики весовые автомобиля-самосвала. Приведена схема весовых характеристик автомобиля самосвала. Обоснована подобранная конструкции узла.

Разрабатывается автомобиль-самосвал на базе малотоннажного автомобиля повышенной проходимости УАЗ-3303. Автомобиль имеет очень удачную конструкцию шасси , хорошо сочетающуюся колёсную формулу и компоновку. На базе УАЗ-3303 уже создано много специализированных автомобилей: водовозки, эвакуаторы, снегоуборщики, самопогрузчики и так далее.
Автомобиль-самосвал на базе УАЗ-3303 будет иметь ряд преимуществ перед существующим, модельным рядом самосвалов: Экономичность, высокая маневренность, проходимость .Всё это позволяет использовать самосвал как в стесненных городских условиях, так и в тяжело доступной сельской местности.
Основной областью применения должно стать сельское хозяйство и на мелкие, строительные объекты.
Установка на самосвал подъёмного устройства с возможностью опрокидывания платформы в три стороны расширит область применения, а также улучшит ряд качеств: повысит точность и скорость разгрузки.
Автомобили именно с такими характеристиками отсутствуют в данный момент на рынке нашей страны.

Определен механизм опрокидывания платформы. Произведены расчеты: гидравлического механизма подъемного, телескопического подъемника и конструкции узлов механизма подъемного. Проанализированы и оценены конструкции различные подъемного устройства кузова. Проведен расчет механизма опрокидывания платформы. Совершен расчет оптимальных кинематических и силовых параметров механизма подъемного. Определены: гидроцилиндр, подача насоса масленого механизма опрокидывающего и вместимость бака масляного гидросистемы.

В части технологической приведено описание назначения детали. Осуществлен подбор способа изготовления заготовки. Определена технологичность конструкции детали. Составлен проект маршрута технологического производства детали. Рассчитаны припуски. Подобраны режимы резания и инструмент режущий.
В части экономической рассмотрено развитие и сдвиги в размещении автомобильной промышленности в XX веке. Описано место и значение автомобильной промышленности в экономике Республики Казахстан. Приведены исходные данные для расчета. Рассчитана производительность автомобиля, себестоимость грузоперевозки 1 тонны на км (затраты на: топливо, смазочные материалы, техническое обслуживание и ремонт, амортизацию подвижного состава и зарплату водителю) и эффективность экономическая (срок окупаемости и рентабельность).

В разделе охрана труда описаны мероприятия организационные, санитария промышленная, техника безопасности на предприятии и пожаробезопасность.
В части графической дипломного проекта представлены следующие чертежи: конструкции механизма опрокидывания платформы, автомобиля самосвала, механизма гидроцилиндра, гидрораспределителя и его гидросхемы, коробки отборки мощности, ограничительного клапана, электропневмоклапана и муфты запорной, подъемного механизма, а также деталей: шестерня ведущая, корпус-гильза, вала вторичного отборки мощности, ведомая шестерня, заготовка, вилка, крышка и картер и, конечно же карта технологическая.

Расчет механизма опрокидывания платформы автомобиля УАЗ-3303:

4.1 Оптимальные кинематические и силовые параметров механизма подъемного

Кинематика подъемных механизмов самосвала достаточно проста. Проектирование механизма, который может обеспечивать заданный угол наклона платформы, развивая при этом минимальное пиковое усилие гидроцилиндра, относится к числу задач к «минимакс». На рисунке, а представлена кинематическая схема подъемного механизма.

Для проектирования подъёмного механизма должны быть заданы значения G,L,φmin,φmax, Smin, Smax Рисунок, Б . Положение центра тяжести платформы определяется компоновкой. Для определения длинны стрелы L подъёма груза нужно задаться положением О поворотного шарнира. Как правило стремятся уменьшить задний свес    е  платформы с целью уменьшения растягивающих динамических нагрузок, действующих на гидроцилиндр ыв конце разгрузки. Размер d1 определяется положением аоворотного шарнира в надрамнике, При изменении размеров  с и  d1 варьируется длинна стрелы Lподъёма груза и угол φmin, определяющий положение стрелы при опущенной платформе. Угол φmax определяет положение стрелы подъёма груза при максимальном угле подъёма платформы: φmax = φmin + φ0 (φ0- заданный угол наклона платформы). Значения Smin и Smax определяется конструкцией используемого гидроподъёмника.

Схемы подъемного механизма автомобиля-самосвала изображены на рисунках, определение кинематических и силовых зависимостей-(4.1А), кинематическая предельных положений подъемного механизма-(4.1Б), возможные положения гидроцилиндра –(4.1В)

Рисунок  4.1А – Определение кинематических и силовых зависимостей

Рисунок 4.1Б – Кинематическая схема предельных положений подъемного механизма

Рисунок  4.1В – Возможные положения гидроцилиндра

Таким образом, функция P из равенства (4.4) с учётом формул (4.3), (4.5), (4.6) выражается через один проектный параметр β.

Минимальное значение  в интервале от до можно найти одним из методов одномерного поиска. Следует отметить, что важно ограничить множество возможных значений так, чтобы функция P в процессе вычислений не обращалась в бесконечность каждый раз, когда  sin(β+φL)=0.

Во избежание этого необходимо выполнение неравенства 0˂β+ φ L˂ π, где φmin ≤ φL ≤ φmax.Отсюда следует, что параметр β должен быть заключен в интервале .

В качечтве входной информации приводятся значения проектных параметров a, b, β, а также значения P в интервале изменения φ. Используя значения проектных параметров, можно однозначно определить положение гидроцилиндра. Верхний шарнир лежит на окружности радиусом b, а нижний – на окружности радиусом  а ( рисунок б). Задавшись, например, положением верхнего шарнира (размером е) , легко определить положение нижнего шарнира. Часто сожжет оказаться так что оптимальное положение гидроцилиндра не удовльтворяет компоновочным ограничениям. Учесть этот фактор можно варьированием значений L и, изменяя размеры c и b (рис б)

Если всё-таки не удаётся найти оптимальное положение гидроцилиндра из-за жёстких ограничений, то необходимо стремится к тому, чтобы положение кго было как можно ближе к оптимальному.

При заданном положении гидроцилиндра формулы (4.2) и (4.3) используют для определения его усилия, развиваемого при наклоне платформы.

Усилие развиваемое гидроцилиндром автомобилем-самосвалом, нужно определить в момент начала выдвижения каждого из пети плунжеров гидроцилиндра и в конце подъёма при G=17 кН. Из компоновки известны следующие величины , при разгрузки платформы назад: а =1373мм; b=1301мм; L=1349мм; γ=9˚; а=4˚; β=а-γ  .β=4˚-9˚=-5˚;φmin=19˚. Известны значения S в момент начала выдвижения каждого плунжера и в конце подъёма.

По формуле (3) находят значения φL, соответствующик заданным S, а затем по формуле φп=φL-φmin определяют углы наклона платформы в момент начала выдвижения плунжеров и в конце подъёма. По формуле (4.2) определяют усилия гидроподъёмника.

Проведём расчёт и составим таблицу. Определим усилие на гидроцилиндре в начальный момент подъёма платформы и выдвижении первого плунжера.

S1=428мм ,   φL=19˚,      φП = 0˚.

По формуле (4.3) найдём значения φL 2.

cosφL=31.7˚;

φП=31,7-19=12,7˚;

S2= 622; φL2=31,7 ; φП2=12,7;

По формуле (4.3) Найдём значения φL3.

675684=3577730-3572546cos(φL-5);

3572546cos(φL-5)=2902046;

cos(φL-5)=0.812319;

cosφL=35.7+5;

cosφL=40.7;

φП=40.7-19=21.7;

S4=1034.

По формуле (4.3) Найдём значения φL3.

1069156=3577730-3572546cos(φL-5);

3572546cos(φL-5)=2508574;

cos(φL-5)=0.70218;

cosφL=45.4+5;

cosφL=50.4;

φП=50.4-19=31.4;

S5=1255.

По формуле (4.3) Найдём значения φL3.

1575025=3577730-3572546cos(φL-5);

3572546cos(φL-5)=2002705;

cos(φL-5)=0.56058;

cosφL=56+5;

cosφL=61;

φП=61-19=42;

S5=1483.

По формуле (4.3) Найдём значения φL3.

2199289=3577730-3572546cos(φL-5);

3572546cos(φL-5)=1378441;

cos(φL-5)=0.38584;

cosφL=67.3+5;

cosφL=72.3;

φП=72.3-19=53.3;

Составим таблицу сил действующих в момент выдвижения каждого плунжера и углов наклона платформы.

Плунжира		1	2	3	4	5
S,мм	428	622	822	1034	1255	1483
φL,˚	19	31,7	40,7	50,4	61	72,3
φп,˚	0	12,7	21,7	31,4	42	53,3
P,кН	21.4	11,6	8,9	7,3	6,3	5,6

Из компоновки известны следующие величины, при разгрузки платформы на бок: а =1065мм; b=939мм; L=1017мм; γ=11˚; а=5˚; β=а-γ.

β=5˚-11˚=-6˚;φmin=23˚. Известны значения S в момент начала выдвижения каждого плунжера и в конце подъёма.

По формуле (3) находят значения φL, соответствующик заданным S, а затем по формуле φп=φL-φmin определяют углы наклона платформы в момент начала выдвижения плунжеров и в конце подъёма. По формуле (2) определяют усилия гидроподъёмника.

Таблица 4.2-  Cилы действующие в момент выдвижения каждого плунжера

Зависимость сил и углов наклона платформы от выдвижения плунжеров
S,мм	428	622	822	1034	1255
φL,˚	23	41.5	54	67.7	83.2
φп,˚	0	18.5	31	44.7	60.3
P,кН	23	11,7	9.1	7,7	7

Составляющие реакции шарниров А и О РX1, Py1, Rx1, Ry1 могут быть использованы для расчёта основания платформы (рис а) а состовляющие реауции шарниров B и O Px, Py, Rx, Ry  для расчёта надрамника или рамы:

Px1=Psin(ψ–γ1);      P1=Pcos(ψ–γ1);     γ1=φmin-γ;

Rx1=Gsin φп–Px1; Ry1=Gcos φL–Py1 ;

Px=Pcos(ψ+α); Py=Psin(ψ+α);

Rx=Rx1cosφп–Ry1sinφп;

Ry=Rx1sinφп+Ry1cosφп.

Угол φ1 определяют из выражения sinψ1=(b/S)sin(φL+α-γ).

Все необходимые усилия могут быть подсчитаны на ЭВМ, при этом в качестве исходной информации задаются значение G, координаты центра тяжести платформы и точек крепления гидроцилиндра в системе координат XOY  (рис. 51,б), значения ходов плунжеров или интервал измерения φП  и число этих интервалов.

4.2 Гидроцилиндр

Гильзы гидроцилиндров по своим геометрическим характеристикам занимают промежуточное положение толстостенными цилиндрами и цилиндрическими оболочками. Для них отношение радиуса срединной поверхности к толщине стенки  R/h = 5…15  (для цилиндрических оболочек  R/h>15, а для толстостенных цилиндров R/h<5). Поэтому анализ расчета должен основываться на использовании формул, справедливых для толстостенных труб и цилиндрических оболочек.   Напряжения в толстостенной трубе (рис. 52, а), нагруженной внутренним давлением p, имеют максимальное значение в любой точке внутренней поверхности и с использованием третьей теории прочности определяются по формуле [24]

Влиянием давления, которое создает на внутренней поверхности сжимающие напряжения, равные этому напряжению, в данном случае в соответствии с принятыми в теории тонкостенных оболочек гипотезами, пренебрегают и принимают σ₃=0. Если же в формуле (4.9) принять σ₃=–p, как это сделано для опасных точек толстостенной трубы. То получим формулу (4.8).

Разница при определении напряжений по формулам (4.11) и (4.12) для гидроцилиндров может составлять от 6 до 20 %, причем расчет по формуле (4.12) дает заниженные значения максимальных напряжений и, значит, несколько завышенный коэффициент запаса.

Сравнение формул (4.15) и (4.16) показывает, что, представляя гидроцилиндры как толстостенные трубы, можно получить значение предельного давления, на 16 % превышающее то же значение, полученное моделированием их цилиндрической оболочкой. Расчет по предельному состоянию дает завышенные значения коэффициента запаса n_T = p_T/p_max  при использовании формул для тонкостенных труб.

Из всего изложенного выше можно сделать вывод о целесообразности моделирования гидроцилиндров цилиндрическими оболочками и расчетов с использованием безмоментной теории. Тензометрические исследования гидроцилиндров также показывают, что замеренные напряжения хорошо согласуются со значениями, полученными по формуле (9) безмоментной теории. Для создания рациональных конструкций гидроподъемника важно знать допускаемые значения коэффициентов запаса. Правильно выбранный запас прочности позволяет обеспечить минимальную массу гидроцилиндра при достаточной надежности в работе. Запас прочности назначают на основании опытных данных и наблюдений за поведением конструкции в эксплуатации.

В табл. 3 приведены расчетные значения n_T для гидроцилиндров самосвалов массового производства. Расчеты проведены при наихудшем сочетании допусков наружного D и внутреннего d диаметров гильз и корпусов гидроцилиндров. При расчете по номинальным размерам коэффициенты запаса увеличиваются примерно на 5% . Материл всех гидроцилиндров – сталь 30. Эта сталь имеет предел текучести σ_т =300 МПа.

Запас прочности n_T  гидроцилиндра при номинальном давлении p_ном  рабочей жидкости в гидросистеме определяют по запасу прочности наиболее нагруженной гильзы, используя формулы (9),(10) при этом давлении. Номинальное давление в гидросистеме самосвала определяется как наибольшее давление при подъёме платформы с номинальной нагрузкой. Номинальная нагрузка платформы соответствует паспортной грузоподъёмности самосвала. Общая поднимаемая масса – сумма грузоподъёмности и собственной массы платформы. Груз условно принимают не ссыпающимся (жёстко закреплённым в кузове). Центр тяжести платформы с грузом принимают совпадающим с геометрическим центром внутреннего объёма кузова.

Запас прочности гидроцилиндра при давлении р_max,ограниченном регулировкой предохранительного клапана, гидросистемы самосвала, определяется запасом прочности наиболее нагруженной гильзы, который рассчитывают по формулам (9),(10) при давлении начала срабатывания предохранительного клапана. Регулировка предохранительного клапана зависит от параметров примененных в гидросистеме самосвала основанных гидроузлов (масляный насос, распределитель, шланг и …). Гидроцилиндр должен обеспечивать подъём кузова с полуторакратной перегрузкой при давлении, не превышающим Р_max . Положение центра тяжести кузова и груза при расчётах условно считают, как и в первом случае, неизменным (груз условно закреплён). Как показывает опыт эксплуатации самосвалов, недостаточное превышение p_max над p_ном часто приводит к несрабатыванию установки из-за перегрузки кузова или смещения центра тяжести груза. В то же время завышение регулируемого давления приводит к перегрузкам всех агрегатов самосвала и их ускоренному изнашиванию.

Анализ данных по серийным и опытным гидроцилиндрам позволяет рекомендовать расчетные запасы прочности гидроцилиндра автомобиля-самосвала ЗИЛ-ММЗ-554М как значения, которым должны соответствовать расчетные запасы прочности гидроцилиндров вновь создаваемых конструкций.

Выбор значения п_т  для гильз при максимальном давлении зависит от четкости срабатывания предохранительного клапана. Меньшие значения  п_т соответствуют меньшим разбросам максимального давления начала срабатывания клапана. Рекомендуемые значения п_т  гидроцилиндров при максимальном давлении несколько выше, чем принятые запасы прочности при расчете элементов надрамников и платформ в момент подъема груза (п_т=1,3…1,6).

Увеличение значений п_т  для корпусов, по сравнению со значениями п_т гильз, объясняется тем, что корпус должен обладать достаточной прочностью и жесткостью в местах соединения с поворотными цапфами и днищем. Корпус также может подвергаться ударным нагрузкам во время движения автомобиля. Поэтому он должен эффективно противостоять образованию вмятин.

Расчет гидроцилиндров по безмоментной теории цилиндрических оболочек широко распространен ввиду его простоты. Однако при моделировании в расчетной схеме гидроцилиндров безмоментными оболочками влияние краевых эффектов, которые наблюдаются в местах изменения толщины стенки гидроцилиндра, в зонах выточек, в зоне соединения корпуса с крышкой и, наконец, в зонах приложения нагрузок (рис. 52, в), не учитывается.

Обычно напряжениям краевого эффекта отводится «пассивная» роль. Принято считать, что разрушение пластического материала не наступает даже при наличии больших местных напряжений, так как происходит перераспределение пластических деформаций, градиенты напряжений уменьшаются, и предельное состояние оболочки – это безмоментное состояние.

На рис. 52, г показано распределение меридиональных напряжений в зоне краевого эффекта (соединения корпуса с крышкой) по толщине и по образующей. В этом случае максимальные напряжения могут в несколько раз превышать напряжения, рассчитанные по безмоментной теории. При увеличении давления напряжения в зоне краевого эффекта достигают предела текучести, и достаточно быстро (из-за небольшой толщины стенки) в сечении образуется пластический шарнир, т.е. радиальный момент в этом сечении не увеличивается. Дальнейшее увеличение давления приводит к распространению пластических деформаций по длине образующей цилиндра. В предельном состоянии, как показывают испытания, цилиндр принимает бочкообразную форму, когда зона пластических деформаций охватывает весь цилиндр. Как видим, процесс перехода цилиндра к предельному состоянию достаточно сложен, и расчет в этом состоянии по формулам безмоментной теории является приближенным, так как пластические деформации вначале образуются от напряжений, действующих в меридиональном направлении (по образующей цилиндра), по формуле (9) можно определить напряжения предельного состояния только в окружном направлении. В итоге приближенность расчета по безмоментной теории сказывается на значении коэффициента запаса, который выбирают достаточно грубо.