đồ án '''' môn cơ học máy ( tiếng nga )''''
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (3.37 MB, 20 trang )
Государственный аэрокосмический университет
им. Н. Е. Жуковского
«ХАИ»
Кафедра 202
Пояснительная записка к курсовому проэкту по ТММ:
«Проэктирование и исследование механизма выпуска и уборки
шасси»
Выполнил:
студент группы 120-К
Кононенко Андрей
Петрович
Проверил:
Фомичева Людмила
Александровна
Киев – 2004
Оглавление
1. Структурный анализ рычажного механизма __________________________________ 1
2. Построение совмещенных планов механизма __________________________________ 1
3. Построение планов скоростей _______________________________________________ 2
4. Определение потребной движущей силы гидроподъёмника методом рычага
Жуковского __________________________________________________________________ 4
5. Выбор величины постоянной движущей силы гидроподъёмника ________________ 6
6. Динамический анализ механизма ______________________________________________ 6
6.1. Расчёт приведённой массы механизма ________________________________ 7
6.2. Определение закона изменения кинетической энергии механизма___________10
6.3. Установление истинного закона движения механизма и времени его
срабатывания _________________________________________________________________________ 10
7. Силовой расчёт механизма уборки шасси _____________________________________14
7.1. Построение плана ускорений ________________________________________14
7.2. Определение реакций в КП __________________________________________16
1.Структурный анализ рычажного механизма
Обозначим звенья механизма:
1 – рычаг ОВ жестко связан со стойкой (ногой) ОА колеса, совершает вращательное
движение;
2 – шток с поршнем, совершает плоское движение;
3 – цилиндр, совершает вращательно-колебательное движение;
4 – неподвижная стойка.
Степень подвижности механизма
W=3n`- 2p
5
– p
4
где n`= 3 – количество подвижных звеньев;
p
5
= 4 – количество КП 5-го класса (4-1, 1-2, 3-4 – вращательные КП, 2-3 –
поступательные КП);
p4 = 0 – количество КП 4-го класса;
W=3*3-2*4-1*0=1
Механизм имеет одно начальное звено
Основной механизм – звено 1 и стойка 4 (механизм I-го класса, I-го порядка)
Выделим СГ – звенья 2,3 ( II-го класса, II-го порядка, III-го вида)
Вывод: механизм убирающигося шасси – это механизм II-го класса.
2. Построение совмещенных планов механизма
Для построения совмещённых планов механизма необходимо определить недостающие
размеры.
Найдём жесткий угол рычага
. По заданым начальному (
н
) и конечному (
к
)
положениям ноги колеса ОА найдём угол
=
к
-
н
= 80
0
– 0
0
= 80
0
и изобразим в
масштабе
OA
l
OA
l
02.0
90
8.1
ммм / положение ноги ОА
Н
и ОА
К
. Строим
окружность радиусом
OB
l с центром в т.D, к ней проводим из центра шарнира С
касательную и точку касания В
0
соединяем с центром О. От точки касания В
0
в обе
стороны откладываем дуги, центральные углы которых равны
0
402/
и отмечаем точки
В
Н
и В
К
, соответствующие выпущенному и убранному положению шасси. Измеряем
искомый угол
0
140
.
Чтобы вычертить совмещённые планы механизма, разобьём угол
=
к
-
н
на 9
неравных частей. От начального положения ноги ОА
Н
отступаем 5
0
два раза и далее по 10
0
до конечного положения, получая,соответственно, точки 1`, 1,2,3,…,9 (А
Н
= 1`,А
К
= 9). Все
построения выполняем на чертеже в выбраном масштабе
l
.
Полный ход штока найдём из равенства:
H
=
K
CB
l
-
H
CB
l
(т.е. Н = (СВ
К
– СВ
Н
)
l
) ;
H
= (92 – 67) 0,02 = 0,5 м ;
Длину цилиндра приймем равной:
Нl
Ц
1,1
;
мl
Ц
16,15,01,1
;
Длинну штока опредиляем из соотношения:
мl
Нll
Ш
OAШ
2225,15,005,18,1
05,1
На чертеже изображающем совмещённые планы механизма, для начального положения
указать центры тяжести звеньев 1 (т.S
1
), 2 (т.S
2
BS
2
= 0,5 l
Ш
), 3 (т.S
3
BS
3
= 0,5 l
Ц
). Центр
тяжести колпса – т.А.
BS
2
= 0,5*1,2225 = 0,61м ;
BS
3
= 0,5*1,16 = 0,58м.
3. Построение планов скоростей
План скоростей строится для 1`- 9 положений механизма.
Векторное уравнение для определения скоростей точек имеют вид:
1) ;
0 AOA
VVV ;0
0
V ;
AOA
VV
OA
V
A
;
Задаём отрезок ммa 100
, изображающий скорость т.А в некотором (пока
неизвестном) масштабе
мм
см
l
/
.
2) ;
0 BOB
VVV ;0
0
V ;
BOB
VV
OB
V
B
;
21,0
90
19
OA
OB
V
V
A
B
и
a
b
V
V
A
B
, отсюда мм
OA
OB
ab 2121,0100
(для всех
положний механизма одинаковый). Отрезок b
соответствует скорости т.В (
OA
A
l
V
1
-
угловая скорость). Аналогично находим
S
V
и
K
V
(К – точка приложения силы Q)
мм
OA
OS
as 6,66
90
60
100
1
1
; (
1
s
и k
также для всех положений механизма
мм
OA
OK
ak 50
90
45
100
; одинаковы).
3)
BCVVVVV
BCVVVV
CCCCC
C
C
BCBCBC
//;0,
,
222
222
Находим
2
S
V . Т.к.
BSBS
VVV
22
и
2
22
bc
bs
BC
BS
тогда
BC
BSbc
bs
22
2
Отрезок
2
s
соответствует скорости точки
2
S и равен:
1’)
ммbs 6,6
66
305,14
2
1’) ммs 5,17
2
1) ммbs 6
67
3013
2
1)
ммs 18
2
2) ммbs 5
69
305,11
2
2) ммs 7,18
2
3) ммbs 3,3
72
308
2
3) ммs 6,19
2
4) ммbs 8,1
75
305,4
2
4) ммs 3,21
2
5) ммbs 38,0
78
301
2
5) ммs 1,21
2
6) ммbs 4,1
81
304
2
6) ммs 21
2
7) ммbs 5,2
85
307
2
7) ммs 20
2
8) ммbs 75,3
88
3011
2
8) ммs 5,19
2
9) ммbs 07,4
92
305,12
2
9) ммs 9,18
2
Находим
3
S
V . Т.к.
23
то,
3233
3
CSCSV
S
получим
BC
CSbc
s
32
3
1’) ммs 3,6
66
295,14
3
1) ммs 6,5
67
2913
3
2) ммs 83,4
69
295,11
3
3) ммs 2,3
72
298
3
4) ммs 74,1
75
295,4
3
5) ммs 37,0
78
291
3
6) ммs 4,1
81
294
3
7) ммs 4,2
85
297
3
8) ммs 6,3
88
2911
3
9) ммs 9,3
92
295,12
3
Итак на плане скоростей отрезки
32
,,,,, ssksba
выражаем в масштабе
мм
м
l
02,0
скорости точек
32
,,,,, SSKSBA соответственно. Полученные результаты
для всех положений механизма сводим в таблицу 1.
Таблица 1
1`
1 2 3 4 5 6 7 8 9
a(мм)
A
V
100
b(мм)
B
V
21
s(мм)
S
V
66,6
k(мм)
K
V
50
s
2
(мм)
2
S
V
17,5 18 18,7 19,6 21,3 21,1 21 20 19,5 18,9
s
3
(мм)
3
S
V
6,3 5,6 4,83 3,2 1,74 0,37 1,4 2,4 3,6 3,9
4. Определение потребной движущей силы гидроподъёмника методом рычага
Жуковского.
К планам скоростей в точках, соответствующих точкам приложения сил на звеньях
механизма, прикладываются повёрнутые на 90
0
в одном и том же направлении силы F
i
:G
1
,
G
2
, G
3
, G
K
, Q, действующие на звенья механизма, и движущая сила подъёмника шасси, P
n
//
ВС.
Из условия статического равновесия планов скоростей, как твёрдых тел,
относительно полюса имеем
0
i
M
, откуда
h
hF
P
ii
пдв
где
i
F
- силы действующие на звенья механизма ( это силы тяжести
gmG
ii
и
аэродинамическая сила
sin
С
Q
. Массы звеньев
i
m и коэффициент
град
Н
С известны
из условия).
НgmG
н
5888,960
1
НgmG
ш
988,910
2
НgmG
ц
988,910
3
НgmG
кк
10298,9105
1’)
HQ 00sin800
0
1) HQ 7,695sin800
0
2) HQ 9,13810sin800
0
3) HQ 6,27320sin800
0
4) HQ 40030sin800
0
5)
HQ 2,51440sin800
0
6) HQ 8,61250sin800
0
7) HQ 8,69260sin800
0
8) HQ 7,75170sin800
0
9) HQ 8,78780sin800
0
iP
hh ,
- кратчайшие расстояния от
пдв
P
и
i
F
до полюса (опредиляется планов скоростей).
Так, для рассматриваемого примера получим:
P
Qkk
двп
h
QhhGhGhGhG
P
332211
.
;
1’)
;07,72
5,15
500010292,6982,5980588
HP
пдв
1)
;1,1154
5,16
8,497,696,1010293,5981,5982,6588
HP
пдв
2)
;2,1479
5,17
5,499,1381110295,4985985,11588
HP
пдв
3)
;9,3027
5,19
5,476,2733210293982,2985,021588
HP
пдв
4) ;1,3938
21
5,444005,44102929819832588
HP
пдв
5)
;6,5078
5,21
402,5146210291983,09842588
HP
пдв
6)
;5,6220
5,20
5,348,61275102929829849588
HP
пдв
7)
;7,7298
5,19
268,6928710295,2985,49858588
HP
пдв
8) ;4,8152
18
177,7519310295,39899863588
HP
пдв
9) ;2,8669
17
97,78797102949810985,66588
HP
пдв
По результатам расчёта строится график изменения
двп
P
.
в зависимости от перемещения
штока гидроподъёмника относительно цилиндра
32
.
SP
двп
в масштабе
мм
Н
P
8,57
150
2,8669
и
мм
м
S
003,0
10
03,0
32
.
Перемещение штока относительно цилиндра определяется по формуле
132
jjj
CBCBS
из плана совмещённых положений механизма, где j – положение механизма.
1’)
мS
j
0
32
1) мS
j
03,002,06,669,67
32
2) мS
j
03,002,09,675,69
32
3) мS
j
05,002,05,6972
32
4) мS
j
06,002,07275
32
5) мS
j
06,002,07578
32
6) мS
j
06,002,07881
32
7) мS
j
06,002,08184
32
8) мS
j
06,002,08487
32
9) мS
j
06,002,08790
32
Результаты расчётов сводим в таблицу 2.
Таблица 2
j
1`
1 2 3 4 5 6 7 8 9
0
0
0
5
0
10
0
20
0
30
0
40
0
50
0
60
0
70
0
80
0
Q
j
(H)
0 69,7 138,9 273,6 400 514,2 612,8 692,8 751,7 787,8
h
1j
(мм)
0 6,2 11,5 21,5 32 42 49 58 63 66,5
h
2j
(мм)
5,2 5,1 5 2,2 1 0,3 2 4,5 9 10
h
3j
(мм)
6,2 5,3 4,5 3 2 1 2 2,5 3,5 4
h
kj
(мм)
0 10,6 11 32 46 62 75 87 93 97
h
Qj
(мм)
50 49,8 49,5 47,5 44,5 40 34,5 26 17 9
h
pj
(мм)
15,5 16,5 17,5 19,5 21 21,5 20,5 19,5 18 17
P
n дв j
(H)
72,07 1154,1 1479,2 3027,9 3938,1 5078,6 6220,5 7298,7 8152,4 8669,2
S
2-3j
(м)
0 0,03 0,03 0,06 0,06 0,06 0,06 0,06 0,06 0,06
5. Выбор величины постоянной движущей силы гидроподъёмника.
Построенный по результатам п.4 график
32
.
SP
двп
показывает, что величина потребной
движущей силы изменяется в широком диапазоне. Но в конструктивном отношении более
просты и надёжны подъёмники, движущая сила которых постоянна. Установить величину
постоянной движущщей силы подъёмника можно следующим образом, учитывая, что
FdSA :
1) путём графического интегрирования графика
32
.
SP
двп
получить закон изминения
работы потребных движущих сил
32.
SA
двп
(см. чертёж А1). Выбераем полюсное
расстояние а = 80 мм . Тогда масштаб
мм
Дж
a
SPA
87,1380003,08,57
32
;
2) из начала координат диаграммы работ рповодим луч, касательный к графику
32.
SA
двп
.
Под углом , равным углу наклона касательной из полюса на диаграмме
32
.
SP
двп
проводим луч, отсекающий на оси ординат отрезок, выражаем в масштабе
P
минимально
возможную нагрузку Р , способную полностью убрать опору;
3) т.к. потребные движущие силы были определены без учёта сил трения в кинематических
парах, а также для создания некоторого запаса в энергии движущих сил
дв
P принимается на
10% больше Р , т.е. ммPPP
дв
7,95871,0871,0
. На графике работ строим закон
изменения работы принятой движущей силы
32.
SA
двп
.
6. Динамический анализ механизма
Для установления действительного движения механизма шасси под действием
принятой движущей силы проводим динамическое исследование. Для упрощения анализа
используется динамическая модель, которая состоит из неподвижой стойки 4 и
закреплённого на ней с помощью шарнира звена 1, совершающего вращательное движение.
Подвижное звено 1 назовём звеном приведения, а точку А – точкой приведения.
Закон движения звена приведения определяем на основании анализа законов
изменения кинетической энергии Е и его приведённой массы m’.
6.1. Расчёт приведённой массы механизма
Под приведённой массой механизма понимается условная масса m’, которая, будучи
сосредоточена в точке приведения обладает кинетической энергией, равной сумме
кинетических энергий всех звеньев механизма, т.е.
n
k
K
A
E
Vm
1
2
2
(1) (
K
E - кинетическая энергия к
го
звена)
где
n
- количество подвижных звеньев механизма,
K
E - кинетическая энергия звеньев
механизма, определяемая по известным формулам в зависимости от вида движения звена:
При поступательном движении -
2
2
mV
E ;
При вращательном движении -
2
2
I
E ;
При плоском движении -
2
2
22
CZC
ImV
E ; (где С – центр массы звена).
Для рассматриваемого примера ез соотношения (1) получим:
2
2
22
2
2
2
2
2
33
2
2
11
1
2
AA
S
AA
A
np
V
I
V
Vm
V
I
V
I
mmm
(2)
Момент инерции звеньев вычисляем по формулам:
241604,04,0
22
11
OS
lmI ;
2,1
12
22,110
12
2
2
2
2
ш
lm
I ;
48,4
3
16,110
3
2
2
2
3
ц
lm
I
;
Определение m’ по формуле (2) осуществляется с использованием планов скоростей и
данных полученных в п.3 (см. таблицу 1).
2
2
11
A
V
I
= 4,7
24,3
24
2
1
OA
l
I
(для всех положений механизма)
1’)
2
2
33
A
V
I
=
0537,0
10032,1
5,1448,4
22
2
2
2
2
23
pal
bcI
BC
1’)
2
2
22
A
V
I
=
0144,0
10032,1
5,142,1
22
2
2
2
2
22
pal
bcI
BC
1)
0403,0
10034,1
1348,4
22
2
2
2
2
23
pal
bcI
BC
1)
0108,0
10034,1
132,1
22
2
2
2
2
22
pal
bcI
BC
2)
0309,0
10038,1
5,1148,4
22
2
2
2
2
23
pal
bcI
BC
2)
00828,0
10038,1
5,112,1
22
2
2
2
2
22
pal
bcI
BC
3)
01344,0
10044,1
848,4
22
2
2
2
2
23
pal
bcI
BC
3)
0036,0
10044,1
82,1
22
2
2
2
2
22
pal
bcI
BC
4)
00403,0
1005,1
5,448,4
22
2
2
2
2
23
pal
bcI
BC
4)
00108,0
1005,1
5,42,1
22
2
2
2
2
22
pal
bcI
BC
5)
000183,0
10056,1
148,4
22
2
2
2
2
23
pal
bcI
BC
5)
000045,0
10056,1
12,1
22
2
2
2
2
22
pal
bcI
BC
6)
00268,0
10062,1
448,4
22
2
2
2
2
23
pal
bcI
BC
6)
00072,0
10062,1
42,1
22
2
2
2
2
22
pal
bcI
BC
7)
00761
,0
1007.1
748,4
22
2
2
2
2
23
pal
bcI
BC
7)
00204,0
1007,1
72,1
22
2
2
2
2
22
pal
bcI
BC
8)
01747,0
10076,1
1148,4
22
2
2
2
2
23
pal
bcI
BC
8)
00468,0
10076,1
112,1
22
2
2
2
2
22
pal
bcI
BC
9)
02208,0
10084,1
5,1248,4
22
2
2
2
2
23
pal
bcI
BC
9)
00552,0
10084,1
5,122,1
22
2
2
2
2
22
pal
bcI
BC
1’)
2
2
2
A
S
V
Vm
=
306,0
100
5,1710
2
2
2
2
22
pa
psm
1)
324,0
100
1810
2
2
2
2
22
pa
psm
2)
349,0
100
7,1810
2
2
2
2
22
pa
psm
3)
384,0
100
6,1910
2
2
2
2
22
pa
psm
4)
453,0
100
3,2110
2
2
2
2
22
pa
psm
5)
445,0
100
1,2110
2
2
2
2
22
pa
psm
6)
441,0
100
2110
2
2
2
2
22
pa
psm
7)
4,0
100
2010
2
2
2
2
22
pa
psm
8)
38,0
100
5,1910
2
2
2
2
22
pa
psm
9)
357,0
100
9,1810
2
2
2
2
22
pa
psm
1’)
кгm 7741,670144,0306,00537,04,760
1)
кгm 7751,670108,0324,00403,04,760
2)
кгm 78818,6700828,0349,00309,04,760
3)
кгm 80104,670036,0384,001344,04,760
4)
кгm 85811,670108,0453,000403,04,760
5)
кгm 845233,6700005,0445,0000183,04,760
6)
кгm 8444,6700072,0441,000268,04,760
7)
кгm 80965,6700204,04,000761,04,760
8)
кгm 80215,6700468,038,001747,04,760
9) кгm 7846,6700522,0357,002208,04,760
Результаты расчётов сводим в таблицу 3.
Таблица 3
1` 1 2 3 4 5 6 7 8 9
2
2
11
A
V
I
=
2
1
OA
l
I
7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4
2
2
33
A
V
I
=
2
2
2
23
pal
bcI
BC
0,0537 0,0403 0,0309 0,01344 0,00403 0,000183 0,00268 0,00761 0,01747 0,02208
2
2
2
A
S
V
Vm
=
2
2
22
pa
psm
0,306 0,324 0,349 0,384 0,453 0,445 0,441 0,4 0,38 0,357
2
2
22
A
V
I
=
2
2
2
22
pal
bcI
BC
0,0144 0,0108 0,00828 0,0036 0,00108 0,00005 0,00072 0,00204 0,00468 0,00552
1
m (кг)
60 60 60 60 60 60 60 60 60 60
m
=
n
i
i
m
1
(кг)
67,7741 67,7751 67,78818 67,80104 67,85811 67,84523 67,8444 67,80965 67,80215 67,7846
Примечание: приведённый момент инерции звена приведения также определяется из
равенства кинетической энергии звена приведения сумме кинетических энергий всех
звеньев механизма, т.е.
n
k
Knp
EI
1
2
2
(
K
E - кинетическая энергия к
го
звена)
По данным таблицы строим графическую зависимость
A
Sm
в масштабе
мм
кг
m
35,1
50
7741,67
и
мм
м
lS
A
02,0
. Перемещение т.А определяется по
формуле:
OAS
jA
(где
- приращение угла поворота стойки колеса)
0
1
A
S ;
;902,0590
21
ммS
A
;1802,01090
93
ммS
A
6.2. Определение закона изменения кинетической энергии механизма
Т.к. движущая сила подъёмника постоянна, а потребная движущая сила
двп
P
.
, по величине
равная силам, препятствующим движению подъёмника, переменна и зависит от положения
механизма, то разность работ этих сил обуславливает изменение кинетической энергии
звеньев механизма,
двпдв
АAE
.
(величина
E
опредиляется вычитанием из ординаты графика
дв
A
ординат кривой
двп
A
.
и построение кривой
32
SE - см. чертёж А1).
1’)
мм
E
0
1) ммE 3,105,18,11
2) ммE 6,191,47,23
3)
ммE 5,305,1142
4) ммE 6,434,2165
5) ммE 7,433,4690
6) ммE 8,432,70114
7) ммE 3999114
8) ммE 30132162
9) ммE 18168186
Масштаб
мм
Дж
a
PSAE
872,138,57003,080
32
.
6.3. Установление истинного закона движения механизма и времени его
срабатывания
Из выражения кинетической энергии динамической модели механизма с точкой приведения
А:
2
2
A
Vm
E
(4)
Посредством ранее построенных диаграмм изменения кинетической энергии
32
SE и
приведённой массы
A
Sm
можна определить истинные скорости точки приведения во всех
положениях механизма. Из (4) имеем:
mm
EE
A
y
y
m
E
V
2
2
где
E
y - ордината диаграммы кинетической энергии;
m
y
- ордината диаграммы приведённой массы в соответствующих положениях
механизма ;
mE
, - масштабы этих диаграмм;
1’)
смV
A
/0
1) смV
A
/053,2
7751,67
872,133,102
2)
смV
A
/832,2
78818,67
872,136,192
3)
смV
A
/512,3
80104,67
872,135,302
4) смV
A
/222,4
85811,67
872,136,432
5) смV
A
/227,4
84523,67
872,137,432
6)
смV
A
/232,4
8444,67
872,138,432
7)
смV
A
/994,3
80965,67
872,13392
8) смV
A
/503,3
80215,67
872,13302
9)
смV
A
/714,2
7846,67
872,13182
Зная истинную скорость точки приведения в каждом положении и величину отрезка,
изображающего её на соответствующем плане скоростей можно определить масштаб
каждого из планов скоростей. Результаты этих вычислений сводим в таблицу 4.
a
V
A
V
. Зная масштаб планов скоростей, можно определить скорость любой точки
механизма.
1’)
мм
с
м
V
0
1)
мм
с
м
V
02053,0
100
053,2
2)
мм
с
м
V
02832,0
100
832,2
3)
мм
с
м
V
03512,0
100
512,3
4)
мм
с
м
V
04222,0
100
222,4
5)
мм
с
м
V
04227,0
100
227,4
6)
мм
с
м
V
04232,0
100
232,4
7)
мм
с
м
V
03994,0
100
994,3
8)
мм
с
м
V
03503,0
100
503,3
9)
мм
с
м
V
02714,0
100
714,2
Таблица 4
1` 1 2 3 4 5 6 7 8 9
E
y
0 10,3 19,6 30,5 43,6 43,7 43,8 39 30 18
m
y
50 50,018 50,028 50,037 50,079 50,70 50,069 50,044 50,038 50,028
i
A
V
0 2,053 2,832 3,512 4,222 4,227 4,232 3,994 3,503 2,714
i
a
100 100 100 100 100 100 100 100 100 100
i
V
0 0,02035 0,02832 0,03512 0,04222 0,04227 0,04232 0,03994 0,03503 0,02714
По результатам вычислений строим график
AA
SV
изменение скорости точки приведения
(см. чертёж форматом А1).
Полное ускорение точки приведения состоит из нормального и тангенциального:
A
n
AA
W
W
W
, где
OA
A
n
A
l
V
W
2
1’)
2
0
с
м
W
n
A
1)
2
2
3415,2
8,1
053,2
с
м
W
n
A
2)
2
2
4556,4
8,1
832,2
с
м
W
n
A
3)
2
2
8523,6
8,1
512,3
с
м
W
n
A
4)
2
2
9029,9
8,1
222,4
с
м
W
n
A
5)
2
2
9264,9
8,1
227,4
с
м
W
n
A
6)
2
2
9499,9
8,1
232,4
с
м
W
n
A
7)
2
2
8622,8
8,1
994,3
с
м
W
n
A
8)
2
2
8172,6
8,1
503,3
с
м
W
n
A
9)
2
2
0921,4
8,1
714,2
с
м
W
n
A
Тангенциальное ускорение можно расчитать следующим образом:
;
dt
dV
W
A
A
;
A
A
A
A
AA
A
V
dS
dV
dS
dS
dt
dV
W
Графическим дифференцированием графика
AA
SV
можно построить диаграмму
A
A
A
S
dS
dV
и расчитать положение механизма.
При графическом дифференцировании выбираем полюсное расстояние
мм
a
50
,
тогда масштаб
ммс
м
a
A
A
A
S
V
dS
dV
2
0705,0
5002,0
0705,0
VV
dS
dVA
A
A
A
A
A
A
yyV
dS
dV
W
1’)
2
0
с
м
W
A
1)
2
0131,12053,20705,083
с
м
W
A
2)
2
1876,7832,20705,036
с
м
W
A
3)
2
4663,3512,30705,014
с
м
W
A
4)
2
3394,1053,20705,05,4
с
м
W
A
5)
2
447,0227,40705,05,1
с
м
W
A
6)
2
2983,0232,40705,01
с
м
W
A
7)
2
2236,4994,30705,015
с
м
W
A
8)
2
4209,6503,30705,026
с
м
W
A
9)
2
3141,6714,20705,033
с
м
W
A
y
- ордината графика
A
A
dS
dV
;
A
V
y - ордината графика
A
V
;
dt
dV
A
и
V
- соответствующие масштабы;
Располагая законом изменения скорости точки приведения
AA
SV и зная её полное
перемещение, можно определить время затрачиваемое на уборку механизма шасси.
Имеем
dt
dS
V
A
A
тогда,
A
A
V
dS
dt и
A
S
A
A
dS
V
T
0
1
Время срабатывания механизма получаем графическим интегрированием диаграммы
изменения величины
A
V
1
, построенной в масштабе
ммм
с
A
V
02628,0
5
1314,0
1
1’)
м
с
V
A
0
1
1)
м
с
V
A
487,0
053,2
11
2)
м
с
V
A
353,0
832,2
11
3)
м
с
V
A
284,0
512,3
11
4)
м
с
V
A
2368,0
222,4
11
5)
м
с
V
A
2365,0
227,4
11
6)
м
с
V
A
2362,0
232,4
11
7)
м
с
V
A
250,0
994,3
11
8)
м
с
V
A
285,0
503,3
11
9)
м
с
V
A
368,0
714,2
11
0324,06002,0027,0
1
a
A
A
S
V
T
Результаты вычислений сводим в таблицу 5. Наибольшая ордината графика
A
ST
показывает время уборки шасси, т.е.
сyT
TT
614,70324,0235
max
max
Таблица 5
1` 1 2 3 4 5 6 7 8 9
A
V =
VV
A
y
0 2,053 2,832 3,512 4,222 4,227 4,232 3,994 3,503 2,714
A
A
dS
dV
=
A
A
dS
dV
y
0 5,8515 2,538 0,987 0,3172 0,1057 - 0,0705 - 1,0575 - 1,833 - 2,3265
A
W
0 12,0131 7,1876 3,4663 1,3394 0,447 - 0,2983 - 4,2236 - 6,4209 - 6,3141
OA
A
n
A
l
V
W
2
0 2,3415 4,4556 6,8523 9,9029 9,9264 9,9499 8,8622 6,8172 4,0921
TT
yT
0 0,826 1,393 2,3004 3,1104 3,985 4,827 5,767 6,933 7,614
7. Силовой расчёт механизма уборки шасси
В основе силового расчёта лежит метод кинетостатики. Целью расчёта является,
определение реакций в кинематических парах механизма и величины уравновешивающего
момента на ведущем звене. Нагрузки действующие на механизм, - это силы тяжести
звеньев
i
G , аэродинамическая сила и силы инерции. Величины и направление сил инерции
находим с помощью плана ускорения. Реакции в кинематических парах групп Ассура
определяем из условия равновесия той или иной группы Ассура или её определённых
звеньев. Расчёт начинаем с последней в порядке наслоения СГ. В последнюю очередь
выполняем расчёт основного механизма для определения реакций в его КП и величины
уравновешивающего момента. Силовой расчёт механизма проведём в положении (1).
Угловая скорость звена 1:
сl
V
OA
A
1
1405,1
8,1
053,2
1
Угловое ускорение звена 1:
2
1
1
6739,6
8,1
0131,12
cl
W
OA
A
7.1. Построение плана ускорений
A
n
AA
W
W
W
- эти величины известны (см. табл. 5)
Выбираем масштаб
ммс
м
a
W
n
n
A
W
2
058,0
40
3415,2
Из полюса
проводим отрезок
n
a
соответствующий
n
A
W , затем
n
n
aaa
,
соответствующий
A
W
. Отрезок
a
соответствует
A
W
.
1)
мм
W
aa
W
A
n
12,207
058,0
0131,12
ммWa
A
213~
2)
B
n
BB
W
W
W
, ||
n
B
W ОВ,
B
W
ОВ
;
OA
OB
W
W
W
W
W
W
A
B
n
A
n
B
A
B
мм
OA
OBa
Wb
n
n
B
n
9
90
2040
~
мм
OA
OBaa
Wbb
n
B
n
46
90
2012,207
~
ммWb
B
39~
3)
BC
n
BCB
C
r
CC
cor
CCCC
WWWW
WWWW
22
2
222
BCW
n
BC
||
2
, мм
l
W
W
BC
n
BC
9,31
058,0
66696,0
2
2
2
2
мм
V
W
W
CC
cor
CC
6,23
058,0
117696,02
90sin2
0
22
2
Направление
cor
CC
W
2
определяем по правилу Жуковского:
kW
cor
CC
~
2
на плане
W
4) Определяем ускорение центров тяжести звеньев 1,2,3 (т.е. ускорение точек
321
,, SSS
)
а) Т.к.
11
OS
OA
s
a
W
W
B
A
, то на отрезке
a
находим положение точки
1
s
.
Отрезок
1
s
сответствует мм
OA
OSa
W
S
9,137
90
58213
1
1
б)
BS
n
BSBS
WWWW
222
;
2
2
2
2
2
BC
BS
W
W
W
W
B
C
BS
n
BC
n
BS
мм
BC
BSW
W
n
BC
n
BS
15
66
319,31
2
2
2
мм
BC
BSW
W
BC
BS
22
66
3147
2
2
2
n
BS
W
2
и
BS
W
2
известны, то на плане ускорений находим точки
n
S
2
и
2
S
. Отрезок
2
s
соответствует ускорению
2
S
W .
в)
0
333
C
S
n
SCS
W
WWWW
мм
CS
W
W
n
S
8,19
058,0
5,28696,0
33
3
мм
BC
CSW
W
BC
S
2,20
66
5,2847
3
2
3
На плане ускорений находим точки
n
s
3
и
3
s
. Отрезок
3
s
соответствует
3
S
W
.
Из плана ускорений находим :
2
3,54058,0213
с
м
aW
WA
2
32
1
712,0
66
47
2
с
BC
W
BC
2
1
004,8058,0138
1
с
м
sW
WS
2
2
437,4058,05,76
2
с
м
sW
WS
2
3
682,1058,029
3
с
м
sW
WS
7.2. Определение реакций в КП
Величину усилий, действующих в подвижных соединениях звеньев, найдём безучёта сил
трения, используя метод кинетостатики. За основной механизм приймем хвостовую опору
(ногу шасси с неподвижной стойкой). Расчёт начнём с последней в порядке наслоения
структурной группы, состоящей из штока с поршнем и цилиндра. Вычерчиваем в
масштабе
мм
м
l
02,0
основной механизм и СГ в исследуемом положении (1). К
звеньям приложим внешние силы, реакции в КП и силы инерции.
Колесо:
HWmJ
Akk
17,1297354,12105
Стойка:
мHIM
HWmJ
j
S
192,3133,024
24,480004,860
111
11
1
Шток:
мHIM
HWmJ
j
S
8544,0712,02,1
37,44437,410
222
22
2
Цилиндр:
мHIM
HWmJ
j
S
189,3712,048,4
82,16682,110
333
33
3
Примечание: если силы инерции и моменты сил инерции малы по сравнению с
дв
P
, то
ими
можно пренебречь.
Уравнение кинетостатики для определения реакций в КП можно составлять начиная
с рассмотрения СГ (звенья 2 и 3).
Т.к. уравнения решаются графически, выбераем масштаб
мм
H
F
45,1
55
89,79
для
построения планов сил.
1. Рассмотрим СГ (звено 1 и 2):
0
k
C
FM . Находим
21
R
:
05,920)(
32
3
3
2
2
21
ll
JJCSGBSBCGBCR
002,05,1282,1602,05,1037,442898)3166(9866
21
R
НR 89,79
21
2. Рассмотрим звено 2. Строим план сил
HR
n
05,1345,19
21
HR 2,22645,1156
23
ммG 5,67
45,1
98
2
3. Рассмотрим звено 3. Строим план сил
мм
Н
дв
P
17,28
200
5,5635
ммG 5,3
17,28
98
3
ммR 02,8
17,28
2,226
32
HR
n
13,740757,3197
34
HR 71,112757,330
34
2332
R
R
4. Рассмотрим основной механизм
мм
Н
Q
97,6
10
7,69
n
n
RR
21
12
;
21
12
RR
ммR
n
87,1
97,6
05,13
12
ммR 46,11
97,6
89,79
12
ммG 36,84
97,6
588
1
ммG
К
63,147
97,6
1029
ммJ 901,68
97,6
24,480
1
НR 47,186497,65,267
14
Для определения
ур
M составляем уравнение моментов относительно т.О
0
KО
FМ
;
1
1
1212
1
111212
ljKlj
lGKlGlQ
j
l
R
n
l
R
ур
K
K
n
hjhj
hGhGhQMhRhRM
Н
M
ур
23,319702,08817,129702,05,5624,48002,0111029
02,0658802,0397,69192,302,05,1605,1302,01189,79
