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`- 2p5 – p4
где n`= 3 – количество подвижных звеньев;
p5 = 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 = 800 – 00 = 800 и изобразим в
lOA 1.8
0.02 м / мм положение ноги ОАН и ОАК . Строим
OA 90
окружность радиусом lOB с центром в т.D, к ней проводим из центра шарнира С
масштабе
l
касательную и точку касания В0 соединяем с центром О. От точки касания В0 в обе
стороны откладываем дуги, центральные углы которых равны / 2 400 и отмечаем точки
ВН и ВК, соответствующие выпущенному и убранному положению шасси. Измеряем
искомый угол 1400 .
Чтобы вычертить совмещённые планы механизма, разобьём угол = к - н на 9
неравных частей. От начального положения ноги ОАН отступаем 50 два раза и далее по 100
до конечного положения, получая,соответственно, точки 1`, 1,2,3,…,9 (АН = 1`,АК = 9). Все
построения выполняем на чертеже в выбраном масштабе l .
Полный ход штока найдём из равенства:
H = lCBK - lCBH (т.е. Н = (СВК – СВН) l ) ;
H = (92 – 67) 0,02 = 0,5 м ;
Длину цилиндра приймем равной:
l Ц 1,1Н ;
l Ц 1,1 0,5 1,16 м ;
Длинну штока опредиляем из соотношения:
l Ш lOA 1,05Н
l Ш 1,8 1,05 0,5 1,2225м
На чертеже изображающем совмещённые планы механизма, для начального положения
указать центры тяжести звеньев 1 (т.S1), 2 (т.S2 BS2 = 0,5 lШ), 3 (т.S3BS3 = 0,5 lЦ). Центр
тяжести колпса – т.А.
BS2 = 0,5*1,2225 = 0,61м ;
BS3 = 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) V A V 0 V AO ; V 0 0; V A V AO ; V A OA ;
Задаём отрезок a 100 мм , изображающий скорость т.А в некотором (пока
м/с
.
мм
2) V B V 0 V BO ; V 0 0; V B V BO ; V B OB ;
V
VB OB 19
b
OB
0,21 и B
, отсюда b a
100 0,21 21мм (для всех
V A OA 90
V A a
OA
V
положний механизма одинаковый). Отрезок b соответствует скорости т.В ( 1 A lOA
неизвестном) масштабе l
угловая скорость). Аналогично находим V S и V K (К – точка приложения силы Q)
OS1
60
100
66,6 мм ;
OA
90
OK
45
k a
100
50 мм ;
OA
90
s1 a
( s1 и k также для всех положений механизма
одинаковы).
V C2 V B V C2 B ,....V C2 B BC
3)
V C2 VC V C2C ,....V C 0;V C2C // BC
BS 2 bs 2
bc BS 2
тогда bs 2 2
BC
BC bc2
Отрезок s2 соответствует скорости точки S 2 и равен:
Находим V S2 . Т.к. V S2 V B V S2 B и
1’) bs 2
14,5 30
6,6 мм
66
1’) s2 17,5 мм
13 30
6 мм
67
11,5 30
2) bs 2
5 мм
69
8 30
3) bs 2
3,3 мм
72
4,5 30
4) bs 2
1,8 мм
75
1 30
5) bs 2
0,38 мм
78
4 30
6) bs 2
1,4 мм
81
7 30
7) bs 2
2,5 мм
85
11 30
8) bs 2
3,75 мм
88
12,5 30
9) bs 2
4,07 мм
92
1) bs 2
1) s 2 18 мм
2) s2 18,7 мм
3) s2 19,6 мм
4) s2 21,3 мм
5) s2 21,1мм
6) s2 21мм
7) s2 20 мм
8) s2 19,5 мм
9) s2 18,9 мм
Находим V S3 . Т.к. 3 2 то, V S3 3 CS 3 2 CS 3 получим s3
14,5 29
6,3 мм
66
13 29
5,6 мм
67
11,5 29
4,83 мм
69
8 29
3,2 мм
72
4,5 29
1,74 мм
75
1 29
0,37 мм
78
4 29
1,4 мм
81
7 29
2,4 мм
85
11 29
3,6 мм
88
12,5 29
3,9 мм
92
1’) s3
5) s3
1) s3
6) s3
2) s3
3) s3
4) s3
7) s3
8) s3
9) s3
Итак на плане скоростей отрезки a, b, s, k , s2 , s3
bc2 CS3
BC
выражаем в масштабе
м
l 0,02
скорости точек A, B, S , K , S 2 , S 3 соответственно. Полученные результаты
мм
для всех положений механизма сводим в таблицу 1.
1`
Таблица 1
7
8
9
1
2
3
4
5
6
100
------
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
a(мм) V A
b(мм) VB
s(мм) VS
k(мм) VK
s2(мм) VS
21
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
66,6
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
50
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
-----
17,5
18
18,7
19,6
21,3
21,1
21
20
19,5
18,9
s3(мм) VS
6,3
5,6
4,83
3,2
1,74
0,37
1,4
2,4
3,6
3,9
2
3
4. Определение потребной движущей силы гидроподъёмника методом рычага
Жуковского.
К планам скоростей в точках, соответствующих точкам приложения сил на звеньях
механизма, прикладываются повёрнутые на 900 в одном и том же направлении силы Fi :G1,
G2, G3, GK, Q, действующие на звенья механизма, и движущая сила подъёмника шасси, Pn //
ВС.
Из условия статического равновесия планов скоростей, как твёрдых тел,
относительно полюса имеем M i 0 , откуда
Fh
Pпдв i i
h
где
Fi - силы действующие на звенья механизма ( это силы тяжести Gi mi g и
Н
аэродинамическая сила Q С sin . Массы звеньев mi и коэффициент С
известны
град
из условия).
G1 mн g 60 9,8 588 Н
G2 mш g 10 9,8 98Н
G3 mц g 10 9,8 98Н
1’) Q 800 sin 0 0 0 H
5) Q 800 sin 40 0 514,2 H
1) Q 800 sin 50 69,7 H
6) Q 800 sin 500 612,8 H
2) Q 800 sin 100 138,9 H
7) Q 800 sin 600 692,8 H
3) Q 800 sin 20 0 273,6 H
8) Q 800 sin 70 0 751,7 H
4) Q 800 sin 300 400H
9) Q 800 sin 800 787,8 H
Gк mк g 105 9,8 1029Н
hP , hi - кратчайшие расстояния от P пдв и F i до полюса (опредиляется планов скоростей).
Так, для рассматриваемого примера получим:
Pп.дв
G1h1 G2 h2 G3 h3 Gk hk QhQ
hP
;
588 0 98 5,2 98 6,2 1029 0 0 50
72,07 H ;
15,5
588 6,2 98 5,1 98 5,3 1029 10,6 69,7 49,8
1154,1H ;
16,5
588 11,5 98 5 98 4,5 1029 11 138,9 49,5
1479,2 H ;
17,5
588 021,5 98 2,2 98 3 1029 32 273,6 47,5
3027,9 H ;
19,5
588 32 98 1 98 2 1029 44,5 400 44,5
3938,1H ;
21
588 42 98 0,3 98 1 1029 62 514,2 40
5078,6 H ;
21,5
588 49 98 2 98 2 1029 75 612,8 34,5
6220,5 H ;
20,5
588 58 98 4,5 98 2,5 1029 87 692,8 26
7298,7 H ;
19,5
588 63 98 9 98 3,5 1029 93 751,7 17
8152,4 H ;
18
588 66,5 98 10 98 4 1029 97 787,7 9
8669,2 H ;
17
1’) Pпдв
1) Pпдв
2) Pпдв
3) Pпдв
4) Pпдв
5) Pпдв
6) Pпдв
7) Pпдв
8) Pпдв
9) Pпдв
По результатам расчёта строится график изменения P п.дв в зависимости от перемещения
штока гидроподъёмника относительно цилиндра P п.дв S 23 в масштабе
P
8669,2
Н
0,03
м
57,8
и S2 3
0,003
.
150
мм
10
мм
Перемещение штока относительно цилиндра определяется по формуле S 23 j CB j CB j 1
из плана совмещённых положений механизма, где j – положение механизма.
1’) S 23 j 0 м
1) S 23 j 67,9 66,6 0,02 0,03 м
6) S 23 j 81 78 0,02 0,06 м
2) S 23 j 69,5 67,9 0,02 0,03 м
7) S 23 j 84 81 0,02 0,06 м
3) S 23 j 72 69,5 0,02 0,05 м
8) S 23 j 87 84 0,02 0,06 м
4) S 23 j 75 72 0,02 0,06 м
9) S 23 j 90 87 0,02 0,06 м
5) S 23 j 78 75 0,02 0,06 м
Результаты расчётов сводим в таблицу 2.
j
0
Qj (H)
h1j (мм)
h2j (мм)
h3j (мм)
hkj (мм)
hQj (мм)
hpj (мм)
Pn дв j (H)
S2-3j (м)
Таблица 2
7
8
9
1`
1
2
3
4
5
6
00
50
100
200
300
400
500
600
700
800
0
69,7
138,9
273,6
400
514,2
612,8
692,8
751,7
787,8
0
6,2
11,5
21,5
32
42
49
58
63
66,5
5,2
5,1
5
2,2
1
0,3
2
4,5
9
10
6,2
5,3
4,5
3
2
1
2
2,5
3,5
4
0
10,6
11
32
46
62
75
87
93
97
50
49,8
49,5
47,5
44,5
40
34,5
26
17
9
15,5
16,5
17,5
19,5
21
21,5
20,5
19,5
18
17
72,07
1154,1
1479,2
3027,9
3938,1
5078,6
6220,5
7298,7
8152,4
8669,2
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 P п.дв S 23 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
A FdS :
1) путём графического интегрирования графика P п.дв S 23 получить закон изминения
работы потребных движущих сил Aп.дв S 23 (см. чертёж А1). Выбераем полюсное
Дж
;
мм
2) из начала координат диаграммы работ рповодим луч, касательный к графику Aп.дв S 23 .
расстояние а = 80 мм . Тогда масштаб A P S23 a 57,8 0,003 80 13,87
Под углом , равным углу наклона касательной из полюса на диаграмме P п.дв S 23
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 Pдв принимается на
10% больше Р , т.е. Pдв P 0,1P 87 0,1 87 95,7 мм . На графике работ строим закон
изменения работы принятой движущей силы Aп.дв S 23 .
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.
mV A2 n
EK
(1)
( E K - кинетическая энергия кго звена)
2
k 1
где n - количество подвижных звеньев механизма, E K - кинетическая энергия звеньев
механизма, определяемая по известным формулам в зависимости от вида движения звена:
При поступательном движении - E
При вращательном движении - E
mV 2
2
I 2
;
;
2
2
mVC I CZ 2
При плоском движении - E
; (где С – центр массы звена).
2
2
Для рассматриваемого примера ез соотношения (1) получим:
A
m mnp
2
I 112 I 3 32 m2VS2 I 2 22
m1 2 2
2
VA
VA
VA2
VA
(2)
Момент инерции звеньев вычисляем по формулам:
2
I1 0,4 m1lOS
0,4 60 12 24 ;
m2l ш2 10 1,22 2
1,2 ;
12
12
m2lц2 10 1,16 2
I3
4,48 ;
3
3
I2
Определение m’ по формуле (2) осуществляется с использованием планов скоростей и
данных полученных в п.3 (см. таблицу 1).
24
I1 12 I 1
= 2
7,4 (для всех положений механизма)
2
VA
lOA 3,24
I 3 32 I 3 bc2
1’) 2 =
2
VA
l BC
pa
2
2
4,48 14,5 2
0,0537
1,32 2 100 2
I 2 22 I 2 bc2
1’)
=
2
V A2 l BC
pa
2
2
1,2 14,5 2
0,0144
1,32 2 100 2
4,48 13 0,0403
1)
l pa 1,34 100
I bc
4,48 11,5
2)
0,0309
l pa 1,38 100
I bc
4,48 8
3)
0,01344
l pa 1,44 100
I bc
4,48 4,5
4)
0,00403
l pa 1,5 100
I bc
4,48 1
5)
0,000183
l pa 1,56 100
I bc
4,48 4
6)
0,00268
l pa 1,62 100
I bc
4,48 7
7)
0,00761
l pa 1.7 100
I bc
4,48 11
8)
0,01747
l pa 1,76 100
I bc
4,48 12,5
9)
0,02208
l pa 1,84 100
2
I 3 bc2
2
2
2
BC
2
2
2
3
2
2
2
2
BC
2
2
2
3
2
2
2
2
BC
2
2
2
3
2
2
2
2
BC
2
2
2
3
2
2
2
2
BC
2
2
2
3
2
2
2
2
BC
2
2
3
2
2
2
2
BC
2
2
2
3
2
2
2
2
BC
2
2
3
2
2
2
2
2
2
BC
2
2
m V 2 m ps2
1’) 2 2 S = 2
2
VA
pa
1)
pa
m ps
2)
pa
m ps
3)
pa
m ps
4)
pa
m2 ps2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
10 17,5 2
0,306
100 2
10 182
0,324
100 2
10 18,7 2
0,349
100 2
10 19,6 2
0,384
100 2
10 21,3 2
0,453
100 2
1,2 13 0,0108
1)
l pa 1,34 100
I bc
1,2 11,5
2)
0,00828
l pa 1,38 100
I bc
1,2 8
3)
0,0036
l pa 1,44 100
I bc
1,2 4,5
4)
0,00108
l pa 1,5 100
I bc
1,2 1
5)
0,000045
l pa 1,56 100
I bc
1,2 4
6)
0,00072
l pa 1,62 100
I bc
1,2 7
7)
0,00204
l pa 1,7 100
I bc
1,2 11
8)
0,00468
l pa 1,76 100
I bc
1,2 12,5
9)
0,00552
l pa 1,84 100
I 2 bc2
2
2
2
2
BC
2
2
2
2
2
2
2
2
BC
2
2
2
2
2
2
2
2
BC
2
2
2
2
2
2
2
2
BC
2
2
2
2
2
2
2
2
BC
2
2
2
2
2
2
2
2
BC
2
2
2
2
2
2
2
2
BC
2
2
2
2
2
2
2
2
BC
2
2
2
2
2
2
2
2
BC
2
5)
pa
m ps
6)
pa
m ps
7)
pa
m ps
8)
pa
m ps
9)
pa
m2 ps2
2
10 21,12
0,445
100 2
2
10 212
0,441
1002
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
10 20 2
0,4
100 2
10 19,5 2
0,38
100 2
10 18,9 2
0,357
100 2
2
2
1’) m 60 7,4 0,0537 0,306 0,0144 67,7741кг
1) m 60 7,4 0,0403 0,324 0,0108 67,7751кг
2) m 60 7,4 0,0309 0,349 0,00828 67,78818кг
3) m 60 7,4 0,01344 0,384 0,0036 67,80104 кг
4) m 60 7,4 0,00403 0,453 0,0108 67,85811кг
5) m 60 7,4 0,000183 0,445 0,00005 67,845233кг
6) m 60 7,4 0,00268 0,441 0,00072 67,8444кг
7) m 60 7,4 0,00761 0,4 0,00204 67,80965 кг
8) m 60 7,4 0,01747 0,38 0,00468 67,80215 кг
9) m 60 7,4 0,02208 0,357 0,00522 67,7846кг
Результаты расчётов сводим в таблицу 3.
1`
1
2
3
4
5
Таблица 3
6
7
8
7,4
7,4
7,4
7,4
7,4
7,4
7,4
7,4
7,4
7,4
0,0537
0,0403
0,0309
0,01344
0,00403
0,000183
0,00268
0,00761
0,01747
0,02208
0,306
0,324
0,349
0,384
0,453
0,445
0,441
0,4
0,38
0,357
0,0144
0,0108
0,00828
0,0036
0,00108
0,00005
0,00072
0,00204
0,00468
0,00552
60
60
60
60
60
60
60
60
60
60
67,7741
67,7751
67,78818
67,80104
67,85811
67,84523
67,8444
67,80965
67,80215
67,7846
I1 12 I1
= 2
V A2
lOA
m ps
=
pa
I bc
=
l pa
I 3 32 I 3 bc2
=
2
V A2
l BC
pa
m2VS2
V A2
I 2 22
V A2
9
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
BC
m1 (кг)
n
m = mi (кг)
i 1
Примечание: приведённый момент инерции звена приведения также определяется из
равенства кинетической энергии звена приведения сумме кинетических энергий всех
звеньев механизма, т.е.
2 n
I np
EK
2 k 1
( E K - кинетическая энергия кго звена)
По данным таблицы строим графическую зависимость mS A в масштабе
m
67,7741
кг
м
1,35
и S A l 0,02
. Перемещение т.А определяется по
50
мм
мм
формуле:
S A j OA
(где - приращение угла поворота стойки колеса)
S 1A 0 ;
S 1A 2 90 5 0,02 9 мм;
S A39 90 10 0,02 18 мм;
6.2. Определение закона изменения кинетической энергии механизма
Т.к. движущая сила подъёмника постоянна, а потребная движущая сила Pп.дв , по величине
равная силам, препятствующим движению подъёмника, переменна и зависит от положения
механизма, то разность работ этих сил обуславливает изменение кинетической энергии
звеньев механизма,
E Aдв Ап.дв
(величина E опредиляется вычитанием из ординаты графика Aдв
ординат кривой Aп.дв и построение кривой E S 23 - см. чертёж А1).
1’) E 0 мм
1) E 11,8 1,5 10,3мм
5) E 90 46,3 43,7 мм
2) E 23,7 4,1 19,6 мм
7) E 114 99 39 мм
3) E 42 11,5 30,5 мм
8) E 162 132 30 мм
4) E 65 21,4 43,6 мм
9) E 186 168 18 мм
6) E 114 70,2 43,8 мм
Дж
.
мм
Масштаб E A a S23 P 80 0,003 57,8 13,872
6.3. Установление истинного закона движения механизма и времени его
срабатывания
Из выражения кинетической энергии динамической модели механизма с точкой приведения
А:
E
mV A2
2
(4)
Посредством ранее построенных диаграмм изменения кинетической энергии E S 23 и
приведённой массы mS A можна определить истинные скорости точки приведения во всех
положениях механизма. Из (4) имеем:
VA
2 yE E
2E
m
y m m
где y E - ордината диаграммы кинетической энергии;
y m - ордината диаграммы приведённой массы в соответствующих положениях
механизма ;
E , m - масштабы этих диаграмм;
1’) V A 0 м / с
1) V A
2) V A
2 10,3 13,872
2,053м / с
67,7751
2 19,6 13,872
2,832 м / с
67,78818
3) V A
2 30,5 13,872
3,512 м / с
67,80104
4) V A
2 43,6 13,872
4,222 м / с
67,85811
5) V A
2 43,7 13,872
4,227 м / с
67,84523
8) V A
2 30 13,872
3,503м / с
67,80215
6) V A
2 43,8 13,872
4,232 м / с
67,8444
9) V A
2 18 13,872
2,714 м / с
67,7846
7) V A
2 39 13,872
3,994 м / с
67,80965
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.
V
VA
. Зная масштаб планов скоростей, можно определить скорость любой точки
a
механизма.
м
с мм
2,053
м
0,02053
100
с мм
2,832
м
0,02832
100
с мм
3,512
м
0,03512
100
с мм
4,222
м
0,04222
100
с мм
4,227
м
0,04227
100
с мм
4,232
м
0,04232
100
с мм
3,994
м
0,03994
100
с мм
3,503
м
0,03503
100
с мм
2,714
м
0,02714
100
с мм
1’) V 0
5) V
1) V
6) V
2) V
3) V
4) V
7) V
8) V
9) V
Таблица 4
7
8
9
1`
1
2
3
4
5
6
yE
0
10,3
19,6
30,5
43,6
43,7
43,8
39
30
18
y m
50
50,018
50,028
50,037
50,079
50,70
50,069
50,044
50,038
50,028
V Ai
0
2,053
2,832
3,512
4,222
4,227
4,232
3,994
3,503
2,714
a
100
100
100
100
100
100
100
100
100
100
Vi
0
0,02035
0,02832
0,03512
0,04222
0,04227
0,04232
0,03994
0,03503
0,02714
i
По результатам вычислений строим график V A S A изменение скорости точки приведения
(см. чертёж форматом А1).
Полное ускорение точки приведения состоит из нормального и тангенциального:
A
n
A
W A W W ,
n
м
с2
2,0532
1,8
2,8322
1,8
3,5122
1,8
4,2222
1,8
V A2
где W
lOA
n
A
n
1’) W A 0
n
1) W A
n
2) W A
n
3) W A
n
4) W A
4,227 2
м
9,9264 2
1,8
с
2
4,232
м
9,9499 2
1,8
с
3,9942
м
8,8622 2
1,8
с
2
3,503
м
6,8172 2
1,8
с
2,7142
м
4,0921 2
1,8
с
5) W A
м
с2
м
4,4556 2
с
м
6,8523 2
с
м
9,9029 2
с
n
2,3415
6) W A
n
7) W A
n
8) W A
n
9) W A
Тангенциальное ускорение можно расчитать следующим образом:
dV A
;
dt
WA
WA
dVA dS A dVA
VA ;
dt dS A dS A
Графическим дифференцированием графика V A S A можно построить диаграмму
dVA
S A
dS A
и расчитать положение механизма.
При графическом дифференцировании выбираем полюсное расстояние a 50 мм ,
тогда масштаб dVA
dS A
м2
V
0,0705
0,0705
S A a 0,02 50
с мм
WA
1’) W A 0
dVA
V A y dVA yVA V
dS A
dS A
м
с2
м
с2
м
2) W A 36 0,0705 2,832 7,1876 2
с
м
3) W A 14 0,0705 3,512 3,4663 2
с
м
4) W A 4,5 0,0705 2,053 1,3394 2
с
1) W A 83 0,0705 2,053 12,0131
5) W A 1,5 0,0705 4,227 0,447
м
с2
м
с2
м
7) W A 15 0,0705 3,994 4,2236 2
с
м
8) W A 26 0,0705 3,503 6,4209 2
с
м
9) W A 33 0,0705 2,714 6,3141 2
с
6) W A 1 0,0705 4,232 0,2983
y - ордината графика
dVA
;
dS A
yVA - ордината графика V A ;
dVA и V - соответствующие масштабы;
dt
Располагая законом изменения скорости точки приведения V A S A и зная её полное
перемещение, можно определить время затрачиваемое на уборку механизма шасси.
Имеем
dS
VA A
dt
SA
dS
dt A
VA
тогда,
и
T
1
V
0
dS A
A
Время срабатывания механизма получаем графическим интегрированием диаграммы
изменения величины
1’)
1)
2)
3)
4)
1
0,1314
с
, построенной в масштабе 1
0,02628
5
м мм
VA
VA
1
с
0
VA
м
1
1
с
0,487
VA 2,053
м
1
1
с
0,353
V A 2,832
м
1
1
с
0,284
V A 3,512
м
1
1
с
0,2368
V A 4,222
м
5)
6)
7)
8)
9)
1
VA
1
VA
1
VA
1
VA
1
VA
1
с
0,2365
4,227
м
1
с
0,2362
4,232
м
1
с
0,250
3,994
м
1
с
0,285
3,503
м
1
с
0,368
2,714
м
T 1 S A a 0,027 0,02 60 0,0324
VA
Результаты вычислений сводим в таблицу 5. Наибольшая ордината графика T S A
показывает время уборки шасси, т.е.
Tmax yTmax T 235 0,0324 7,614с
Таблица 5
7
8
9
1`
1
2
3
4
5
6
0
2,053
2,832
3,512
4,222
4,227
4,232
3,994
3,503
2,714
dV A
= y dVA
dS A
dS
0
5,8515
2,538
0,987
0,3172
0,1057
- 0,0705
- 1,0575
- 1,833
- 2,3265
W A
0
12,0131
7,1876
3,4663
1,3394
0,447
- 0,2983
- 4,2236
- 6,4209
- 6,3141
0
2,3415
4,4556
6,8523
9,9029
9,9264
9,9499
8,8622
6,8172
4,0921
0
0,826
1,393
2,3004
3,1104
3,985
4,827
5,767
6,933
7,614
V A = yVA V
A
W An
2
A
V
lOA
T yT T
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
Gi , 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).
VA 2,053
1
1,1405
lOA
1,8
с
W 12,0131
1
Угловое ускорение звена 1: 1 A
6,6739 2
lOA
1,8
c
Угловая скорость звена 1: 1
Построение плана ускорений
7.1.
n
W A W A W A - эти величины известны (см. табл. 5)
W An
2,3415
м
Выбираем масштаб W
0,058 2
40
с мм
an
Из полюса проводим отрезок an соответствующий WAn , затем an a a n ,
соответствующий W A . Отрезок a соответствует W A .
W A 12,0131
1) a n a
207,12 мм
W
0,058
a ~ WA 213мм
n
2) W B W B W B ,
n
W B || ОВ, W B ОВ
WB WBn WB OB
;
W A W An WA OA
an OB 40 20
9 мм
OA
90
n OB 207,12 20
bbn ~ W B aaOA
46 мм
90
b ~ W B 39 мм
b ~ W
n
n
B
WC2 WC WCcor
WCr2C
2C
3)
n
W C2 WB WC2 B WC2 B
22 l BC 0,6962 66
n
n
WC2 B || BC , WC2 B
31,9 мм
W
0,058
2 2 VC 2C sin 900 2 0,696 17 1
23,6 мм
W
0,058
cor
C 2C
W
Направление WCcor
2 C определяем по правилу Жуковского:
WCcor
2 C ~ k на плане W
4) Определяем ускорение центров тяжести звеньев 1,2,3 (т.е. ускорение точек S1 , S 2 , S 3 )
W A a OA
, то на отрезке a находим положение точки s1 .
WB s1 OS1
a OS1 213 58
Отрезок s1 сответствует W S1
137,9 мм
OA
90
б) WS2 WB WSn2 B WS2 B
а) Т.к.
WSn2 B
n
C2 B
W
W
n
S2 B
WS2 B
WSn2 B
WS2 B
C2 B
W
BS 2
;
BC
WCn2 B BS 2
31,9 31
15 мм
BC
66
WC2 B BS 2 47 31
22 мм
BC
66
и WS2 B известны, то на плане ускорений находим точки S 2 n и S 2 . Отрезок s 2
соответствует ускорению WS2 .
WS3 WC WSn3 WS3
в)
WC 0
3 CS 3 0,696 28,5
19,8 мм
W
0,058
WC2 B CS3 47 28,5
WS3
20,2 мм
BC
66
На плане ускорений находим точки s3n и s3 . Отрезок s3 соответствует WS3 .
WSn3
Из плана ускорений находим :
м
W A aW 213 0,058 54,3 2
с
2 3
WC2 B
BC
47
1
0,712 2
66
с
м
с2
м
WS2 s 2 W 76,5 0,058 4,437 2
с
м
WS3 s3 W 29 0,058 1,682 2
с
WS1 s1 W 138 0,058 8,004
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 l 0,02
м
основной механизм и СГ в исследуемом положении (1). К
мм
звеньям приложим внешние силы, реакции в КП и силы инерции.
Колесо:
Стойка:
J k mk W A 105 12,354 1297,17 H
J 1 m1 WS1 60 8,004 480,24 H
M 1j I1 1 24 0,133 3,192H м
J 2 m2 WS2 10 4,437 44,37 H
Шток:
M 2j I 2 2 1,2 0,712 0,8544H м
Цилиндр:
J 3 m3 WS3 10 1,682 16,82 H
M 3j I 3 3 4,48 0,712 3,189 H м
Примечание: если силы инерции и моменты сил инерции малы по сравнению с Pдв , 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 F
построения планов сил.
1. Рассмотрим СГ (звено 1 и 2):
M C F k 0 .
Находим R 21 :
R 21 BC G 2 ( BC BS 2 ) G 3 CS3 J 2 20 l J 3 9,5 l 0
79,89
H
1,45
для
55
мм
R 21 66 98 (66 31) 98 28 44,37 10,5 0,02 16,82 12,5 0,02 0
R 21 79,89 Н
2. Рассмотрим звено 2. Строим план сил
n
R 21 9 1,45 13,05 H
R 23 156 1,45 226,2 H
98
G2
67,5 мм
1,45
3. Рассмотрим звено 3. Строим план сил
5635,5
Н
28,17
200
мм
98
G3
3,5 мм
28,17
226,2
R 32
8,02 мм
28,17
Pдв
n
R 34 197 3,757 740,13H
R 34 30 3,757 112,71H
R 32 R 23
4. Рассмотрим основной механизм
Q
69,7
Н
6,97
10
мм
n
n
; R12 R21
R12 R21
n
13,05
R12
1,87 мм
6,97
79,89
R12
11,46 мм
6,97
588
G1
84,36 мм
6,97
1029
GК
147,63мм
6,97
480,24
J1
68,901мм
6,97
R14 267,5 6,97 1864,47 Н
Для определения M ур составляем уравнение моментов относительно т.О
М О FK 0
M ур R12 hR l R12n hR n l M 1j Q hQ l G1 hG1 l GK hGK l
12
12
j1 h j1 l j K h jK l ;
M ур 79,89 11 0,02 13,05 16,5 0,02 3,192 69,7 39 0,02 588 6 0,02
1029 11 0,02 480,24 56,5 0,02 1297,17 88 0,02 3197,23Н
