Thông tin tài liệu
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 [...]... реакций в КП можно составлять начиная с рассмотрения СГ ( венья 2 и 3) Т.к уравнения решаются графически, выбераем масштаб F построения планов сил 1 Рассмотрим СГ ( вено 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 (6 6 31) 98 28 44,37 10,5 0,02 16,82 12,5... 3 I 3 bc2 = 2 V A2 l BC pa m2VS2 V A2 2 I 2 2 V A2 9 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 BC m1 ( г) n m = mi ( г) 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... 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 ( м табл 5) W An 2,3415 м Выбираем масштаб W 0,058 2 40 с мм a n n Из полюса ... безучёта сил трения, используя метод кинетостатики За основной механизм приймем хвостовую опору ( огу 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 ... 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... 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 ( еличина 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)... sin 900 2 0,696 17 1 23,6 мм W 0,058 cor C 2C W Направление WCcor определяем по правилу Жуковского: 2C WCcor ~ k на плане W 2C 4) Определяем ускорение центров тяжести звеньев 1,2,3 ( .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)... 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 ( де - приращение угла поворота стойки колеса) S 1 0 ; A 1 2 S A 90 5 0,02 9 мм; 3 S A9 90 10 0,02 18 мм; 6.2 Определение закона изменения кинетической энергии механизма Т.к... 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 ( м 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 . 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 ( м) 2 S V 17,5 18 18,7 19,6 21,3 21,1 21 20 19,5 18,9 s 3 ( м) 3 S V . 1,2,3,…,9 ( 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 ( .е. Н = ( В К – СВ Н ) l ) ; H = (9 2. 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 ( м) 0 6,2 11,5 21,5 32 42 49 58 63 66,5 h 2j ( м) 5,2 5,1 5 2,2 1 0,3 2 4,5 9 10 h 3j ( м) 6,2 5,3 4,5
Ngày đăng: 28/06/2014, 20:15
Xem thêm: đồ án '''' môn cơ học máy ( tiếng nga )'''', đồ án '''' môn cơ học máy ( tiếng nga )''''