Đồ án: " Môn cơ học máy ( tiếng Nga )"

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»

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 Структурный анализ рычажного механизма Построение совмещенных планов механизма Построение планов скоростей _ Определение потребной движущей силы гидроподъёмника методом рычага Жуковского Выбор величины постоянной движущей силы гидроподъёмника 6 Динамический анализ механизма 6.1 Расчёт приведённой массы механизма 6.2 Определение закона изменения кинетической энергии механизма _ 10 6.3 Установление истинного закона движения механизма и времени его срабатывания _ 10 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: – рычаг ОВ жестко связан со стойкой (ногой) ОА колеса, совершает вращательное движение; – шток с поршнем, совершает плоское движение; – цилиндр, совершает вращательно-колебательное движение; – неподвижная стойка Степень подвижности механизма W=3n`- 2p5 – p4 где n`= – количество подвижных звеньев; p5 = – количество КП 5-го класса (4-1, 1-2, 3-4 – вращательные КП, 2-3 – поступательные КП); p4 = – количество КП 4-го класса; W=3*3-2*4-1*0=1 Механизм имеет одно начальное звено Основной механизм – звено и стойка (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 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  /  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 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 (т.S1), (т.S2 BS2 = 0,5 lШ), (т.S3BS3 = 0,5 lЦ) Центр тяжести колпса – т.А BS2 = 0,5*1,2225 = 0,61м ; BS3 = 0,5*1,16 = 0,58м Построение планов скоростей План скоростей строится для 1`- положений механизма Векторное уравнение для определения скоростей точек имеют вид: 1) V A  V  V AO ; V  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  V BO ; V  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 bs bc  BS  тогда bs   BC BC bc2 Отрезок s2 соответствует скорости точки S и равен: Находим V S2 Т.к V S2  V B  V S2 B и 1’) bs  14,5  30  6,6 мм 66 1’) s2  17,5 мм 13  30  мм 67 11,5  30 2) bs   мм 69  30 3) bs   3,3 мм 72 4,5  30 4) bs   1,8 мм 75  30 5) bs   0,38 мм 78  30 6) bs   1,4 мм 81  30 7) bs   2,5 мм 85 11  30 8) bs   3,75 мм 88 12,5  30 9) bs   4,07 мм 92 1) bs  1) s  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    то, V S3    CS    CS получим s3  14,5  29  6,3 мм 66 13  29   5,6 мм 67 11,5  29   4,83 мм 69  29   3,2 мм 72 4,5  29   1,74 мм 75  29  0,37 мм 78  29   1,4 мм 81  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 , S соответственно Полученные результаты  мм  для всех положений механизма сводим в таблицу 1` Таблица 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  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  , 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  H 5) Q  800  sin 40  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  273,6 H 8) Q  800  sin 70  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   98  5,2  98  6,2  1029    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   98  4,5  1029  11  138,9  49,5   1479,2 H ; 17,5 588  021,5  98  2,2  98   1029  32  273,6  47,5   3027,9 H ; 19,5 588  32  98   98   1029  44,5  400  44,5   3938,1H ; 21 588  42  98  0,3  98   1029  62  514,2  40   5078,6 H ; 21,5 588  49  98   98   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   98  3,5  1029  93  751,7  17   8152,4 H ; 18 588  66,5  98  10  98   1029  97  787,7    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 23  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 23 j  CB j  CB j 1 из плана совмещённых положений механизма, где j – положение механизма 1’) S 23 j  м 1) S 23 j  67,9  66,6  0,02  0,03 м 6) S 23 j  81  78  0,02  0,06 м 2) S 23 j  69,5  67,9  0,02  0,03 м 7) S 23 j  84  81  0,02  0,06 м 3) S 23 j  72  69,5  0,02  0,05 м 8) S 23 j  87  84  0,02  0,06 м 4) S 23 j  75  72  0,02  0,06 м 9) S 23 j  90  87  0,02  0,06 м 5) S 23 j  78  75  0,02  0,06 м Результаты расчётов сводим в таблицу j  Qj (H) h1j (мм) h2j (мм) h3j (мм) hkj (мм) hQj (мм) hpj (мм) Pn дв j (H) S2-3j (м) Таблица 1` 00 50 100 200 300 400 500 600 700 800 69,7 138,9 273,6 400 514,2 612,8 692,8 751,7 787,8 6,2 11,5 21,5 32 42 49 58 63 66,5 5,2 5,1 2,2 0,3 4,5 10 6,2 5,3 4,5 2 2,5 3,5 10,6 11 32 46 62 75 87 93 97 50 49,8 49,5 47,5 44,5 40 34,5 26 17 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 0,03 0,03 0,06 0,06 0,06 0,06 0,06 0,06 0,06 Выбор величины постоянной движущей силы гидроподъёмника Построенный по результатам п.4 график P п.дв S 23  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 23  получить закон изминения работы потребных движущих сил Aп.дв S 23  (см чертёж А1) Выбераем полюсное Дж ; мм 2) из начала координат диаграммы работ рповодим луч, касательный к графику Aп.дв S 23  расстояние а = 80 мм Тогда масштаб  A   P   S23  a  57,8  0,003  80  13,87 Под углом , равным углу наклона касательной из полюса  на диаграмме P п.дв S 23  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 23  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 и закреплённого на ней с помощью шарнира звена 1, совершающего вращательное движение Подвижное звено 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 mV A2 n   EK (1) ( E K - кинетическая энергия кго звена) 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 I ; ; 2 mVC I CZ  При плоском движении - E   ; (где С – центр массы звена) 2 Для рассматриваемого примера ез соотношения (1) получим:  A m  mnp I 112 I 3 32 m2VS2 I 2 22  m1     VA VA VA2 VA (2) Момент инерции звеньев вычисляем по формулам: I1  0,4 m1lOS  0,4  60  12  24 ; m2l ш2 10  1,22   1,2 ; 12 12 m2lц2 10  1,16 I3    4,48 ; 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 =   7,4 (для всех положений механизма) VA lOA 3,24     I 3 32 I bc2 1’) = VA l BC pa 2 4,48  14,5   0,0537 1,32  100     I 2 22 I bc2 1’) = V A2 l BC pa 2 1,2  14,5   0,0144 1,32  100    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  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  5)   0,000183 l  pa  1,56  100 I bc  4,48  6)   0,00268 l  pa  1,62  100 I bc  4,48  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 I bc2 2 BC 2 2 2 BC 2 2 2 BC 2 2 2 BC 2 2 2 BC 2 2 2 BC 2 2 2 BC 2 2 2 BC 2 2 2 2 BC 2     m V m ps2 1’) 2 S = 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 10  17,5   0,306 100 10  182   0,324 100 10  18,7   0,349 100 10  19,6   0,384 100 10  21,3   0,453 100    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  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  5)   0,000045 l  pa  1,56  100 I bc  1,2  6)   0,00072 l  pa  1,62  100 I bc  1,2  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 bc2 2 2 BC 2 2 2 2 BC 2 2 2 2 BC 2 2 2 2 BC 2 2 2 2 BC 2 2 2 2 BC 2 2 2 2 BC 2 2 2 2 BC 2 2 2 2 BC   5)  pa  m  ps  6)  pa m  ps  7)  pa  m  ps  8)  pa  m  ps  9)  pa  m2 ps2 10  21,12   0,445 100 2 10  212   0,441 1002 2 2 2 2 2 2 2  10  20  0,4 100  10  19,5  0,38 100  10  18,9  0,357 100 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 1` Таблица 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 = V A2 lOA     m  ps  = pa  I bc  = l  pa  I 3 32 I bc2 = V A2 l BC pa m2VS2 V A2 I 2 22 V A2 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  n  I np   EK k 1 ( E K - кинетическая энергия кго звена) По данным таблицы строим графическую зависимость mS 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  ; S 1A  90    0,02  мм; S A39  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 23  - см чертёж А1) 1’) E  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   S23   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 mV A2 (4) Посредством ранее построенных диаграмм изменения кинетической энергии E S 23  и приведённой массы mS A  можна определить истинные скорости точки приведения во всех положениях механизма Из (4) имеем: VA   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  м / с 1) V A  2) V A   10,3  13,872  2,053м / с 67,7751  19,6  13,872  2,832 м / с 67,78818 3) V A   30,5  13,872  3,512 м / с 67,80104 4) V A   43,6  13,872  4,222 м / с 67,85811 5) V A   43,7  13,872  4,227 м / с 67,84523 8) V A   30  13,872  3,503м / с 67,80215 6) V A   43,8  13,872  4,232 м / с 67,8444 9) V A   18  13,872  2,714 м / с 67,7846 7) V A   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 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  5) V  1) V 6) V 2) V 3) V 4) V 7) V 8) V 9) V Таблица 1` yE 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 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 0,02035 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  n 1) W A n 2) W A n 3) W A n 4) W A 4,227 м  9,9264 1,8 с 4,232 м   9,9499 1,8 с 3,9942 м   8,8622 1,8 с 3,503 м   6,8172 1,8 с 2,7142 м   4,0921 1,8 с 5) W A  м с2 м  4,4556 с м  6,8523 с м  9,9029 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  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 с  м 3) W A  14  0,0705  3,512  3,4663 с  м 4) W A  4,5  0,0705  2,053  1,3394 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 с  м 8) W A   26   0,0705  3,503  6,4209 с  м 9) W A   33  0,0705  2,714  6,3141 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 V dS A A Время срабатывания механизма получаем графическим интегрированием диаграммы изменения величины 1’) 1) 2) 3) 4) 0,1314 с , построенной в масштабе    0,02628 м  мм VA VA с 0 VA м 1 с   0,487 VA 2,053 м 1 с   0,353 V A 2,832 м 1 с   0,284 V A 3,512 м 1 с   0,2368 V A 4,222 м 5) 6) 7) 8) 9) VA VA VA VA VA с  0,2365 4,227 м с   0,2362 4,232 м с   0,250 3,994 м с   0,285 3,503 м с   0,368 2,714 м  T     S A  a  0,027  0,02  60  0,0324 VA Результаты вычислений сводим в таблицу Наибольшая ордината графика T S A  показывает время уборки шасси, т.е Tmax  yTmax  T  235  0,0324  7,614с Таблица 1` 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 5,8515 2,538 0,987 0,3172 0,1057 - 0,0705 - 1,0575 - 1,833 - 2,3265 W A 12,0131 7,1876 3,4663 1,3394 0,447 - 0,2983 - 4,2236 - 6,4209 - 6,3141 2,3415 4,4556 6,8523 9,9029 9,9264 9,9499 8,8622 6,8172 4,0921 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  A V lOA T  yT   T 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   1,1405 lOA 1,8 с W  12,0131 Угловое ускорение звена 1:   A   6,6739 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 40 с  мм  an Из полюса   проводим отрезок  an соответствующий WAn , затем an 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  an  OB 40  20   мм OA 90 n  OB 207,12  20 bbn  ~ W B  aaOA   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    VC 2C  sin 900  0,696  17     23,6 мм W 0,058 cor C 2C W Направление WCcor C определяем по правилу Жуковского:   WCcor C ~   k  на плане W 4) Определяем ускорение центров тяжести звеньев 1,2,3 (т.е ускорение точек S1 , S , S ) 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  WS2 B а) Т.к WSn2 B  n C2 B W W n S2 B WS2 B WSn2 B WS2 B  C2 B W  BS ; BC WCn2 B  BS 31,9  31  15 мм BC 66 WC2 B  BS 47  31    22 мм BC 66 и WS2 B известны, то на плане ускорений находим точки S 2 n и S 2 Отрезок  s 2   соответствует ускорению WS2 WS3  WC  WSn3  WS3 в)  WC    CS 0,696  28,5   19,8 мм W 0,058 WC2 B  CS3 47  28,5  WS3    20,2 мм BC 66 На плане ускорений находим точки s3n и s3 Отрезок  s3 соответствует WS3 WSn3  Из плана ускорений находим : м W A   aW  213  0,058  54,3 с   3  WC2 B BC  47  0,712 66 с м с2 м WS2    s 2 W  76,5  0,058  4,437 с м WS3    s3 W  29  0,058  1,682 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  m1  WS1  60  8,004  480,24 H M 1j  I1    24  0,133  3,192H  м J  m2  WS2  10  4,437  44,37 H Шток: M 2j  I    1,2  0,712  0,8544H  м Цилиндр: J  m3  WS3  10  1,682  16,82 H M 3j  I    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 и 3) Т.к уравнения решаются графически, выбераем масштаб  F  построения планов сил Рассмотрим СГ (звено и 2):  M C F k     Находим R 21 : R 21  BC  G ( BC  BS )  G  CS3  J  20   l  J  9,5   l  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   R 21  79,89 Н Рассмотрим звено Строим план сил n R 21   1,45  13,05 H R 23  156  1,45  226,2 H 98 G2   67,5 мм 1,45 Рассмотрим звено 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 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   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   0,02    1029  11  0,02  480,24  56,5  0,02   1297,17  88  0,02  3197,23Н ... 0,02  0,06 м Результаты расчётов сводим в таблицу j  Qj (H) h1j (? ?м) h2j (? ?м) h3j (? ?м) hkj (? ?м) hQj (? ?м) hpj (? ?м) Pn дв j (H) S2-3j (? ?) Таблица 1` 00 50 100 200 300 400 500 600 700 800 69,7... сводим в таблицу 1` Таблица 100 - - - - - - - - a(мм) V A  b(мм) VB  s(мм) VS  k(мм) VK  s 2(? ?м) VS  21 - - - - - - - - - 66,6 - - - ... 1`, 1,2,3,…,9 (? ?Н = 1`,АК = 9) Все построения выполняем на чертеже в выбраном масштабе  l Полный ход штока найдём из равенства: H = lCBK - lCBH (? ?.е Н = (? ?ВК – СВН)  l ) ; H = (9 2 – 67) 0,02