1. Trang Chủ
  2. Cơ khí - Chế tạo máy
  3. Đồ án: Môn cơ học máy ( tiếng Nga )

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 –

Thể loại Tài liệu miễn phí Cơ khí - Chế tạo máy

Số trang 20

Ngày tạo 8/29/2018 9:09:35 PM +00:00

Loại tệp PDF

Kích thước

Tên tệp

Tải Đồ án: Môn cơ học máy ( tiếng Nga ) (.pdf)

Xem mẫu

  1. 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
  2. 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
  3. 1.Структурный анализ рычажного механизма Обозначим звенья механизма: 1 – рычаг ОВ жестко связан со стойкой (ногой) ОА колеса, совершает вращательное движение; 2 – шток с пор шнем, 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 l  масштабе OA 90 окружность радиусом lOB с центром в т.D, к ней проводим из центра шарнира С 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 о тступаем 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 ;
  4. 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.S3BS3 = 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 по ложений 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  неизвестном) масштабе  l  .  мм  2) V B  V 0  V BO ; V 0  0; V B  V BO ; V B OB ; b V VB OB 19 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 угловая скорость). Аналогично находим V S и V K (К – точка приложения силы Q) OS1 60 s1  a ( s1 и k также для всех положений механизма  66,6 мм ;  100  OA 90 OK 45 k  a  50 мм ;  100  одинаковы). OA 90 V C2  V B  V C2 B ,....V C2 B BC  3)  V C2  VC  V C2C ,....V C  0;V C2C // BC  bc  BS 2 BS 2 bs 2 тогда bs 2  2 Находим V S2 . Т.к. V S2  V B  V S2 B и   BC BC bc2 Отрезок s2 соответствует скорости точки S 2 и равен: 14,5  30 1 ’) s2  17,5 мм  6,6 мм 1’) bs 2  66
  5. 13  30 1) s 2  18 мм  6 мм 1) bs 2  67 11,5  30 2) s2  18,7 мм  5 мм 2) bs 2  69 8  30 3) s2  19,6 мм  3,3 мм 3) bs 2  72 4,5  30 4) s2  21,3 мм  1,8 мм 4) bs 2  75 1  30 5) s2  21,1мм  0,38 мм 5) bs 2  78 4  30 6) s2  21мм  1,4 мм 6) bs 2  81 7  30 7 ) s2  20 мм  2,5 мм 7) bs 2  85 11  30 8) s2  19,5 мм  3,75 мм 8) bs 2  88 12,5  30 9 ) s2  18,9 мм  4,07 мм 9) bs 2  92 bc2  CS3 Находим V S3 . Т.к.  3   2 то, V S3   3  CS 3   2  CS 3 получим s3   BC 14,5  29 1  29 1’) s3  5) s3   6,3 мм  0,37 мм 66 78 13  29 4  29 1) s3 6) s3  5,6 мм  1,4 мм   67 81 11,5  29 7  29 2) s3 7) s3  4,83 мм  2,4 мм   69 85 8  29 11  29 3) s3 8) s3  3,2 мм  3,6 мм   72 88 4,5  29 12,5  29 4) s3 9) s3  1,74 мм  3,9 мм   75 92 Итак на плане скоростей отрезки a, b, s, k , s2 , s3 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.
  6. Таблица 1 1` 1 2 3 4 5 6 7 8 9 a(мм) V A  100 ------ ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- b(мм) VB  21 ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- s(мм) VS  66 ,6 ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- k(мм) VK  50 ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- ----- s2(мм) VS  17,5 18 18,7 19,6 21,3 21,1 21 20 19,5 18,9 2 s3(мм) VS  6,3 5,6 4 ,83 3 ,2 1,74 0,37 1,4 2 ,4 3,6 3,9 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 Pпдв   i i Fh h Fi - силы действующие на звенья механизма ( это силы тяжести Gi  mi g и где Н аэродинамическая сила Q  С  sin  . Массы звеньев mi и коэффициент С   град  известны    из условия). G3  mц g  10  9,8  98Н G1  mн g  60  9,8  588 Н G2  mш g  10  9,8  98Н Gк  mк g  105  9,8  1029Н 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 hP , hi - кратчайшие расстояния от P пдв и F i до полюса  (опредиляется планов скоростей). Так, для рассматриваемого примера получим:
  7. G1h1  G2 h2  G3 h3  Gk hk  QhQ Pп.дв  ; hP 588  0  98  5,2  98  6,2  1029  0  0  50 1’) Pпдв   72,07 H ; 15,5 588  6,2  98  5,1  98  5,3  1029  10,6  69,7  49,8   1154,1H ; 1) Pпдв 16,5 588  11,5  98  5  98  4,5  1029  11  138,9  49,5   1479,2 H ; 2) Pпдв 17,5 588  021,5  98  2,2  98  3  1029  32  273,6  47,5   3027,9 H ; 3) Pпдв 19,5 588  32  98  1  98  2  1029  44,5  400  44,5   3938,1H ; 4) Pпдв 21 588  42  98  0,3  98  1  1029  62  514,2  40   5078,6 H ; 5) Pпдв 21,5 588  49  98  2  98  2  1029  75  612,8  34,5   6220,5 H ; 6) Pпдв 20,5 588  58  98  4,5  98  2,5  1029  87  692,8  26   7298,7 H ; 7) Pпдв 19,5 588  63  98  9  98  3,5  1029  93  751,7  17   8152,4 H ; 8) Pпдв 18 588  66,5  98  10  98  4  1029  97  787,7  9   8669,2 H ; 9) Pпдв 17 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 Н м 8669,2 0,03 P  и  S2 3   57,8  0,003 . мм мм 150 10 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  0 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 р асчётов сводим в таблицу 2.
  8. Таблица 2 j 1` 1 2 3 4 5 6 7 8 9 0 00 50 100 200 300 400 500 600 700 800  Qj (H) 0 69,7 138,9 273,6 400 514,2 612,8 692,8 751,7 787,8 h1j (мм) 0 6,2 11,5 21,5 32 42 49 58 63 66,5 h2j (мм) 5,2 5,1 5 2,2 1 0,3 2 4,5 9 10 h3j (мм) 6,2 5,3 4,5 3 2 1 2 2,5 3,5 4 hkj (мм) 0 10,6 11 32 46 62 75 87 93 97 hQj (мм) 50 49,8 49,5 47,5 44,5 40 34,5 26 17 9 hpj (мм) 15,5 16,5 17,5 19,5 21 21,5 20,5 19,5 18 17 Pn дв j (H) 72,07 1154,1 1479,2 3027,9 3938,1 5078,6 6220,5 7298,7 8152,4 8669,2 S2-3j (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 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 расстояние а = 8 0 мм . Тогда масштаб  A   P   S23  a  57,8  0,003  80  13,87 ; мм 2) из начала координат диаграммы работ рповодим луч, касательный к графику Aп.дв S 23  . 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% бо льше 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  . 6. Динамический анализ механизма Для установления действительного движения механизма шасси под действием принятой движущей силы проводим динамическое исследование. Для упрощения анализа
  9. 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. mV A2 n ( E K - кинетическая энергия кго звена)   EK (1) 2 k 1  - количество подвижных звеньев механизма, E K - кинетическая энергия звеньев где n механизма, определяемая по известным формулам в зависимости от вида движения звена: mV 2 При поступательном движении - E  ; 2 I 2 При вращательном движении - E  ; 2 mVC I CZ  2 2 При плоском движении - E   ; (где С – центр массы звена). 2 2 Для рассматриваемого примера ез соотношения (1) получим: 2 I 112 I 3 32 m2VS2 I 2 2 2  A m  mnp  m1  2  2  2 (2) VA2 VA VA VA Момент инерции звеньев вычисляем по формулам: I1  0,4 m1lOS  0,4  60  12  24 ; 2 2 m2l ш 10  1,22 2 I2    1,2 ; 12 12 m2lц2 10  1,16 2 I3    4,48 ; 3 3 Определение m’ по формуле (2) осуществляется с использованием планов скоростей и данных полученных в п.3 (см. таблицу 1). I1 12 I 1 24 =2   7,4 (для всех положений механизма) 2 lOA 3,24 VA   2 2 2 4,48  14,5 2 1,2  14,5 2 I 2 2 I 2 bc2 I 3 3 I 3 bc2 2   0,0537   0,0144 1’) 2 = 1’) =   2 2 V A2 l BC pa 1,32 2  100 2 1,32 2  100 2 VA 2 2 l BC pa
  10.    4,48  13  0,0403    1,2  13  0,0108 2 2 2 2 I 3 bc2 I 2 bc2 1) 1) l  pa  1,34  100 l  pa  1,34  100 2 2 2 2 2 2 2 2 BC BC I bc  I bc  2 2 2 2 4,48  11,5 1,2  11,5 3 2 2 2   0,0309   0,00828 2) 2) l  pa  1,38  100 l  pa  1,38  100 2 2 2 2 2 2 2 2 BC BC I bc  I bc  2 2 2 2 4,48  8 1,2  8 3 2 2 2   0,01344   0,0036 3) 3) l  pa  1,44  100 l  pa  1,44  100 2 2 2 2 2 2 2 2 BC BC I bc  I bc  2 2 2 2 4,48  4,5 1,2  4,5 3 2 2 2   0,00403   0,00108 4) 4) l  pa  1,5  100 l  pa  1,5  100 2 2 2 2 2 2 2 2 BC BC I bc  I bc  2 2 2 2 4,48  1 1,2  1 3 2 2 2   0,000183   0,000045 5) 5) l  pa  1,56  100 l  pa  1,56  100 2 2 2 2 2 2 2 2 BC BC I bc  I bc  2 2 2 2 4,48  4 1,2  4 3 2 2 2   0,00268   0,00072 6) 6) l  pa  1,62  100 l  pa  1,62  100 2 2 2 2 2 2 2 2 BC BC I bc  I bc  2 2 2 2 4,48  7 1,2  7 3 2 2 2   0,00761   0,00204 7) 7) l  pa  1.7  100 l  pa  1,7  100 2 2 2 2 2 2 2 2 BC BC I bc  I bc  2 2 2 2 4,48  11 1,2  11 3 2 2 2   0,01747   0,00468 8) 8) l  pa  1,76  100 l  pa  1,76  100 2 2 2 2 2 2 2 2 BC BC I bc  I bc  2 2 2 2 4,48  12,5 1,2  12,5 3 2 2 2   0,02208   0,00552 9) 9) l  pa  1,84  100 l  pa  1,84  100 2 2 2 2 2 2 2 2 BC BC   2 2 10  17,5 2 10  21,12 m V 2 m ps2 m2 ps2 1’) 2 2 S = 2   0,306   0,445 5)   pa  2 2 100 2 100 2 VA pa  m  ps  2 2 10  182 10  212 m2 ps2 2 2   0,324   0,441 1) 6)  pa  pa 2 100 2 2 1002 m  ps  m  ps  2 2 10  18,7 2 10  20 2 2 2 2 2   0,349   0,4 2) 7)  pa   pa  2 2 100 2 100 2 m  ps  m  ps  2 2 10  19,6 2 10  19,5 2 2 2 2 2   0,384   0,38 3) 8)  pa   pa  2 2 100 2 100 2 m  ps  m  ps  2 2 10  21,3 2 10  18,9 2 2 2 2 2   0,453   0,357 4) 9)  pa   pa  2 2 100 2 100 2
  11. 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. Таблица 3 1` 1 2 3 4 5 6 7 8 9 I1 12 I1 =2 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 7,4 V A2 lOA  2 2 I 3 3 I 3 bc2 = 0,0537 0,0403 0,0309 0,01344 0,00403 0,000183 0,00268 0,00761 0,01747 0,02208  2 V A2 2 l BC pa m  ps  2 m2VS2 2 2 = 0,306 0,324 0,349 0,384 0,453 0,445 0,441 0,4 0,38 0,357 pa  2 V A2 I bc  2 2 I 2 2 2 2 = 0,0144 0,0108 0,00828 0,0036 0,00108 0,00005 0,00072 0,00204 0,00468 0,00552 l  pa  2 V A2 2 BC m1 (кг) 60 60 60 60 60 60 60 60 60 60 n m  =  mi (кг) 67,7741 67,7751 67,78818 67,80104 67,85811 67,84523 67,8444 67,80965 67,80215 67,7846 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 ( E K - кинетическая энергия кго звена)    EK I np 2 k 1 По данным таблицы строим графическую зависимость mS A  в масштабе  кг  м 67,7741  m   и  S A   l  0,02  1,35  . Перемещение т.А определяется по  мм   мм  50 формуле: S A    j  OA (где  - приращение угла поворота стойки колеса) S 1  0 ; A S A  90  5   0,02  9 мм; 1 2 S A9  90  10  0,02  18 мм; 3
  12. 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, (величина E опредиляется вычитанием из ординаты графика Aдв E  Aдв  Ап.дв ординат криво й Aп.дв и построение кривой E S 23  - см. чертёж А1). 1’) E  0 мм 5) E  90  46,3  43,7 мм 1) E  11,8  1,5  10,3мм 6) E  114  70,2  43,8 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  Дж  Масштаб  E   A  a   S23   P  80  0,003  57,8  13,872 .  мм  6.3. Установление истинного закона движения механизма и времени его срабатывания Из выражения кинетической энергии динамической модели механизма с точкой приведения mV A2 E А: (4) 2 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: 2  yE   E 2E VA   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 2  30,5  13,872  3,512 м / с 3) V A  2  10,3  13,872 67,80104  2,053м / с 1) V A  67,7751 2  43,6  13,872  4,222 м / с 4) V A  2  19,6  13,872 67,85811  2,832 м / с 2) V A  67,78818
  13. 2  43,7  13,872 2  30  13,872  4,227 м / с  3,503м / с 5) V A  8) V A  67,84523 67,80215 2  43,8  13,872 2  18  13,872  4,232 м / с  2,714 м / с 6) V A  9) V A  67,8444 67,7846 2  39  13,872  3,994 м / с 7) V A  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. VA V  . Зная масштаб планов скоростей, можно определить скорость любой точки  a механизма. м м 4,227 1’) V  0 5 ) V   0,04227 с  мм с  мм 100 м м 2,053 4,232 1 ) V 6 ) V   0,02053   0,04232 с  мм с  мм 100 100 м м 2,832 3,994 2 ) V 7 ) V   0,02832   0,03994 с  мм с  мм 100 100 м м 3,512 3,503 3 ) V 8 ) V   0,03512   0,03503 с  мм с  мм 100 100 м м 4,222 2,714 4 ) V 9 ) V   0,04222   0,02714 с  мм с  мм 100 100 Таблица 4 1` 1 2 3 4 5 6 7 8 9 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 i  Vi 0 0,02035 0,02832 0,03512 0,04222 0,04227 0,04232 0,03994 0,03503 0,02714 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:
  14. V A2  n n где W   W A W W , A A A lOA 4,227 2 м м n n 1’) W A  0 5) W A   9,9264 2 с2 с 1,8 2,0532 м 2 n м 4,232 n   2,3415 1) W A   9,9499 2 6) W A с2 1,8 с 1,8 2,8322 м 3,9942 n м n   4,4556 2 2) W A   8,8622 2 7) W A с 1,8 с 1,8 3,5122 м 2 n м 3,503 n   6,8523 2 3) W A   6,8172 2 8) W A с 1,8 с 1,8 4,2222 м 2,7142 n м n   9,9029 2 4) W A   4,0921 2 9) W A с 1,8 с 1,8 Тангенциальное ускорение можно расчитать следующим образом: dV A dVA dS A dVA   WA     VA ; WA  ; dt dS A dS A dt dVA S A  Графическим дифференцированием графика V A S A  можно построить диаграмму dS A и р асчитать положение механизма. При графическом дифференцировании выбираем полюсное расстояние a  50 мм ,  м2  V 0,0705 тогда масштаб  dVA  0,0705  с  мм      S A  a 0,02  50   dS A dVA   V A  y   dVA  yVA  V  WA  dS A dS A м м   1’) W A  0 5 ) W A  1,5  0,0705  4,227  0,447 с2 с2 м м   6 ) W A   1  0,0705  4,232  0,2983 1) W A  83  0,0705  2,053  12,0131 с2 с2 м м   7 ) W A   15   0,0705  3,994  4,2236 2 2) W A  36  0,0705  2,832  7,1876 2 с с м м   8 ) W A   26   0,0705  3,503  6,4209 2 3) W A  14  0,0705  3,512  3,4663 2 с с м м   9 ) W A   33  0,0705  2,714  6,3141 2 4) W A  4,5  0,0705  2,053  1,3394 2 с с
  15. dVA y  - ордината графика yVA - ордината графика V A ; ; dS 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 SA dS dS 1 VA  A dt  A T dS A тогда, и V VA dt 0 A Время срабатывания механизма получаем графическим интегрированием диаграммы с 1 0,1314 , построенной в масштабе  1   0,02628 изменения величины м  мм 5 VA VA с с 1 1 1 0   0,2365 1’) 5) м м VA VA 4,227 с с 1 1 1 1   0,487   0,2362 1) 6) м м VA 2,053 VA 4,232 с с 1 1 1 1   0,353   0,250 2) 7) м м V A 2,832 VA 3,994 с с 1 1 1 1   0,284   0,285 3) 8) м м V A 3,512 VA 3,503 с с 1 1 1 1   0,2368   0,368 4) 9) м м V A 4,222 VA 2,714 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 1` 1 2 3 4 5 6 7 8 9 V A = yVA  V 0 2,053 2,832 3,512 4,222 4,227 4,232 3,994 3,503 2,714 dV A = y  dVA 0 5,8515 2,538 0,987 0,3172 0,1057 - 0,0705 - 1,0575 - 1,833 - 2,3265 dS A dS A  WA 0 12,0131 7,1876 3,4663 1,3394 0,447 - 0,2983 - 4,2236 - 6,4209 - 6,3141 2 V W An  A 0 2,3415 4,4556 6,8523 9,9029 9,9264 9,9499 8,8622 6,8172 4,0921 l OA T  yT   T 0 0,826 1,393 2,3004 3,1104 3,985 4,827 5,767 6,933 7,614
  16. 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 Угловая скорость звена 1: 1    1,1405 с lOA 1,8 W  12,0131 1 Угловое ускорение звена 1:  1  A   6,6739 2 lOA 1,8 c Построение плана ускорений 7.1.  n W A  W A  W A - эти величины известны (см. табл. 5) W An м 2,3415 Выбираем масштаб W    0,058 2    a с  мм 40 n     Из полюса   проводим отрезок  a соответствующий WA , затем a a  a n , n n n  соответствующий W A . Отрезок  a  соответствует W A .  W A 12,0131  1) a  a    207,12 мм  n W 0,058   a ~ WA  213мм   n n W B || ОВ, W B  ОВ 2) W B  W B  W B ,  WB WBn WB OB    ; W A W An WA OA  a  OB 40  20  b  ~ W n n  9 мм   B n OA 90 bbn  ~ W B  aaOAOB  207,90  20  46 мм  12 n  b  ~ W B  39 мм
  17. WC2  WC  WCcor  WCr2C  2C 3)   n W C2  WB  WC2 B  WC2 B  2  2  l BC 0,6962  66 n n  31,9 мм WC2 B || BC , WC2 B   W 0,058 2   2  VC 2C  sin 900 2  0,696  17  1 cor  23,6 мм   W C 2C W 0,058 Направление WCc2C определяем по правилу Жуковского: or WCcor ~   k   на плане W 2C 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 .    а) Т.к. 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 WS2 B WSn2 B BS 2   ;  n W W BC C2 B C2 B WCn2 B  BS 231,9  31 n  15 мм   W S2 B BC 66 WC2 B  BS 2 47  31 WS2 B  22 мм   BC 66 и WS2 B известны, то на плане ускорений находим точки S 2 n и S 2 . Отрезок  s  WSn2 B   2 соответствует ускорению WS2 .  n  WS3  WC  WS3  WS3 в)  WC  0   3  CS 3 0,696  28,5 WSn3   19,8 мм  W 0,058  WC2 B  CS3 47  28,5   20,2 мм WS3   BC 66 На плане ускорений находим точки s3n и s3 . Отрезок  s3 соответствует WS3 .    Из плана ускорений находим :  WC2 B м 47 1 W A   aW  213  0,058  54,3 2  2  3    0,712 2 с с BC 66
  18. м WS1    s1 W  138  0,058  8,004  с2 м WS2    s  W  76,5  0,058  4,437 2 2 с м WS3    s3 W  29  0,058  1,682 2  с 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 што ка с поршнем и цилиндра. Вычерчиваем в м масштабе  l  0,02 основной механизм и СГ в исследуемом положении (1). К мм звеньям приложим внешние силы, реакции в КП и силы инерции. J k  mk  W A  105  12,354  1297,17 H Колесо: J 1  m1  WS1  60  8,004  480,24 H Стойка: 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 J 3  m3  WS3  10  1,682  16,82 H Цилиндр: 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). 79,89 H Т.к. уравнения решаются графически, выбераем масштаб  F   1,45 для мм 55 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
  19.  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  67,5 мм G2  1,45 3. Рассмотрим звено 3. Строим план сил Н 5635,5  Pдв   28,17 мм 200 98  3,5 мм G3  28,17 226,2  8,02 мм R 32  28,17 n R 34  197  3,757  740,13H  R 34  30  3,757  112,71H R 32   R 23 4. Рассмотрим основной механизм Н 69,7 Q   6,97 мм 10  n  n R12   R21 ; R12   R21 13,05 n  1,87 мм R12  6,97 79,89   11,46 мм R12  6,97 588  84,36 мм G1  6,97 1029  147,63мм GК  6,97 480,24  68,901мм J1  6,97 R14  267,5  6,97  1864,47 Н Для определения M ур составляем уравнение моментов относительно т.О  М О FK   0
  20.  M ур   R12  hR   l  R12  hR n   l  M 1j  Q  hQ   l  G1  hG1   l  GK  hGK   l  n 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
nguon tai.lieu . vn
Thạc sĩ - Tiến sĩ - Cao học Công nghệ thông tin Kinh tế - Thương mại Tài chính - Ngân hàng Kiến trúc - Xây dựng Điện-Điện tử-Viễn thông Cơ khí - Chế tạo máy Công nghệ - Môi trường Báo cáo khoa học Quản trị kinh doanh Khoa học xã hội Khoa học tự nhiên Nông - Lâm - Ngư Y khoa - Dược