đồ án '''' môn cơ học máy ( tiếng nga )''''

Построение совмещенных планов механизма Для построения совмещённых планов механизма необходимо определить недостающие размеры.. Чтобы вычертить совмещённые планы механизма, разобьём угол

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

масштабе  

OA

l OA

l

90

8 1

 м / мм положение ноги ОАН и ОАК Строим окружность радиусом l OB 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 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:

K

CB

H

CB

l (т.е Н = (СВК – СВН) l) ;

H= (92 – 67) 0,02 = 0,5 м ;

Длину цилиндра приймем равной:

Н

l Ц 1,1 ;

м

l Ц 1,10,51,16 ;

Длинну штока опредиляем из соотношения:

м l

Н l

l

Ш

OA

Ш

2225 , 1 5 , 0 05

,

1

8

,

1

05

,

1













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 положений механизма

Векторное уравнение для определения скоростей точек имеют вид:

1) V A V0 V AO; V0 0; V A V AO; V AOA ;

Задаём отрезок a 100 мм, изображающий скорость т.А в некотором (пока

неизвестном) масштабе 











мм

с м

l

/

2) V B V0 V BO; V0 0; V B V BO; V BOB ;

21 , 0 90

19







OA

OB

V

V

A

B

и

a

b V

V

A

B





OA

OB a

положний механизма одинаковый) Отрезок b соответствует скорости т.В (

OA

A

l

V



1

угловая скорость) Аналогично находим V S и V K (К – точка приложения силы Q)

мм OA

OS

a

90

60 100

1

 ; (s1и kтакже для всех положений механизма

мм OA

OK

a

90

45

100 





 ; одинаковы)

3)





















BC V

V V

V

V

BC V

V V

V

C C C

C C C

C

B C B C B

C

//

; 0 ,

,

2 2

2

2 2

2

Находим V S2 Т.к V S2 V B V S2B и

2

2 2

bc

bs BC

BS

 тогда   

BC

BS bc

2

Отрезок s2 соответствует скорости точки S2 и равен: 1’) bs 6,6мм

66

30 5

,

14

2    1’) s2 17,5мм

1) bs 6мм

67

30 13

2    1) s2 18мм

2) bs 5мм

69

30 5

,

11

2    2) s2 18,7мм

3) bs 3,3мм

72

30

8

2    3) s2 19,6мм

4) bs 1,8мм

75

30 5

,

4

2    4) s2 21,3мм

5) bs 0,38мм

78

30

1

2    5) s2 21,1мм

6) bs 1,4мм

81

30

4

2    6) s2 21мм

7) bs 2,5мм

85

30

7

2    7) s2 20мм

8) bs 3,75мм

88

30 11

2    8) s2 19,5мм

9) bs 4,07мм

92

30 5

,

12

2    9) s2 18,9мм

Находим V S3 Т.к 3 2 то, V S3 3CS3 2 CS3 получим   

BC

CS bc

3



1’) s 6,3мм

66

29 5

,

14



1) s 5,6мм

67

29

13



2) s 4,83мм

69

29 5

,

11



3) s 3,2мм

72

29

8



4) s 1,74мм

75

29 5

,

4



5) s 0,37мм

78

29 1

3   



6) s 1,4мм

81

29 4



7) s 2,4мм

85

29 7



8) s 3,6мм

88

29 11



9) s 3,9мм

92

29 5 , 12



Итак на плане скоростей отрезки a,b,s,k,s2,s3 выражаем в масштабе















мм

м

l 0,02

 скорости точек A,B,S,K,S2,S3 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)  V A 100 - - - - - - - - -

b(мм)  V B 21 - - - - - - - - -

s(мм)  V S 66,6 - - - - - - - - -

k(мм)  V K 50 - - - - - - - - -

s2 (мм)  V S2 17,5 18 18,7 19,6 21,3 21,1 21 20 19,5 18,9 s3 (мм)  V S3 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 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   0

i

M  , откуда



h

h F

P пдв  i i

где F i - силы действующие на звенья механизма ( это силы тяжести G i m i g и

аэродинамическая сила Q  Сsin Массы звеньев m i и коэффициент 











град

Н

С известны

из условия)

Н g

m

G1 н 609,8588

Н g

m

G2  ш 109,898

Н g

m

G3  ц 109,898

Н g

m

G к  к 1059,81029

1’) Q800sin00 0H

1) Q800sin50 69,7H

2) Q800sin100 138,9H

3) Q800sin200 273,6H

4) Q800sin300 400H

5) Q800sin400 514,2H

6) Q800sin500 612,8H

7) Q800sin600 692,8H

8) Q800sin700 751,7H

9) Q800sin800 787,8H

i

h , - кратчайшие расстояния от P пдв и F i до полюса  (опредиляется планов скоростей) Так, для рассматриваемого примера получим:

Q k

k дв

п

h

Qh h G h G h G h G

5 , 15

50 0 0 1029 2

, 6 98 2 , 5 98 0 588

H

5 , 16

8 , 49 7 , 69 6 , 10 1029 3

, 5 98 1 , 5 98 2 , 6 588

H

5 , 17

5 , 49 9 , 138 11 1029 5

, 4 98 5 98 5 , 11 588

H

5 , 19

5 , 47 6 , 273 32 1029 3

98 2 , 2 98 5 , 021 588

H

21

5 , 44 400 5 , 44 1029 2

98 1 98 32 588

H

5 , 21

40 2 , 514 62 1029 1

98 3 , 0 98 42 588

H

5 , 20

5 , 34 8 , 612 75 1029 2

98 2 98 49 588

H

5 , 19

26 8 , 692 87 1029 5

, 2 98 5 , 4 98 58 588

H

18

17 7 , 751 93 1029 5

, 3 98 9 98 63 588

H

17

9 7 , 787 97 1029 4

98 10 98 5 , 66 588

H

По результатам расчёта строится график изменения P п.дв в зависимости от перемещения штока гидроподъёмника относительно цилиндра P п.двS23 в масштабе

мм

Н

150

2

,

8669





мм

м

10

03 , 0

3



Перемещение штока относительно цилиндра определяется по формуле S23j  CB j CB j1

из плана совмещённых положений механизма, где j – положение механизма

1’) S23j 0м

1) S23j  67,966,60,020,03м

2) S23j  69,567,90,020,03м

3) S23j  7269,50,020,05м

4) S23j  7572 0,020,06м

5) S23j  78750,020,06м

6) S23j  81780,020,06м

7) S23j  84810,020,06м

8) S23j  87840,020,06м

9) S23j  90870,020,06м

Результаты расчётов сводим в таблицу 2

Таблица 2

j 1` 1 2 3 4 5 6 7 8 9

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

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S2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



 FdS

1) путём графического интегрирования графика P п.двS23 получить закон изминения работы потребных движущих сил A п.двS23 (см чертёж А1) Выбераем полюсное

расстояние а = 80 мм Тогда масштаб

мм

Дж a

S P

3











2) из начала координат диаграммы работ рповодим луч, касательный к графику A п.двS23 Под углом , равным углу наклона касательной из полюса  на диаграмме P п.двS2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 P дв принимается на 10% больше Р , т.е P дв P0,1P870,18795,7мм На графике работ строим закон изменения работы принятой движущей силы A п.двS23

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









k

K A

E

V

m

1

2

2 (1) (E K - кинетическая энергия к

го

звена) 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 -

2

2

mV

При вращательном движении -

2

2



I

При плоском движении -

2 2

2 2

 CZ

mV

E  ; (где С – центр массы звена)

Для рассматриваемого примера ез соотношения (1) получим:

 

2

2 2 2 2

2 2 2

2 3 3 2

2 1 1 1

2

A A

S A

A

A

np

V

I V

V m V

I V

I m

m













Момент инерции звеньев вычисляем по формулам:

24 1 60 4 , 0 4

,

1 m l OS    

2 , 1 12

22 , 1 10

12

2 2

2

2 m l ш   

48 , 4 3

16 , 1 10

3

2 2

2

3 m l ц   

Определение m’ по формуле (2) осуществляется с использованием планов скоростей и данных полученных в п.3 (см таблицу 1)

2

2

1

1

A

V

I 

= 7,4

24 , 3

24

2

1





OA

l

I

(для всех положений механизма)

1’) 2

2

3

3

A

V

I 

=  

5 , 14 48 , 4

2 2 2 2

2

2 2 3









pa l

bc

I

BC

1’) 2

2 2 2

A

V

=  

5 , 14 2 , 1

2 2 2 2

2

2 2 2









pa l

bc I

BC

1)  

13 48 , 4

2 2 2 2

2

2

2

3









pa

l

bc

I

BC

1)  

13 2 , 1

2 2 2 2

2

2 2 2









pa l

bc I

BC

2)  

5 , 11 48 , 4

2 2 2 2

2

2

2

3









pa

l

bc

I

BC

2)  

  1,38 100 0,00828

5 , 11 2 , 1

2 2 2 2

2

2 2 2









pa l

bc I

BC

3)  

  1,44 100 0,01344

8 48 , 4

2 2

2 2

2

2

2

3









pa

l

bc

I

BC

3)  

8 2 , 1

2 2

2 2

2

2 2







pa l

bc I

BC

4)  

  1,5 100 0,00403

5 , 4 48 , 4

2 2

2 2

2

2

2

3









pa

l

bc

I

BC

4)  

  1,5 100 0,00108

5 , 4 2 , 1

2 2

2 2

2

2 2







pa l

bc I

BC

5)  

  1,56 100 0,000183

1 48 , 4

2 2 2 2

2

2

2

3









pa

l

bc

I

BC

5)  

  1,56 100 0,000045

1 2 , 1

2 2 2 2

2

2 2 2









pa l

bc I

BC

6)  

  1,62 100 0,00268

4 48 , 4

2 2 2 2

2

2

2

3









pa

l

bc

I

BC

6)  

  1,62 100 0,00072

4 2 , 1

2 2 2 2

2

2 2 2









pa l

bc I

BC

7)  

  1.7 100 0,00761

7 48 , 4

2 2 2 2

2

2

2

3









pa

l

bc

I

BC

7)  

  1,7 100 0,00204

7 2 , 1

2 2 2 2

2

2 2 2









pa l

bc I

BC

8)  

  1,76 100 0,01747

11 48 , 4

2 2 2 2

2

2

2

3









pa

l

bc

I

BC

8)  

  1,76 100 0,00468

11 2 , 1

2 2 2 2

2

2 2 2









pa l

bc I

BC

9)  

  1,84 100 0,02208

5 , 12 48 , 4

2 2 2 2

2

2

2

3









pa

l

bc

I

BC

9)  

  1,84 100 0,00552

5 , 12 2 , 1

2 2 2 2

2

2 2 2









pa l

bc I

BC

1’) 2

2

2

A

S

V

V

m

=  

5 , 17 10

2

2 2

2 2 2







pa

ps m

1)  

18 10

2 2 2

2

2

pa

ps

m

2)  

7 , 18 10

2 2 2

2

2

2







pa

ps

m

3)  

6 , 19 10

2

2 2

2

2

pa

ps

m

4)  

3 , 21 10

2

2 2

2

2

pa

ps

m

5)  

1 , 21 10

2

2 2

2 2 2







pa

ps m

6)  

21 10

2 2 2

2 2

pa

ps m

7)  

20 10

2 2 2

2 2 2







pa

ps m

8)  

5 , 19 10

2

2 2

2 2

pa

ps m

9)  

9 , 18 10

2

2 2

2 2

pa ps m

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67,80104кг

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67,80965кг

8) m607,40,017470,380,0046867,80215кг

9) m607,40,022080,3570,0052267,7846кг

Результаты расчётов сводим в таблицу 3

Таблица 3

2

2

1

1

A

V

I 

= 21

OA

l

I

2

2

3

3

A

V

I 

=  

 2

2

2 2 3

pa

l

bc

I

BC

2

2

2

A

S

V

V

m

=  

 2

2 2 2

pa

ps

m

2

2

2

2

A

V

I 

=  

 2

2

2 2 2

pa

l

bc

I

BC

1

m (кг) 60 60 60 60 60 60 60 60 60 60

m =





n

i

i

m

1

(кг) 67,7741 67,7751 67,78818 67,80104 67,85811 67,84523 67,8444 67,80965 67,80215 67,7846

Примечание: приведённый момент инерции звена приведения также определяется из

равенства кинетической энергии звена приведения сумме кинетических энергий всех

звеньев механизма, т.е











n

k K

I

1

2

2



(E K - кинетическая энергия кго звена)

По данным таблицы строим графическую зависимость m S A в масштабе



















мм

кг

50

7741 , 67















мм

м

l

 Перемещение т.А определяется по формуле:

OA

S A j  (где  - приращение угла поворота стойки колеса)

0

1





A

90 5 0,02 9 ;

2

1

мм

90 10 0,02 18 ;

9

3

мм