Проектирование и исследование механизма

Министерство науки и образования Украины

Национальный аэрокосмический университет

им. Н.Е. Жуковского «ХАИ»

 

 

Кафедра 202

 

 

Проектирование и исследование механизма

выпуска и уборки шасси»

Пояснительная записка к курсовому проекту

По ТММ

 

Выполнила: студентка 133 гр.

Сушков А.В.

Руководитель: преподаватель

.Поддубный А.И.

 

 

Харьков 2010г

Содержание

 

Задание……………………………………………………………………………

Содержание………………………………………………………………………

Введение………………………………………………………………………….

1. Проектирование и исследование механизма выпуска и уборки шасси самолета.

Структурный анализ рычажного механизма………………………… …….

Синтез рычажного механизма…………………………………………………

Построение совмещенных планов механизма в семи положениях

Построение планов скоростей механизма ……………………………………

Расчет внешних сил и определение потребной движущей силы……………

Определение постоянной движущей силы гидроподъемника………………

Расчет приведенной массы механизма ………………………………………

Определение истинной скорости механизма…………………………………

Установление истинного закона движения механизма и времени его срабатывания …

Силовой расчет механизма и оценка погрешности выполнения исследования …

 

2. Расчет и вычерчивание планерного механизма.

2.1. Синтез и кинематический анализ планетарного механизма схемы , обеспечивающего передаточное отношение =4 ……………

 

3. Расчет и определение качественных показателей эвольвентной закрытой передачи ……

Приложение ………………………………………………………………………

Список использованной литературы …………………………………………………

 

Введение.

 

В этой курсовой работе ставится задача спроектировать и исследовать механизм выпуска и уборки шасси самолета, выполнить синтез и кинематический анализ планетарного механизма, а также спроектировать эвольвентную зубчатую передачу.

 

 

Проектирование рычажного механизма заключается в решении следующих задач:

- определение линейных размеров его звеньев;

- расчет движущей силы гидроподъемника;

- определение закона движения и времени срабатывания механизма.

 

 

Синтез планетарного механизма заключается в подборе чисел зубьев колес для обеспечения заданного передаточного отношения.

 

 

Проектирование эвольвентной закрытой зубчатой передачи заключается в подборе чисел зубьев колес и определении оптимальных чисел смещения.

 

 

1. Проектирование и исследование механизма выпуска и уборки шасси самолета.

1.1. 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;

0 – 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 0 (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.

 

1.2. Построение совмещенных планов механизма

 

Для построения совмещённых планов механизма необходимо определить недостающие размеры.

Найдём жесткий угол рычага . По заданым начальному () и конечному () положениям ноги колеса ОА найдём угол =- = 100⁰ – 10⁰ = 90⁰ и изобразим в масштабе положение ноги ОА_Н и ОА_К . Строим окружность радиусом 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 и отмечаем точки В_Н и В_К, соответствующие выпущенному и убранному положению шасси. Измеряем искомый угол .

Чтобы вычертить совмещённые планы механизма, разобьём угол =- на 7 неравных частей. От начального положения ноги ОА_Н отступаем по 15⁰ до конечного положения, получая,соответственно, точки н`, 1,2,3,…,к (А<sub>Н</sub> = н`,А_К = к). Все построения выполняем на чертеже в выбраном масштабе .

Найдем положение точки С:

Точка С лежит на одной прямой с точками и , проведем хорду дуги на которой лежат эти точки, угол дуги равен 90 половина хороды равна:Н/2, перпендикуляр от точки О до хорды равен h,

Н= 2h=cos* OB= 99, 1.7H= 168,3.

Продлим ходру вправо, найдем растояние от т.О до т.С.

L=

Циркулем начертим дугу радиусом L до пересечения с хородой. Там и будет точка С.

 

 

Длинну штока опредиляем из соотношения:

На чертеже изображающем совмещённые планы механизма, для начального положения указать центры тяжести звеньев 1 (т.S₁), 2 (т.S₂Þ BS₂ = 0,5 l_Ш), 3 (т.S₃ÞBS₃ = 0,5 l_Ц). Центр тяжести колпса – т.А.

 

BS₂ =0.54м ;

BS₃ = 0,54м.

 

1.3. Построение планов скоростей

 

План скоростей строится для 1`- 9 положений механизма.

Векторное уравнение для определения скоростей точек имеют вид:

1) ;

Задаём отрезок , изображающий скорость т.А в некотором (пока неизвестном) масштабе .

2) ;

и , отсюда (для всех положний механизма одинаковый). Отрезок соответствует скорости т.В (- угловая скорость). Аналогично находим и (К – точка приложения силы Q)

 

; (и также для всех положений механизма

; одинаковы).

 

3)

Находим и - скорости центров тяжести звеньев 2 и 3. (графически)

Н) Н)

1) 1)

2) 2)

3) 3)

4) 4)

5) 5)

К) К)

 

Н)

1)

2)

3)

4)

5)

К)

для всех положений механизма сводим в таблицу 1.

Таблица 1

	Н						К
ra(мм)		------	-----	-----	-----	-----	-----
rb(мм)	30.4	-----	-----	-----	-----	-----	-----
rs(мм)		-----	-----	-----	-----	-----	-----
rр(мм)	61.6	-----	-----	-----	-----	-----	-----
rs2(мм)
rs3(мм)		4,6	2.9		1,8	5.2

 

1.4.Расчет внешних сил и определение уравновешивающей силы.

 

В процессе движения механизма на него действуют силы тяжести. Массы звеньев равны m_i= l_i^. q,

Силы тяжести звеньев определяются по формуле:

G_i= M_i^. g,

Где g – ускорение свободного падения, g =9,806 м/с²,

 

вычисленные значения сил тяжести звеньев занесем в табл. 2.

Таблица 2

Значения масс и сил тяжести звеньев

№ звена	к
Мi, кг
Gi, H

 

Силы тяжести приложены в центрах масс соответствующих звеньев.

Координаты центров масс лежат на серединах звеньев, так как масса равномерно распределена по длине звена.

Для вычисления потребной движущей силы воспользуемся методом рычага Н.Е. Жуковского. На планах скоростей в соответствующих точках прикладываем, повернутые в одном т том же направлении на 90^◦, все силы, действующие на звенья механизма, и движущую силу гидроподъемника. Из условия статического равновесия плана скоростей, как жесткого рычага относительно полюса р, определяется уравновешивающая сила Р_ур. Каждое слагаемое в каждом случае берется с соответствующим законом.

Вычисляем аэродинамическую силу .

 

Н)

1)

2)

3)

4)

5)

Аэродинамическая сила в конечном положении не действует на ногу шасси.

 

 

 

 

Результаты измерений заносим в таблицу 1.2

 

Таблица 1.2

Положение	Н	1	2	3	4	5	К
Pур, Н	2926.74	2817.22	2994.97	3224.6	3373.1	3720.37	3973.08

По результатам расчёта строится график изменения в зависимости от перемещения штока гидроподъёмника относительно цилиндра в масштабе и .

 

1.5 Выбор величины постоянной движущей силы гидроподъёмника.

Построенный по результатам п.4 график показывает, что величина потребной движущей силы изменяется в некотором 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 :

1) путём графического интегрирования графика получить закон изминения работы потребных движущих сил (см. чертёж А1). Выбераем полюсное расстояние а = 100мм . Тогда масштаб ;

2) из начала координат диаграммы работ рповодим луч, касательный к графику . Под углом d, равным углу наклона касательной из полюса r на диаграмме проводим луч, отсекающий на оси ординат отрезок, выражаем в масштабе минимально возможную нагрузку Р , способную полностью убрать опору;

Разность работ равняеться кинетической энергии подъемника. Графически находим величины кинетической энергии.

 

Результаты вычислений заносим в таблицу 3_.

Кинетическая энергия механизма в каждом положении Таблица 3

Положение	Н	1	2	3	4	5	К
Е, Дж		57.143	114.286		228.6

1.6. 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’.

 

1.6.1 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.

(1) (- кинетическая энергия к^го звена)

где - количество подвижных звеньев механизма, - кинетическая энергия звеньев механизма, определяемая по известным формулам в зависимости от вида движения звена:

При поступательном движении - ;

При вращательном движении - ;

При плоском движении - ; (где С – центр массы звена).

Для рассматриваемого примера ез соотношения (1) получим:

(2)

 

Момент инерции звеньев вычисляем по формулам:

;

;

;

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

 

 

= (для всех положений механизма)

 

 

 

Результаты вычислений заносим в таблицу 4

 

.

Приведенные массы механизма Таблица 4

Положение	Н	1	2	3	4	5	К
m В, кг	715.518	715.675	715.89	716.04	716.185	717.223	717.776

1.7. Установление истинного закона движения механизма и времени его срабатывания

 

Из выражения кинетической энергии динамической модели механизма с точкой приведения А: (4)

Посредством ранее построенных диаграмм изменения кинетической энергии и приведённой массы можна определить истинные скорости точки приведения во всех положениях механизма. Из (4) имеем:

 

где - ордината диаграммы кинетической энергии;

- ордината диаграммы приведённой массы в соответствующих положениях механизма ;

- масштабы этих диаграмм;

 

Н)

1)

2)

3)

4)

5)

К)

 

 

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.

. Зная масштаб планов скоростей, можно определить скорость любой точки механизма.

 

Н)

1)

2)

3)

4)

5)

К)

Истинные скорости движения и масштабы планов скоростей Таблица 1.5

Положение	1	2	3	4	5	6	7
VA , м/с	2.222	3.163	3.162	2.81	2.181	1.438	1.002
МV, (м/с)/мм	0.0222	0.0316	0.0316	0.0281	0.0218	0.0144	0.01

 

 

1.8 Установление истинного закона движения механизма и времени его срабатывания.

 

Графическим дифференцированием графика V_A (t) получаем график Полюсное расстояние a = 50мм.

 

То есть из этого графика можно определить тангенциальные ускорения точки А в каждом положении механизма:

 

Построим график 1/ V_A (S_A) в масштабах (c/м)/мм и = 0,01м/мм.

Из этого графика графическим интегрированием получаем график зависимости времени срабатывания от хода штока гидроподъемника.

 

 

и

 

Полюсное расстояние a = 50 мм. Масштаб полученного графика t(S ) равен:

 

По графику определяем время работы срабатывания:

 

 

где Y_i - ордината графика T(S_A) в конечном положении механизма.

 

 

1.9 Силовой расчет механизма и оценка погрешности выполнения исследований

 

Цель этого этапа исследований – определение реакций в кинематических парах механизма и величины уравновешивающего момента на ведущем звене. В первом приближении величину усилий, действующих в подвижных соединениях звеньев, находят без учета сил трения, используя графоаналитический метод Н.Г. Бруевича. Для получения сил инерции нужно построить план ускорений, и рассчитать ускорение.

 

, где

Н)

1)

2)

3)

4)

 

5)

К)

 

Графическим дифференцированием графика можно построить диаграмму и расчитать положение механизма.

При графическом дифференцировании выбираем полюсное расстояние , тогда масштаб

 

 

 

1)

 

5)

 

Окончательно выбираем большее из значений. И строим план ускорений дя 5-го положения механизма.

 

 

- эти величины известны

Выбираем масштаб

Из полюса проводим отрезок соответствующий , затем , соответствующий . Отрезок соответствует .

 

3)

,

 

Направление определяем по правилу Жуковского:

на плане

 

4) Определяем ускорение центров тяжести звеньев 1,2,3 (т.е. ускорение точек

 

1.7.2. 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 основной механизм и СГ в исследуемом положении (1). К звеньям приложим внешние силы, реакции в КП и силы инерции.

 

Колесо:

 

Стойка:

 

Шток:

 

Цилиндр:

 

 

Примечание: если силы инерции и моменты сил инерции малы по сравнению с , 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 для построения планов сил.

Введем

Для вычисления погрешности.

1. Рассмотрим группу Ассура (звено 2 и 3):

. Находим :

 

2. Составим уравнение суммы сил группы Асура( завенья 2,3) решим уравнение графически:

Отсюда находим R(1,2), и;

 

Для нахождения реакций в шарни ре 0, составим уравнение

Режим графически.

 

Для определения составляем уравнение моментов относительно т.О

,

 

 

2. Расчет и вычерчивание планетарного механизма.

2.1. Синтез и кинематический анализ планетарного механизма схемы , обеспечивающего передаточное отношение .

 

.

Для определения чисел зубьев в планетарном механизме воспользуемся генеральными уравнениями

где P и Q – целые числа.

 

Методом подбора подбираем произвольные целые числа P и Q:

P= 50, Q= 23, К- количество сателлитов, К= 5, х=2, =1.

 

 

Подбор зубьев планетарного механизма Таблица 2.1

Примем такие числа зубьев

Z1	Z2	Z3	Z4
120	40	20	180

 

Проверим условие соседства по первой ступени внешнего зацепления по формуле:

94>42

Выбранные числа зубьев удовлетворяют условию соседства и отсутствию интерференции во внутреннем зацеплении.

Проверим условие сборки

50=50

Проверим условие соосности

160=160

 

На чертеже проведем кинематический анализ механизма.

 

 

 

1. Синтез и вычерчивание эвольвентной закрытой зубчатой

передачи.

 

Цилиндрическим эвольвентным зубчатым колесом называется такое колесо, у которого поверхность вершин является цилиндром, а боковая поверхность зуба – эвольвентным геликоидом. Линия пересечения боковой поверхности зуба с плоскостью, проведенной перпендикулярно к оси колеса, называется профилем зуба. Профиль зуба не на всем протяжении очерчен по эвольвенте. В зависимости от коэффициента смещения режущего инструмента х при изготовлении зубчатых колес последние делятся на нулевые (х=0), положительные (х>0) и отрицательные (x<0). Различные сочетания нулевых, положительных и отрицательных колес образуют нулевые (x1 =x2=0), смещено нулевые (|x1|=|x2|, x1 +x2 =0) и смещенные (x1 +x2 ≠0) передачи. Смещенные передачи могут быть положительные (x1 +x2 >0) и отрицательные (x1 +x2 <0). Наиболее распространенными являются положительные передачи, составленные из двух положительных колес. Применение зубчатых колес, изготовленных со смещением, позволяет спроектировать зубчатую передачу с заданным межосевым расстоянием и тем самым облегчить кинетический синтез. От коэффициента смещения зависят форма и расположение переходной кривой, наличие или отсутствие подреза, толщина зуба у основания, т.е. ряд факторов, влияющих на изгибную прочность. Выбором коэффициентов смещения можно влиять на скорости скольжения, т.е. на факторы, определяющие износ и заедание зубьев. Противоречивость влияния коэффициентов смещения на геометрические и качественные показатели значительно осложняет их выбор.

При выборе коэффициента смещения следует учитывать условия работы проектируемой зубчатой передачи. Так, в закрытых зубчатых передачах наиболее опасными являются напряжения изгиба. Для открытых передач вопросы контактной прочности менее важны. Основной причиной выхода из строя открытых передач является абразивный износ. Для зубчатых передач приборов и малонагруженных передач важно увеличение коэффициента перекрытия.

Прочие параметры рассчитаем про помощи программы ЭВМ EVOLZP.exe, которая на основании начальных параметров (z1,z2,x1,x2,m) определяет параметры для графиков удельного давления

 

(Приложение1)

 

Тогда

 

 

Список использованной литературы.

 

1. Мацукина Л.В., Поддубный А.И. Синтез и анализ убирающихся шасси. – Х.: ХАИ, 1988. – 43 с.

2. Теория механизмов /Под ред. В.А. Гавриленко. – М.: Высш. Школа, 1973. – 511 с.

3. Шебанов И.Г., Алферов В.В., Полетучий А.И.Синтез механизмов летательных аппаратов. – Х. ХАИ, 1983. – 117 с.

4. Шебанов И.Г., Коровкин М.Д. Структурный, кинематический и динамический анализ механизмов (Конспект лекций по теории механизмов и машин). – Х.: ХАИ, 1977. – с.