Проектирование и исследование рычажного механизма раскрытия солнечной батареи
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
°в его получим зависимость t = f(SA):
При SА = 0.1м (в конце рабочего хода) значение времени составляет 10 секунд. Это и есть время срабатывания механизма: tсраб=10 сек.
Для установления истинного закона движения т.А, построим график зависимости скорости т.А от времени. Для нахождения ускорений т.А продифференцируем полученный график. Результаты внесем в таблицу 1 приложения А.
6. Силовой расчет рычажного механизма
Целью силового расчета является определение реакций опор (О и В). Эти силы используются при уточненнном изучении движения звеньев механизма, проведении расчетов на прочность, жесткость, износостойкость и вибростойкость. Для проведения силового расчета необходимо построить план ускорений для выбранного положения механизма (исследуем положение 2, представленное на рисунке 6.1).
Из плана ускорений получили значения ускорений исследуемых звеньев механизма. Запишем общее выражение для силы инерции:
,(6.1)
где mi - масса i - го звена механизма.
Общее выражение для момента силы инерции звеньев:
,(6.2)
где eI - угловое ускорение i - го звена, Ii - момент инерции рассматриваемого звена. Для звена 1 выражение для момента силы инерции примет следующий вид:
(6.3)
Рис. 6.2 Структурная группа с приложенными внешней силой, инерционными силами и моментом, реакциями опор
Значение углового ускорения e1 определим следующим образом:
, 1/с2 (6.4)
Выражение для углового ускорения e2:
, 1/с2 (6.5)
Рис. 6.3 Основной механизм с приложенными силами и реакциями
Для проведения силового расчёта воспользуемся планом ускорений. Этапы проведения силового расчёта:
. Из состава механизма выделяем структурную компоненту, последнюю в порядке наложения - коромысло (рисунок 6.2). К ней прикладываем действующие на нее силы инерции, момент инерции и реакции опоры О. Берем сумму моментов вокруг точки А, тем самым определяя тангенциальную составляющую реакции опоры О:
: ,(6.6)
из этого условия находим = 31.8/266 Н.
2. Рассмотрим СГ. Графическим методом (план сил) определяем реакции: = 47,834 и = 34.8/611 Н.
Составим сводную таблицу (таблица 6.1), в которую внесём данные для рассматриваемых точек механизма:
Таблица 6.1 Данные, используемые для силового расчета
т. СТ.S1т.S2т.Sштт.Sцm, кг209.60.61.1161.116Ws, м/с20.0560.028~0~0~0Fи, Н1.120.27~0~0~0?, 1/с20.0320.0320.032~0~0MFи, Н/м1.4070.262~0~0~0
3. Для определения нормальной и тангенциальной составляющей реакции опоры В рассмотрим основной механизм (рисунок 6.3). Исходя из вида соединения штока и цилиндра - скользящая заделка следует, что помимо реакции R21 возникает изгибающий момент М. Заменим его парой сил РМ (см. рис. 6.3).
Из условия равновесия основного механизма следует, что сумма моментов вокруг т.В равна нулю. Значит реакция R21 уравновешивается силой РМ, то есть R21 = РМ = R01t = 33,5/660 Н.
Из условия, что сумма проекций сил на выбранную ось Х, приложенных к основному механизму равна нулю, получаем: Н.
7. Синтез и анализ планетарного механизма
Зубчатые механизмы, имеющие зубчатые колёса с перемещающимися осями (сателлиты), называются планетарными.
При кинематическом исследовании планетарных механизмов используется метод остановленного водила (метод Виллиса). Планетарному механизму условно сообщают вращение с угловой скоростью (- wH), останавливая водило.
Проектирование планетарных механизмов начинают с выбора схемы, так как одно и то же заданное передаточное отношение можно обеспечить различными схемами механизмов, отличными КПД, габаритами, весами и другими условиями синтеза.
Для проектирования механизма, обеспечивающего передаточное отношение U=7, выбираем схему, состоящую из двух последовательно соединенных планетарных авиационных редукторов схемы . Тогда передаточное отношение всего механизма будет равно произведению передаточных отношений отдельно взятых редукторов:
Для выбранной схемы формулы, определяющие количество зубьев имеют вид:
,(8.1)
,(8.2)
,(8.3)
,(8.4)
где К - число подвижных сателлитов,
P - произвольное целое число (варьируем).
Значение модуля зацепления для рассматриваемой планетарной передачи принимаем m = 5.
Планетарные механизмы являются соосными и, как правило, многосателлитными. Это накладывает на выбор чисел зубьев зубчатых колес дополнительные условия: соседства, соосности и сборки.
Условие соседства обеспечивает зазор между сателлитами при их расположении в одной плоскости:
(Z1 + Z2)Sin (?/k) > Z2+2,(8.5)
где k - число сателлитов. Условие соосности определяет равенство межосевых расстояний между зацепляющимися парами зубчатых колёс:
Z1 + 2Z2= Z4,(8.6)
при одинаковых модулях зацепления.
Условие сложения обеспечивает свободный вход зубьев сателлитов во впадины между зубьями центральных колёс:
,(8.7)
где N - целое число; K- число сателлитов,
При P = 56 и К=3, получим следующую компоновку планетарного механизма:
Z1 = 24, Z3 = Z2 = 60, Z4 = 144.
Диаметры зубчатых колес определим по зависимости вида:
di = m Zi (8.8)
подставляя в неё необходимые данные, получим значения диаметров:
- d1 = 0,005 24 = 0.12 (м)
d2 = 0,005 60 = 0.3 (м)
d4 = 0,005 150 = 0.72 (м).
Зададимся значением w = 10 1/с. Тогда скорость окружной точки колеса 1:
(8.9)
Отло