《翻轉(zhuǎn)犁翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的運動與受力分析》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《翻轉(zhuǎn)犁翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的運動與受力分析（11頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。
1、單缸臥式翻轉(zhuǎn)犁翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的運動與受力分析 成員 摘要l首先提出單缸臥式翻轉(zhuǎn)機構(gòu)運動方程,并從機構(gòu)的運動和動力基礎(chǔ)出發(fā),繪出傳動特性曲線,對機構(gòu)進(jìn)行運動學(xué)和動力學(xué)特性的分析。通過分析證明這一翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的工作穩(wěn)定性及可行性,為翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的設(shè)計與應(yīng)用提出了相應(yīng)的設(shè)計理念及設(shè)計應(yīng)用依據(jù)l實物圖 l 1 翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的運動分析l如圖 1所示, 在單缸臥式翻轉(zhuǎn)機構(gòu)簡圖中, A、C為固定支點, AC 長度為 a, AB 長度為 R, BC 長度 為L 0, 當(dāng)拖拉機發(fā)動機的轉(zhuǎn)數(shù)不變時, 翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的油缸作勻速運動, 即 v1為常數(shù)。AB 和 AC 的夾角為, 為滿足翻轉(zhuǎn)犁能在工作過程中翻轉(zhuǎn) 180度 , 要求 AB 桿
2、在油缸的作用下必須能轉(zhuǎn)動 180 。 角的變化范圍應(yīng)在整個水平面內(nèi), 即 可在 正負(fù) 90度 的范圍內(nèi)變化。所以，該機構(gòu)為運動導(dǎo)桿機構(gòu)，能夠完成上訴運動的必要條件為 a + L minR a + L max 圖 1所示的機構(gòu)中, 由三角形 ABC 可得機構(gòu)的運動方程: L=a+R-2aRcos (1) cos =（a+R-L）/2aR （2） l根據(jù)式 ( 2)、( 3)、( 4)可確定不同的 a、R、L 及相關(guān)參數(shù)值, 計算出 AB 桿轉(zhuǎn)動到某一位置的角速度和角加速度, 繪出傳動特性曲線, 如圖 2 所示?？啥喾桨副容^以選擇最佳方案。例如, 較常見的一組參數(shù)值l為: a = 0. 12m、R
3、 = 0. 506m、油 缸的縮短 速度 v = 0.07m / s、油缸的 傳動 比 K = 1. 46。當(dāng) 需要 將犁 翻轉(zhuǎn)180 時, 操縱液壓輸出手柄, 使翻轉(zhuǎn)油缸收縮, AB 桿轉(zhuǎn)動, 角從 90 減小到 0 (即 B 點在 y 軸上 ) , 再由0 轉(zhuǎn)到 - 90 , 當(dāng) 角由 90 減小到 60 時, 角速度值為 0. 6667 0. 6166, 角加速度 值為 - 0. 08070. 1085, 角速度和角加速度變化都很小, 由此看出, 無論油缸是靜止還是工作狀態(tài)均是平穩(wěn)的, 對液壓系統(tǒng)也有益。油缸伸縮將使 L 值發(fā)生變化, cos 也隨之改變。對式 ( 1)進(jìn)行一次微分和二次
4、微分, 可得到 AB 的角速度和角加速度: l當(dāng)角由 60 減小到 5 時, AB 桿的角速度由 0. 6166增加到 5. 1973, 角速度迅速增長, 角加速由 0. 1085增長到 300以上, 角加速度也急劇增長, 尤其在 接近 0 時, 由于大的角加速度將產(chǎn)生大的慣性力, 這正是機構(gòu)翻轉(zhuǎn)時越過中間自鎖區(qū)時所需要的特性。當(dāng) AB 桿由 = - 5 減小到= - 60 時, 角速度值由 3. 4326減小到0.4215, 角加速度值由 - 203. 9 急劇減小到 - 0. 09; 當(dāng) AB 桿由 = - 60 減小到 = - 90 時, 角速度 值 由 0.4215減小到 0. 414
5、7, 角加速度值由 - 0. 09減小到0. 0364, 角加速度變化很小。這樣, 當(dāng)犁翻轉(zhuǎn)動作結(jié)束時, 角速度和角加速度都接近于 0, 使所產(chǎn)生的慣性力很小, 機構(gòu)很平穩(wěn)地結(jié)束工作, 這一特性正是所要求的。所以, 機構(gòu)設(shè)計參數(shù)的選擇是合理的。 l2 翻轉(zhuǎn)機構(gòu)受力分析l翻轉(zhuǎn)機構(gòu)在工作中受重力、慣性力和摩擦力等外力的作用, 為使機構(gòu)能完成翻轉(zhuǎn)的全過程, 需施加一個力以克服這些外力。為確定油缸的受力大小、結(jié)構(gòu)尺寸和機構(gòu)的強度等必須進(jìn)行動力分析。l由圖 1可看出, 機構(gòu)主要受到 3個力的作用, 機具重心 D 點受到重力 G 和慣性力 F = mar的作用,A 點受到摩擦阻力矩 M f的作用, 其他力
6、均較小, 可忽略不計 2 1 機構(gòu)自鎖區(qū)域的確定翻轉(zhuǎn)機構(gòu)在翻的全程, 當(dāng)角等于0 時, A、B、C 三點在一條直線上, 這時油缸無論施加多大的力, 機構(gòu)都不能運動。不僅如此, 由于軸頸 A 在轉(zhuǎn)動時有 摩擦阻力產(chǎn)生, 因此將在等于0 附近的很小區(qū)域內(nèi)存在自鎖區(qū) (死點區(qū) )。確定自鎖區(qū)的計算如圖 3所示。已知: G = 9339. 4N, L 1 = 1. 831m, L 2 = 0. 310m, L 3= 0. 160m, d = 0. 12m, 求軸頸的壓力。由 WL 2 = GL 1, 得W = GL 1 /L 2 = 55162. 7N根據(jù)軸承的結(jié)構(gòu), 可確定是跑合軸頸, 軸頸的單位壓
7、力為:p = N/s=W/（dL3）式中: p 為軸頸單位壓力; W 為軸頸 受力; d 為軸的直徑; L 3 為軸頸的接觸長度。將參數(shù)代入式 ( 5), 得:p = 91. 49N / cm l由于摩擦因數(shù)與壓力成正 比, 從手冊中可以查當(dāng) p = 91. 49N / cm 時, 滑動摩擦因數(shù) f 1 = 0 .1486，當(dāng)量摩擦因數(shù) f 0 = 1. 27, 則總摩擦因數(shù) f = 0.1887, 摩擦圓半徑為= f r = 0. 1887 60 = 11.3233mm, 其中 r 為軸頸半徑 (圖中未畫 ) , 如圖 4所示。 2 2 機構(gòu)的動態(tài)靜力分析l在機構(gòu)的運動學(xué)分析中, 已經(jīng)了解到
8、機構(gòu)在油缸作用下運動時, AB (AD )桿的角速度隨的變化而變化, AB 桿作加速運動, 機構(gòu)除受重力 G 和摩擦阻力M f的作用外, 還受到慣性力 F 的作用.當(dāng)油缸收縮在角 90 0 時, 機構(gòu)受力情況如圖 5( a)所示。l為計算出油缸上的受力大小, 作機構(gòu)的轉(zhuǎn)向速度圖, 并把機構(gòu)上的力移到速度圖中的對應(yīng)點 E 上, 如5( b)所示, 對 E 點取矩, 得方程式:l P1H + G rx - F1 r-2Mf = 0l得:p 1=（F1r+2Mf-Grx）/Hl式中: F1 = Mar =Gar/g, r = 0. 285m, p1 = 0. 0113, M f =Wp1 = 623
9、. 28N/m, G = 9339. 4N, rx = r sin, a r 為切向加速度, H = asin/L l當(dāng)機構(gòu)的 AB 桿越過中間位置 (= 0 )后 在 0 - 90 區(qū)間運動時, 機構(gòu)受力情況如圖 6 ( a)所示,l并作轉(zhuǎn)向速度圖, 如圖 6( b)所示, 對 E 點取矩, 得:p 1 H + Grx - 2M f + F1r = 0則: p 1 = （2M f - F 1 r- Grx）/H。機構(gòu)所產(chǎn)生的驅(qū)動力矩 M p = J = 133. 3Nm, 而機構(gòu)的阻力矩 M z = 2M f - Grx = 66. 12Nm, 可見, M pM z, 所示機構(gòu) AB 桿可以越過自鎖區(qū) (死點 ), 油缸開始伸長, 油缸的工作推力為 3414 3700N, 這樣即完成了翻轉(zhuǎn)的全過程。 3 結(jié) 論( 1) 單缸臥式翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的運動學(xué)特性表明, 在其實現(xiàn) 180 的翻轉(zhuǎn)過程中, 自身結(jié)構(gòu)有利于翻轉(zhuǎn)機構(gòu)啟動并越過自鎖區(qū), 翻轉(zhuǎn)到終點時無沖擊 (或沖擊最小 ) , 達(dá)到翻轉(zhuǎn)過程平穩(wěn)的要求。 (2) 從動力學(xué)特性看, 機構(gòu)可以保證實現(xiàn) 180 的翻轉(zhuǎn)所需要的動力。 (3) 液壓系統(tǒng)可實現(xiàn)機構(gòu)的翻轉(zhuǎn)和液壓鎖定的 性能要求。
翻轉(zhuǎn)犁翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的運動與受力分析
