Силовой анализ механизмов опрокидывателей вагонов Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

- © Т.М. Слободяник, О.А. Никитина, 2015

УДК 621.01 (075.8)

Т.М. Слободяник, О.А. Никитина

СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ ОПРОКИДЫВАТЕЛЕЙ ВАГОНОВ

Проведено сравнение результатов силового анализа опрокидывателей вагонов, имеющих одинаковые кинематические схемы, но различные геометрические параметры звеньев.

Ключевые слова: кинематические параметры, силовые параметры, реакции в кинематических парах.

В работе исследовано влияние геометрических параметров механизмов опрокидывания вагонов на силовые. Для этого проведен силовой анализ двух опрокидывателей, определены реакции в кинематических парах и уравновешены ведущие звенья.

На рис. 1 и 2 представлены кинематические схемы опрокидывателей. Рассматриваемые механизмы имеют одинаковую структуру - по две группы II класса второго порядка первого вида и одному ведущему звену - ползуну. Кинематические схемы опрокидывателей также одинаковы. Различны лишь размеры некоторых звеньев: длина и конфигурация стоек (звенья 0 - CF), длина и соотношение между собой звеньев 2 (AB) и 3 (ABCD). Звенья 3, представляющие собой жесткие треугольники, имеют по две равные стороны CD и BD. Различна также длина звеньев 4 (DE) и 5 (FL).

До проведения силового анализа необходимо провести кинематический анализ механизмов. Аналитический метод кинематического анализа шестиз-венных механизмов требует дифференцирования длинных выражений. При машинной реализации необходима проверка большого количества углов. При

Рис. 1

графическом методе кинематического анализа возможен лишь графический метод силового анализа. Точность графического метода силового анализа при этом зависит от точности кинематического. Точность графического метода кинематического анализа можно повысить, если скорости точек звеньев механизма определить из подобия многоугольников плана скоростей и плана механизма. При этом планы скоростей механизмов можно не строить.

Силовой анализ механизмов проведен для положений стойки FL звена 5, составляющей с горизонтом угол ф = 35° см. рис. 1 и 2).

Соединим точки E и C (см. рис. 1), получим треугольники CEF и CDE, из которых по теореме косинусов определим необходимые углы:

Z ECF - из ACEF, Z ECD - из ACDE,

Z DCF = Z ECF - Z ECD, ф3 = Z DCF - ф0, а = Z DCB - ф3.

В то же время углы а и ß определятся из AABC по теореме косинусов

а = arccos -

AB2 - BC2 - XA 2BC • Хл

где XA - перемещение первого (ведущего звена);

AB2 - BC2 + XA ß = arccos - A

2AB • X„

Y = а - ß.

Для определения скоростей точек звеньев на плане механизма опустим из точки С перпендикуляр СН на сторону АВ и продлим его до пересечения в точке Р с перпендикуляром к прямой ВС, проведенным из точки А через точку К (см. рис. 1). Этими построениями мы получаем план скоростей первого, второго и частично третьего звеньев в масштабе перемещения первого (ведущего) звена - масштаб плана скоростей).

Рис. 2

Скорость точки задается, скорость точки определяется из следующих зависимостей:

CH = CB siny; CK = AB cosy - BC;

CP = у* = CK; AP = Vв = CP + CH цV sin y cos y

Скорости остальных точек определятся из подобия треугольников: планов скоростей и планов механизмов:

V = V —; V = V —;

VDB VB CB ' D B CB '

DE CE

VED = VD—; VE = VD—.

ED D CD E D CD

Соединим также центры масс звеньев 5 с точками E и C (см. рис. 1) и из подобия треугольников определим скорости пятого звена

V = V V = V ^

СЕ ^ ^ Е ЕБ5 Скорости точек определяются точно, что дает точные значения нормальных составляющих ускорений для графического определения полных ускорений и значений сил инерции для силового анализа.

Результаты кинематического анализа : ускорения центров масс вторых звеньев у обеих схем одинаковые, немного отличаются у третьего и четвертого звеньев, а у пятого по второй схеме в 1,5 раза больше, чем по первой. Угловые ускорения звеньев второй схемы также в 1,5 раза больше, чем у первой.

Силовой анализ выполняется по общепринятому порядку. Для групп 4-5 Я05 и определяются из: ^ М(Е( = 0; Ц5 , Н34 и R05, R34 - из уравнений £ Р = 0 . Для групп 2-3 К03 и Щ2 определяются из уравнений ^ М(в(= 0;

Дзпз , Я12 и Roз, Rl2 - из уравнений £ Р. = 0 .

Силовой анализ проводился для массы опрокидываемого вагона 20 тонн. Геометрические параметры звеньев опрокидывателей определены из расчетов на прочность, жесткость и устойчивость и не являются предметом обсуждения данной работы.

Масса вагона определяет силовые параметры и реакции в кинематических парах группы 4-5.

Получены следующие результаты: почти во всех кинематических парах механизма второй схемы реакции значительно выше, чем первой. Отношения значений реакций и уравновешивающих сил в механизме второй схемы к этим величинам механизма первой схемы составляют:

^ = 3,45; 105 = 2,6; 105 = 2,66;

Н05 П05 П05

131 = 0,516; % = 15; = 15;

34 34 34

R03 = 120; = 42,27; R3 = 43,34;

R

К

R

rx2

Rl2- = 0,516;

ßxl ' '

12

n2 К12

= 38,16;

ßnl ' '

1 о

R2

R2 = 38,16;

1 о

R2

R1 = 41,16;

01

P2

= 32,67.

P1

_ СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов. М.: Наука, гл. ред. Физ.-мат. Литературы, 1967. ЕШ

КОРОТКО ОБ АВТОРАХ_

Слободяник Т.М. - доцент, e-mail: tslobodyanik@gmail.com, МГИ НИТУ «МИСиС», Никитина О.А. - доцент,

Магнитогорский государственный технический университет им. Г.И. Носова, e-mail: mgtu@magtu.ru.

UDC 621.01 (075.8) RAILROAD CAR DUMPERS MECHANISMS FORCE ANALYSIS

Slobodyanik T.M., Assistant Professor, e-mail: tslobodyanik@gmail.com, Mining Institute, National University of Science and Technology «MISiS», 119049, Moscow, Russia, Nikitina O.A. , Assistant Professor,

Magnitogorsk State Technical University named after G.I. Nosov, 455000, Magnitogorsk, Russia, e-mail: mgtu@magtu.ru.

Comparison of force analysis results for railroad car dumpers with same kinematic schemes and different belts geometric parameters has been performed.

Key words: kinematic parameters, force parameters, kinematic pairs reaction forces.

REFERENCES

1. Artobolevskiy I.I. Teoriya mekhanizmov (Theory of mechanisms), Moscow, Nauka, 1967.

A