Итак, масса дерева равна
кг.
Результирующая сила взаимодействия ЗУ с деревом при подтаскивании равна (при α = 200)
Здесь принято:
К1 – коэффициент, учитывающий распределение массы дерева в захвате и на земле, (@0,5);
fc – коэффициент сопротивления волочению кроны дерева по земле (в неблагоприятных условиях равен ≈ 2,5);
w – ускорение подтаскивания;
α – угол уклона (равен ≈ 200).
В соответствии с гипотезой взаимодействия ЗУ с деревом принято равномерное распределение усилий в трёх контактных точках.
Поэтому имеем при подтаскивании
кН,
где f – коэффициент трения металла о кору дерева.
Касательную силу F1 находим из условия проскальзывания конца рычага при обжатии дерева
кН.
Усилие на штоке гидроцилиндра находим из уравнения равновесия сил
которое решаем относительно Ргц для каждой конкретной схемы, принятой студентами.
4. Составление расчётной схемы для определения прочности рычага сводится к определению опасного сечения. В качестве расчётного возьмём сечение, в котором изгибающий момент в плоскости вращения рычага имеет максимальное значение. Положение этого сечения определяется точкой пересечения линии действия реакции в шарнире О с нейтральной линией (рис. 1.6). В сечении 1-1 изгибающий момент в плоскости рычага имеет максимальное значение. Кроме этого изгибающего момента, в сечении 1-1 имеет место также поперечный изгибающий момент, равный произведению поперечной силы на плечо hp (рис. 1.6).
К двум составляющим изгибающих моментов необходимо добавить крутящий момент
.
Итак, расчетное сечение оказывается нагруженным изгибающим моментом в двух плоскостях, крутящим моментом, нормативными к плоскости сечения силами и двумя составляющими поперечных (касательных) сил.
Само по себе сечение принадлежит к кривому брусу. Поэтому имеем сложное нагружение кривого бруса. Возникает проблема прочности кривого бруса.
5. Анализ нагрузок, действующих на рычаг, проведём в зависимости от проектных параметров β, γ, b. Для этого установим количественную связь между усилием на штоке гидроцилиндра Ргц и перечисленными проектными параметрами.
Если на размеры (длину) гидроцилиндра ограничений не наложено, то при подтаскивании дерева имеем
*
Отсюда следует тривиальный вывод: для уменьшения усилий на штоке гидроцилиндра необходимо иметь в момент обжатия дерева максимального диаметра линию действия силы Ргц перпендикулярно линии ООц, когда угол
γ = 90о.
Если по соображениям компоновки это сделать не удается, то стремятся так разместить гидроцилиндр, чтобы угол между его продольной осью и линией ООц был бы по возможности близок к 90о.
Рассмотрим далее более сложную проблему, когда конструктивное пространство для размещения гидроцилиндра ограничено. Пусть h – максимальный допустимый размер по длине гидроцилиндра, а l – ход штока этого гидроцилиндра. Ходу штока l соответствует вполне определённый угол поворота рычага, зависящий от расстояния ООц = b (рис. 1.6, б). С другой стороны угол β определяется рабочим диапазоном поворота рычага от раскрытого положения при захвате дерева максимального диаметра до закрытого положения обжатия дерева минимального диаметра.
* При обжатии ствола | |||
а) | б) | ||
а – расчетная схема; б – кинематическая схема. Рис. 1.6. Расчетная схема сил, приложенных к рычагу ЗУ |
Проблема выбора угла β состоит в том, что чем больше β, тем проще наведение и захват дерева. Но при этом требуется больший ход штока, длиннее гидроцилиндр, больше его масса. Для того чтобы вписаться в отводимое конструктивное пространство, необходимо при увеличении угла β уменьшать расстояние ООц = b, что неизбежно влечёт за собой увеличение усилия на штоке гидроцилиндра, увеличение диаметра и массы последнего.
Таким образом, возникает следующая проблема оптимизации:
, l ≤ lдоп, β ≤ βдоп, γ ? Г.
Можно доказать, что оптимум будет на границе l = lдоп, β =β доп.
Поиск оптимального решения можно осуществить геометрическими построениями с использованием компоновочно-кинематической схемы, вычерченной в некотором масштабе.
Но можно получить и аналитическое решение, установить аналитические связи между параметрами, показанными на рис. 1.6. Установление последних важно при решении задачи на ЭВМ.
В конце анализа ответим на вопрос: каким образом будет влиять выбор точки на нагрузки в расчетном сечении?
Прежде чем ответить на этот вопрос, рассмотрим случай, когда линия действия силы параллельна линии равнодействующей . Этот частный случай замечателен тем, что при смещении точки сечение 1-1 с максимальным изгибающим моментом в плоскости рычага не изменит своего положения. Но вместе со смещением точки будет изменяться нейтральная линия и будет изменяться величина . Поэтому сечение точки приведет к изменению расчетного сечения, а следовательно, и расчетных нагрузок в ней. В итоге возникает более сложная проблема оптимизации, требующая решения задачи
= min max ( b).
Минимум максимального значения изгибающего момента может быть определен с помощью соответствующего алгоритма, реализуемого на ЭВМ.
Дата добавления: 2016-11-26; просмотров: 1064;