TMM_Leonov (514470), страница 13

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 13)

На практике часто возникает необходимость оптимизации циклов такого типа. Например, в Европе работумашинных агрегатов с ДВС оценивают по типичному ездовому циклу.3.7. Расчет усилий в кинематических парахплоских механизмовДинамические критерии отражают изменение сил, действующих при движении механизма. Для проведения силового расчета в механизме выделяют внешние и внутренниесилы, под последними понимаются силы взаимодействияв кинематических парах. Силовой расчет выполняетсяc учетом ускоренного движения звеньев.

Для этого воспользуемся методом кинематики, который заключаетсяв том, что к реальной системе сил добавляются силы инерции. Под действием всех сил система окажется в динамическом равновесии. Главный вектор сил инерции i-го звенаприложен в центре массFин = − mi aSi ,Fинзвена;= − mi aSi ,– ускорение центра масс.где mi – массаГлавный момент сил инерции равенM ин i = − J iS ε i ,где JiS – момент инерции звена относительно центра масс S;ei – угловое ускорение i-го звена.В результате для звеньев, находящихся в динамическомравновесии под действием реальных сил и сил инерции,можно записатьΣFi + ΣFин = 0;()( )ΣM F + ΣM ин i + ΣM Fин + ΣM i = 0,3.7. Расчет усилий в кинематических парах плоских механизмов83nNji12NijnРис. 3.10. Взаимодействие сил в высшей кинематической паре:1 – звено i; 2 – звено j; nn – общая нормаль в точке контакта звеньев ijгде ΣFi , ΣFин – векторная сумма сил, действующих на i-е звено; ΣM (F )   – сумма моментов пар и реальных сил; M Fин   –момент главного вектора сил инерции; ΣM i   – сумма моментов сил инерции относительно выбранной точки.Искомые реакции в кинематических парах входят каксоставные части в состав сумм ΣFi , иΣFΣинM (F ) , так как выделение отдельного звена из состава механизма делает их«внешними», т.е.

приложенными извне к выделенному звену. Возможность учёта сил трения в кинематических парахизложена в главе 5. Рассмотрим подробнее реакции в кинематических парах, полагая, что трение в них отсутствует.Допущения об отсутствии сил трения в высших кинематических парах позволяет считать идеальную реакцию Fi,направленной по общей нормали nn в точке контакта, т.е.известным (см. рис. 3.10.). На начальном этапе расчета неизвестной является величина этой реакции.В низшей вращательной кинематической паре неизвестными являются как модуль реакции, так и её угловое направление, хотя при отсутствии сил трения реакция должнапройти через центр шарнира.В поступательной кинематической паре направление реакции известно, неизвестными являются величина и точкаприложения реакции, с учетом того что силы могут бытьраспределены по поверхности контакта неравномерно.Если в плоском механизме имеются только низшие кинематические пары, то для каждого выбранного звена можнозаписать три алгебраических уравнения равновесия, соот-( )84Глава 3.

Модели машины с жесткими звеньямиветствующих, например, проекциям сил на оси Y и X, а также сумме моментов относительно произвольно выбраннойточки. Поскольку на одном звене будут расположены какминимум две низшие кинематические пары, то число неизвестных в уравнениях равновесия будет равно четырем.В результате, если из механизма с числом степеней свободыw = 1 выделить одно звено, то при записи трёх независимыхуравнений равновесия в них будут четыре неизвестных силовых фактора. Таким образом, система будет статическинеопределима, и формальный расчет числа степеней свободы одного звена по формуле Чебышеваw = 3n – 2pн – pв,дает следующий результат:n  =  1, p н   =  2, p в   =  0,wзв = 3 – 2 ⋅ 2 – 0 = –1, поэтому начинать силовой расчет следует, выбрав из механизма статически определенную группузвеньев, в которой число степеней свободы равно нулю:w = 0 = 3n – 2pн .Такая группа звеньев называется структурной: она содержит определенное число звеньев и низших кинематических2пар, соотношение между которыми при w = 0 n = PН 3Таким образом, хотя плоский механизм при w = 1 статически определим, силовой расчет следует проводить в определенной последовательности, учитывая, что в результатеможно установить и некоторое число неизвестных внешнихсил при заданном законе движения.

Таким образом, при заданном в расчёте законе движения не может быть принятапроизвольно система внешних сил, но в результате расчётамогут быть получены силы инерции и некоторые внешниесилы, при действии которых осуществим выбранный закондвижения.После определения усилий в кинематических парахструктурных групп звеньев с w = 0, можно приступать к определению сил, которые действуют в первичном механизме,состоящем из одного звена и одной низшей кинематической пары и обладающем w = 1.Аналогично проводится расчёт усилий в механизмах свысшими кинематическими парами.Кроме того, на фундамент со стороны машины действуют моменты сил.3.8.

Динамическое воздействие машины на фундамент853.8. Динамическое воздействие машины на фундаменти основные методы виброзащитыОпределение усилий в кинематических парах, связанных со стойкой, позволяет определить суммарное усилие,передающееся машиной на фундаментFΣ = GΣ + ΣFин ,гдеFΣ = GΣ –+ суммаΣFин , сил тяжести звеньев машины,FΣ = GΣ + ΣFин ,– суммасил инерции звеньев. Таким образом, воздействие машинына фундамент можно разложить на две составляющие:• статистическую, определяемую силами тяжести;• динамическую, связанную с силами инерции, возникающими при движении.Динамическое воздействие машины на основание вызывает вибрации, которые могут восприниматься другимимашинами и человеком.Вредными последствиями вибрации могут быть:– увеличение динамических нагрузок на звенья и кинематические пары, вызывающие повышенный износ илиусталостные поломки;– нарушение закона движения звеньев, устойчивостидвижения и протекания рабочего процесса машины;– повышенный шум, оказывающий непосредственноевлияние на работоспособность и здоровье человека.Суммарное воздействие машины на основание, т.е.

главный вектор сил инерции всех неподвижных звеньев механизма, равен∑ Fин = −mε aε ,где me – суммарная масса подвижных звеньев; ae – ускорение центра масс механизма. В связи с этим условие будетвыполнено только при неизменности положения центрамасс механизма и, следовательно, ae = 0. Таким образом, приполном статическом уравновешивании механизма центрмасс его должен быть неподвижным. Например, можнопровести статическое уравновешивание, размещая на подвижных звеньях механизмов корректирующие массы, усилия которых действуют в противоположном направлениисилам инерции звеньев.

По этой причине их часто называют противовесами. Целью уравновешивания машины обычно является снижение или полное исключение динамичес-86Глава 3. Модели машины с жесткими звеньямикого воздействия машины на основание. При выбранныхконструкции машины и вида управления интенсивность ееколебаний можно снизить следующими способами:1)уменьшением виброактивности источника колебаний,снижением его мощности, например, снижением динамических реакций. С этой целью производят балансировкуи уравновешивание деталей и всего механизма;2)устранением резонансных явлений в машине, изменением его собственных частот, увеличением диссипацииэнергии колебаний в машине, демпфирование их;3)формированием дополнительных динамических воздействий с помощью динамических гасителей колебаний;4)применением пружинных разгружающих устройствв машине с целью перераспределения усилий в течение цикла и снижения амплитуды силового воздействия на главный вал машины;5)виброизоляцией машины от основания с помощьювиброзащитного устройства, например, пневматическойподвеской в автомобиле.О ц е н к у э ф ф е к т и в н о с т и в и б р о з а щ и т н ы х у с тройств – демпферов, динамических гасителей и виброизоляторов –принято производить на критериальной основе [10].

Эффек­тивность устройств виброзащиты можнооценить с помощью коэффициента эффективности, представляющего собой отношение параметров колебаний(например, амплитуды) с виброзащитным устройствомк значению этого параметра без виброзащиты. Для оценки воздействия эффективности виброизоляции основаниячасто применяют обратное отношение – коэффициент динамичности, который определяется, как отношение усилия, передаваемого на основание, к максимальному значению динамических усилий, и т.п. Эти коэффициентымогут быть выбраны в качестве динамических критериевоптимизации при проектировании машин.3.9.

Уравновешивание роторовРотором обычно называют вращающееся тело. Он является неуравновешенным, если при его вращении возникаетдинамическая сила давления на опоры, вызванная силамиинерции. Различают следующие виды неуравновешеннос-873.9. Уравновешивание роторовти ротора: а – статическую; б – моментную; в – динамическую (рис. 3.11).Мерой статической неуравновешенности (см. рис. 3.11,а)является дисбаланс Dст, который представляет собой векторную величину, равную произведению массы ротора mна расстояние от центра масс S до его оси (эксцентри­ситет e).Направление дисбаланса Dст (D) совпадает с направ­лениемглавного вектора сил инерции.Fин = ω2 me = ω2 DстМоментная неуравновешенность выражается главныммоментом двух равных по модулю, но противоположныхпо направлению дисбалансов DM (см.

рис. 3.11,б.).M дин = DM l ω2 ,где l – расстояние между двумя перпендикулярными осивращения произвольно выбранными плоскостями, в которых расположены дисбалансыDM1 = − DM2При моментной неуравновешенности центр масс роторалежит на оси вращения ротора, но главная центральная осьинерции ротора параллельна оси вращения. В общем случаединамической неуравновешенности главная центральная осьротора наклонена к оси вращения, но центр масс не лежитна ней, что вызывает одновременное действие силы инерцииFин и момента сил инерции на опоры Мин (см. рис. 3.11, в).Балансировкой ротора называется процесс определениядисбалансов и их снижение путем добавления корректирующих масс. Балансировка представляет собой уравновешивание сил инерции, действующих на ротор. В общемслучае силы инерции можно заменить главным векторомωMинωe SzFинаSzzzMинωzбzSFинвРис. 3.11.

Характеристики

Список файлов книги