124192 (689902), страница 7

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

Текст из файла (страница 7)

J_К – приведенный к звену приведения момент инерции планетарного редуктора, постоянен, в виду малости величины можно пренебречь;

J_Г=0,02 кгм² – приведенный к звену приведения момент инерции ротора генератора.

J_пр=0,05+0,02=0,07 кгм²

кгм²

Определяем маховый момент маховика:

m D²_М=4J_М, (93)

Принимаем диаметр окружности маховика D_М=0,2 м.

Определяем массу маховика, кг:

m= ,

m= кг

Определяем ширину обода, м:

в= , (94)

в= м

Определяем толщину обода, м:

с=0,4в, (95)

с=0,4 0,036=0,0144 м

Определяем масштаб построения схемы махового колеса, м/мм:

м/мм

6. Силовой анализ кривошипно-ползунного механизма

6.1 Кинетостатический расчет без учета сил трения методом построения планов сил

В задачу силового анализа методом построения планов сил входит определение реакций в шарнирах и опорах, уравновешивающего момента.

Кривошипно-ползунный механизм расчленяют на группу Ассура и начальный механизм.

6.1.1 Силовой анализ группы Ассура

Группа Ассура включает ползун 3 и шатун 2 (см. чертеж ЧГУ.С.КП. 150404.00.00.05). На нее действуют движущая сила Р, сила веса ползуна G₃ и шатуна G₂, сила инерции ползуна Р_ин, сила и моменты сил инерции шатуна Р_и2, М_и2; реакции в шарнирах и опорах R₀₃, R₁₂.

Движущая сила Р=10623,82 Н.

Определяем вес ползуна, Н:

G₃=m₃ g, (96)

G₃=0,8568 9,81=8,4 Н

Вес шатуна, Н:

G₂=1,2852 9,81=12,6 Н

Сила инерции ползуна Р_ИН=3111 Н.

Сила инерции шатуна, Н:

Р_И2=-m₂ a_S2, (97)

где a_S2 – ускорение центра тяжести шатуна, м/с²;

a_S2=4750 м/с².

Р_И2=-1,2852 4750=-6104,7 Н

Момент сил инерции шатуна, Нм:

M_И2=-J_S2 ε₂, (98)

где ε₂ – угловое ускорение шатуна, рад/с²;

ε₂=8795 рад/с²;

J_S2 – момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через центр тяжести и перпендикулярно плоскости движения, кгм²:

, (99)

кгм²

M_И2=-0,02 8795=-175,9 Нм

Строим кинематическую схему группы Ассура. В соответствующие точки прикладываем внешние силы, параллельно их действию. Суммарное действие на шатун силы и момента инерции силы заменяем одной результатирующей силой инерции, создающей момент действующий в противоположном направлении угловому ускорению, приложенной в точке К, отстоящей от линии действия силы инерции на расстоянии h, м:

h= , (100)

h= м

Определяем масштаб построения, м/мм:

,

м/мм

В шарнире «А» приложим реакцию R₁₂. Разложим ее на нормальную Rⁿ₁₂ и касательную R^t₁₂. В опоре «В» прикладываем горизонтально реакцию R₀₃. На схеме обозначим плечи h₁ и h₂.

h₁=0,002 43=0,086 м

h₂=0,002 11=0,022 м

Уравнение моментов сил относительно точки В для второго звена:

; R^t₁₂ AB- Р_И2 h₁+G₂ h₂, (101)

R^t₁₂=

R^t₁₂= Н

Составляем векторное уравнение сил, действующих на группу Ассура:

Р_ИВ+G₃+ P+ G₂+P_И2+R^t₁₂+Rⁿ₁₂+R₀₃=0, (102)

Производим графическое сложение векторов в масштабе =100 Н/мм.

Вектор R₀₃ откладываем от полюса плана сил р_Р. Получаем направления и значения сил в масштабе Rⁿ₁₂ и R₀₃. Векторно складываем касательную и нормальную составляющие, получаем абсолютное значение реакции R₁₂, Н:

R^t₁₂+Rⁿ₁₂= R₁₂, (103)

R₁₂=R₁₂

Rⁿ₁₂=-163 100=-16300 Н

R₁₂=-164 100=-16400 Н

Значение опорной реакции в шарнире О₃:

R₀₃=1100 Н

Величина реакции в шарнире В, Н:

R₂₃=-10700 Н

6.1.2 Силовой анализ начального механизма

Начальный механизм включает в себя кривошип 1 и стойку 0. Строим кинематическую схему начального механизма в масштабе =10^-3 м/мм.

Кривошип 1 совершает вращательное движение под действие сил: инерции Р_И1, веса кривошипа G_1, реакции в шарнирах R₂₁ – шатуна 2 на кривошип 1, R₀₁ – стойки 0 на кривошип 1; уравновешивающей силы Р_УР.

Определяем вес кривошипа, Н:

G₁=m₁ g, (104)

G₁=0,4284 9,81=4,28 Н

Реакция в шарнире А, Н:

R₂₁=16400 Н

Уравновешивающая сила Р_УР прикладывается в точке А перпендикулярно 0₁А. Прикладываем все действующие силы в соответствующие точки кинематической схемы начального механизма.

Плечи сил относительно шарнира 0₁.

h₃=13 10^-3=0,013 м

h₄=19 10^-3=0,019 м

Оставляем уравнение моментов всех сил относительно точки О₁:

; R₂₁ h₄-Р_УР АО₁-G₁ h₃=0, (105)

Н

Уравновешивающий момент, Нм:

М_УР=Р_УР r₁, (106)

М_УР=4867,87 0,064=311,54 Нм

Составляем векторное уравнение:

R₂₁+P_УР+G₁+R₀₁=0

Строим план сил в масштабе =200 Н/мм

Опорная реакция R₀₁=15600 Н.

6.2 Определение уравновешивающего момента методом профессора Н.Е. Жуковского

Строим на чертеже для кривошипно-ползунного механизма повернутый на 90⁰ план скоростей. В соответствующие точки прикладываем параллельно самим себе силы: движущую Р, веса звеньев G_1, G₂, G₃, инерции Р_ИВ, Р_И» , М_И2 и уравновешивающую Р_УР.

В ектор уравновешивающей силы перпендикулярен вектору v_A.

Плечи сил, мм:

h₅=42 мм; h₆=25 мм; h₇=20 мм

Составляем уравнение моментов сил относительно полюса:

; (-Р_ИВ-G₃+P) p_vв-G₂ h₅+P_И2 h₆-G₁ h₇-Р_УР аp_v=0, (107)

Находим равнодействующую, Н:

Р _УР=

Р_УР= Н

По формуле 106 определяем уравновешивающий момент, Нм:

М_УР=4670,3 0,064=298,9 Нм

Сравним полученные обоими методами уравновешивающие моменты, %:

, (108)

7. Определение коэффициента полезного действия машинного агрегата

Машинный агрегат состоит из ДВС, зубчатого редуктора и генератора электрического тока, соединенных последовательно. ДВС состоит из кривошипно-ползунного механизма и механизма газораспределения.

Общий КПД машинного агрегата:

, (109)

где - КПД кривошипно-ползунного механизма;

- общий КПД зубчатого редуктора, генератора и механизма выхлопа.

Определяем КПД кривошипно-ползунного механизма:

, (110)

где (N_ТР)_СР – мощности, затрачиваемые на трение в кинематических парах:

(N_ТР)_СР=N_O1+N_A+N_B+N_O3, (111)

где N_O1, N_A, N_B, N_O3 – мощности, затрачиваемые на трение в кинематических парах, Вт:

, (112)

, (113)

, (114)

, (115)

где f_ТР=0,15 – приведенный коэффициент трения;

d₀₁, d_A, d_B – диаметра цапф шарниров:

d₀₁=40 мм;

d_A=40 мм;

d_B=20 мм.

Вт

Вт

Вт

Вт

(N_ТР)_СР=13715,68+14419,04-845,83+1,256=27290,15 Вт

Определяем мощность сил полезных сопротивлений, Вт:

(N_ПС)_СР=М_ПР.СР , (116)

(N_ПС)_СР=35,67 293,07=10453,8 Вт

Определяем общий КПД зубчатого редуктора, генератора и механизма выхлопа:

, (117)

где N_г – мощность сил сопротивления генератора, Вт:

N_г=М_ПР.СР , (118)

N_г=35,67 293,07=10453,8 Вт

N_выхл – мощность сил сопротивления механизма выхлопа, Вт:

N_выхл=0,02 N_г

N_выхл=0,02 10453,8=209,076 Вт

=0,95 – КПД генератора электрического тока;

-КПД зубчатого редуктора, определяется в зависимости от коэффициента с:

с= , (119)

с=

, (120)

где =6 - передаточное число планетарной передачи в относительном движении;

-КПД двух последовательно соединенных зубчатых передач планетарного механизма:

, (121)

где 0,97 – КПД внешнего зацепления цилиндрических зубчатых колес;

0,98 – КПД внутреннего зацепления.

0,97 0,98=0,95

Механизм выхлопа состоит из соединенных последовательно кулачкового механизма, приводимого в движение через зубчатую передачу и коромыслового механизма.

Определяем КПД механизма выхлопа:

, (122)

Общий КПД механизма:

Вывод

В данном курсовом проекте рассмотрен расчет машинного агрегата, предназначенного для получения электрической энергии с помощью генератора, приводимого от ДВС через планетарный редуктор.

В ходе структурного анализа для каждого механизма были определены класс и характеристика каждой кинематической пары.

При расчете ДВС рассматривали как отдельные механизмы – кривошипно-ползунный и механизм газораспределения (кулачковый). Для определения кинематических характеристик КПМ были построены планы скоростей и ускорений (см. чертеж ЧГУ.С.КП.150404.00.00.01), диаграммы перемещений, скоростей и ускорений. Результаты графического метода сравнили с теоретическими результатами. Погрешности не превышают 5%.

Проектный расчет кулачкового механизма сводится к определению минимального радиуса кулачка при заданном угле давления. Построение диаграмм перемещений, скорости и ускорения т толкателя, а также плана скоростей составляют кинематический расчет. По результатам расчетов на чертеже ЧГУ.С.КП.150404.00.00.02 были построены график передаточной функции, теоретический и действительный профиль кулачка, план скоростей в момент положения толкателя, соответствующего его максимальной скорости. Теоретический радиус кулачка R_min=15 мм, эксцентриситет e=2,8 мм, действительный радиус кулачка r=10,5 мм.

Для построенной на чертеже ЧГУ.С.КП.150404.00.00.03 схемы планетарной передачи путем построения планов линейных и угловых скоростей в масштабе, были определены скорости всех звеньев механизма. Погрешности графоаналитического метода по сравнению с аналитическим на превысили 3%.

В ходе расчетов динамического исследования КПМ были построены график приведенных моментов сил движущих и сил сопротивления, определены параметры и построена схема махового колеса (см. чертеж ЧГУ.С.КП.150404.00.00.04). При силовом анализе КПМ разбивали на звенья группы Ассура и начального механизма. На чертеже ЧГУ.С.КП.150404.00.00.05 в масштабах построили схемы группы Ассура, начального механизма. Значения всех сил и реакций, действующих на каждое звено были определены методом планов сил; определили уравновешивающую силу и уравновешивающий момент, которые сравнили со значениями Р_УР и М_УР, полученными методом Жуковского. Погрешность при расчете уравновешивающего момента составила 4,2%.

Вычисленный коэффициент полезного действия агрегата в целом =0,638 доказываем правильность расчетов при проектировании и дает возможность применения данного агрегата на практике.

Литература

1. Теория механизмов и машин. Под редакцией К.В. Фролова. – М:, Высшая школа, 2003. – 496 с.: илл.

2. Кореняко А.С. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. – Киев: Высш. школа., 1970. – 330 с. ил.

Характеристики

Список файлов курсовой работы