Расчет машинного агрегата для получения электрической энергии с помощью генератора

>На фазе удаления толкателя полученные точки соединяем плавной кривой. Под углом min
- к горизонтальной оси проводим касательную прямую АВ к полученной плавной кривой.

min
=90-max
, (49)

min
=90-30=600

В этом случае минимальный радиус кулачка

Rmin
=м.

Рекомендуемое значение минимального радиуса кулачка Rmin
=15 мм. Требуется определить величину смещения толкателя при заданном угле давления max
. Размахом циркуля 15 мм в масштабе делаем засечку на линии АВ, получаем точку О1
, отстоящую от вертикальной линии на величину расстояния смещения толкателя в масштабе:

е=е, (50)

е= м

3.2.1.2 Построение профиля кулачка

Зная зависимость перемещения толкателя от угла поворота кулачка S2
=f(φ) можно построить теоретический, а затем действительный профили кулачка кулачкового механизма с роликовым толкателем. Профиль кулачка строим в полярной системе координат.

Определяем текущий радиус кулачка, мм:

ri
=, (51)

где е=2,8 мм – эксцентриситет кулачка.

, (52)

r1
=мм

Таблица 13 – Параметры кулачка

Параметр	Участок удаления толкателя, φУ
i	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
φi , град	5,3	10,6	15,9	21,2	26,5	31,8	37,1	42,4	47,7	53
Si , мм	0,12	0,48	1,08	1,92	3,0	4,08	4,92	5,52	5,88	6,0
ri , мм	15,12	15,46	16,08	16,9	17,96	19,02	19,85	20,44	20,8	20,9
φi , град	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3

Параметр	Участок приближения толкателя, φп
i	11	12	13	14	15	16	17	18	19	20
φi , град	53	47,7	42,4	37,1	31,8	26,5	21,2	15,9	10,6	5,3
Si , мм	6,0	5,88	5,52	4,92	4,08	3,0	1,92	1,08	0,48	0,12
ri , мм	20,9	20,8	20,44	19,85	19,02	17,96	16,9	16,08	15,46	15,12
φi , град	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3	5,3

Определяем масштаб построения кулачкового механизма, м/мм:

, (53)

м/мм

Строим окружность радиусом, равным эксцентриситету кулачка в масштабе с центром в точке О1
. Из центра О1
проводим окружность радиусом Rmin
в масштабе, под углом φi
из точки О1
откладываем центральные лучи до пересечения с окружностью эксцентриситета –точкой Вi
. Из точки Вi
откладываем лучи под углом φi
, на которых делаем засечки, соответствующие радиус-векторам ri
в масштабе. Получаем точки теоретического профиля кулачка Кi
, которые соединяем плавной кривой.

Определяем радиус ролика, мм:

RР
=, (54)

RР
=мм

Из точек Кi
проводим окружности радиусом RР
в масштабе построения. Внутренняя огибающая окружностей, описанных радиусом ролика, образует действительный профиль кулачка. Вычерчиваем положение роликового толкателя, соответствующее максимуму скорости толкателя на фазе удаления φ= φУ
/2.

График передаточной функции позволяет графически получить значения углов передачи. Значения углов давления от перемещения φ представим в таблице 14 и построим диаграмму изменения углов давления =f(φ) на фазе удаления роликового толкателя.

Таблица 14 – Зависимость угла давления от перемещения φ

n	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
φ, град	0	5,3	10,6	15,9	21,2	26,5	31,8	37,1	42,4	47,7	53
, град	-10	-1	9	17	24	30	21	14	6	-1	-7

3.2.2 Кинематический анализ кулачкового механизма

3.2.2.1 Метод кинематических диаграмм

Определяем скорость толкателя, м/с:

v2
i
=S’2
i
,
(55)

v21
=
м/с

Определяем ускорение толкателя, м/с2
:

а2
i
=S’’2
, (56)

где S’’2
– аналог ускорения, м/с2
:

S’’2
=, (57)

S’’2
=м/с2

а2
=м/с2

Толкатель движется по равнопеременному закону изменения ускорения.

Скорость и ускорение для остальных фиксированных углов приводим в таблице 15.

Таблица 15 – Значения скорости, ускорения и перемещения толкателя

Участок удаления роликового толкателя
n	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
φi , рад	0	0,0925	0,185	0,2775	0,370	0,4625	0,555	0,6475	0,74	0,8325	0,925
v2 i , м/с	0	0,38	0,76	1,14	1,52	1,9	1,52	1,14	0,76	0,38	0
а2 , м/с2	0	601,35	601,35	601,35	601,35	601,35	-601,35	-601,35	-601,35	-601,35	0
S2 , мм	0	0,12	0,48	1,08	1,92	3,0	4,08	4,92	5,52	5,88	6

Участок приближения роликового толкателя
n	10	9	8	7	6	5	4	3	2	1	0
φi , рад	0,925	0,8325	0,74	0,6475	0,555	0,4625	0,370	0,2775	0,185	0,925	0
v2 i , м/с	0	-0,38	-0,76	-1,14	-1,52	-1,9	-1,52	-1,14	-0,76	-0,38	0
а2 , м/с2	0	-601,35	-601,35	-601,35	-601,35	601,35	601,35	601,35	601,35	601,35	0
S2 , мм	6	5,88	5,52	4,92	4,08	3,0	1,92	1,08	0,48	0,12	0

Масштаб угла поворота, рад/мм:

рад/мм

Масштаб ускорения толкателя, :

Масштаб скорости толкателя, :

Масштаб перемещения толкателя, м/мм:

м/мм

Строим диаграммы в указанных масштабах.

3.2.2.2 Метод планов

План скоростей строится для положения, соответствующего максимальной скорости толкателя. Целью построения плана скоростей является определение максимального угла давления графическим способом и сравнение его с заданным значением.

При построении плана скоростей применим векторное уравнение:

v К
= vКе
+ vК
r
, (58)

где v К
– абсолютная скорость толкателя;

vКе
– скорость центра ролика в переносном движении;

vК
r
– скорость точки К в относительном движении по отношению к кулачку.

v К
направлен параллельно линии перемещения толкателя, vКе
направлен перпендикулярно текущему положению радиус-вектора точки в строну вращения кулачка. vК
r
параллелен касательной ttк профилю кулачка в точке контакта толкателя с кулачком.

Определяем величину скорости vКе
, м/с:

vКе
=О1
К, (59)

где О1
К – радиус-вектор кулачка, м:

О1
К= О1
К, (60)

О1
К= м

vКе
=м/с

Вычисляем масштаб плана скоростей, :

, (61)

где рv
k’– длина отрезка на чертеже, выражающая скорость точки К;

рv
k’=70 мм.

Через точку к’ проводим вектор относительной скорости параллельно прямой tt. Из полюса рv
плана скоростей проводим вектор скорости толкателя, на пересечении получаем точку к.

Определяем значение скорости толкателя, м/с:

v К
= рv
k, (61)

v К
= м/с

Проецируем полюс плана скоростей на вектор относительной скорости, получаем значение максимального угла давления max
.

max
=320

Определяем погрешности, %:

4. Уравновешивание сил инерции кривошипно-ползунного механизма

Уравновешивание сил инерции КПМ производится с целью устранения переменных воздействий на опоры коленчатого вала, корпус и фундамент и осуществляется с помощью противовесов, устанавливаемых на подвижные звенья. Для полного статического уравновешивания КПМ противовесы ставят как на кривошип, так и на шатун, добиваясь постоянства положения центра масс всех подвижных звеньев относительно стойки. Такое расположение противовесов приводит к увеличению габаритов механизма, масс подвижных звеньев и динамических усилий в кинематических парах. Поэтому противовес устанавливают только на кривошип (см. рисунок 6).

Рисунок 6 – Схемы статического уравновешивания сил инерции в кривошипно-ползунном механизме.

Так как кривошип выполнен в форме коленчатого вала, то противовесы устанавливаются на продолжении обеих щек коленчатого вала.

Определяем массу противовеса, кг:

, (77)

где mA
– замещающая масса, сосредоточенная в шарнирной точке А,кг:

, (78)

где mB
– замещающая масса, сосредоточенная в шарнирной точке В, кг:

, (79)

где m1,
m2,
m3
- массы кривошипа, шатуна, ползуна, кг:

m1
=(0,4…0,5)m3

m2
=(1,0…2,0)m3

m3
=(0,01…0,02)SП

где SП
– площадь поршня, см2
:

SП
=, (80)

где D – диаметр поршня, см:

D=мм=см

SП
=см2

m3
=кг

m2
=кг

m1
=кг

кг

кг

кг

При частичном уравновешивании КПМ полностью уравновешена центробежная сила инерции вращающейся массы mА,
и остается неуравновешенной вторая гармоническая составляющая силы инерции:

, (81)

Н

Определяем первую гармоническую составляющую силы инерции, Н:

, (82)

Н

Первую и вторую гармоническую составляющую для остальных положений приводим в таблице 17.

Таблица 17 – Гармонические составляющие сил инерции

φi	0	30	60	90	120	150	180
P’B	-3592,26	-3111	-1796,13	0	1796,13	3111	3592,26
P”B	-1496,78	-748,4	748,4	1496,78	748,4	-748,4	-1496,78

φi	210	240	270	300	330	360
P’B	3111	1796,13	0	-1796,13	-3111	-3592,26
P”B	-748,4	748,4	1496,78	748,4	-748,4	-1496,78

Гармонические составляющие сил инерции передаются на опоры коленчатого вала и фундамент, вызывая вибрацию машинного агрегата. Амплитуда колебаний фундамента уменьшается в два раза по сравнению с тем случаем, когда первая гармоника силы инерции возвратно-поступательно движущейся массы ползуна полностью неуравновешенна.

5. Расчет махового колеса

Идеальное постоянство угловой скорости вращения кривошипа недостижимо вследствие конструктивных особенностей машины, режимов ее движения и технологическими процессами, вызывающими непрерывное колебание угловой скорости кривошипа.

При периодических колебаниях угловой скорости коэффициент неравномерности вращения кривошипа обеспечивают путем установки на один из валов махового колеса, являющегося аккумулятором энергии.

Проектирование махового колеса заключается в определении величины момента инерции, при котором будет обеспечен заданный коэффициент , а также его основных размеров.

При определении момента инерции махового колеса методом касательных усилий не учитываются дополнительные силы инерции, вызванные неравномерностью вращения ведущего звена. Этот метод применим при расчете маховых колес для тихоходных машин при коэффициенте 1/15. При 1/15 расчет производится по диаграмме кинетической энергии.

Для определения причин неравномерности вращения звена приведения строят графики приведенных моментов движущих сил и сил сопротивления. К движущим силам относят силы давления газов, действующих на поршень; силы веса подвижных звеньев КПМ не учитываются.

Приведенный момент сил движущих, Нм:

, (82)

где Рi
– движущая сила (сила давления на поршень):

, (83)

где Dц
– диаметр цилиндра, равный диаметру поршня D, м;

рi
– давление воздуха в цилиндре, Па.

Диаметр поршня, м:

D=h0
/(h0
/D), (84)

D=0,128/1,5=0,0853 м

Рабочий процесс четырехтактного двигателя внутреннего сгорания состоит из 4 тактов – расширения, выхлопа, всасывания, сжатия – осуществляется за 2 полных оборота коленчатого вала. Полный период равен .

Диаграмма строится с такта расширения. По оси абсцисс в масштабе , м/мм, четыре участка, соответствующих ходу поршня , мм. На каждом участке отмечаем точки из технического задания.

Определяем масштаб , м/мм:

м/мм

Из полученных точек проводим ординаты, на которых откладываем в выбранном масштабе , МПа/мм, величины давления газа pi
,
мм:

, (85)

Определяем масштаб , МПа/мм:

, (86)

МПа/мм

Таблица 18 – Давление газа в цилиндре, рi

Относительное перемещение поршня	Давление газа, МПа
	Расширение	Выхлоп	Всасывание	Сжатие
0,00	23,2	0,8	0,8	23,2
0,05	80	0,8	-0,8	16
0,20	40	0,8	-0,8	8
0,40	23,2	0,8	-0,8	3,2
0,60	15,2	0,8	-0,8	1,2
0,80	11,2	0,8	-0,8	0
1,00	4	4	-0,8	-0,8

Ординаты индикаторной диаграммы измеряются от атмосферной линии. Диаграмма выражает закон изменения избыточного давления в цилиндре от хода поршня. Позволяет определить силы давления на поршень в любой момент времени. Разбиваем отрезок на оси абсцисс 0φ, выражающий 4 такта работы ДВС на 24 равных отрезка, определяем давление в соответствующих точках, МПа:

рi
=pi
, (87)

Полученные значения давления представим в таблице 19.

Таблица 19 – Давление газа в цилиндре, рi

i	0	1	2	3	4	5	6	7	8
рi , МПа	0,899	1,86	1,046	0,7	0,5	0,38	0,155	0,035	0,031

i	9	10	11	12	13	14	15	16
рi , МПа	0,031	0,031	0,031	0,031	-0,031	-0,031	-0,031	-0,031

i	17	18	19	20	21	22	23	24
рi , МПа	-0,031	-0,031	-0,02	0,038	0,078	0,155	0,38	0,899

Определяем движущую силу, Рi
, Н:

, (88)

Н

Значения Рi
для остальных положений приводим в таблице 20.

Таблица 20 – Значение сил движущих

i	0	1	2	3	4	5	6	7	8
Рi , Н	5134,85	10623,82	5974,5	3998,2	2855,87	2170,46	885,32	200	177,1

i	9	10	11	12	13	14	15	16
Рi , Н	177,1	177,1	177,1	177,1	-177,1	-177,1	-177,1	-177,1

i	17	18	19	20	21	22	23	24
Рi , Н	-177,1	-177,1	114,23	217	445,51	885,32	2170,5	5134,85

Приведенный момент движущих сил, Нм:

Нм

Значения Мпр д
i
для остальных положений приводим в таблице 21.

Таблица 21 – Значения приведенного момента движущих сил

i	0	1	2	3	4	5	6	7	8
Мпр i Нм	0	278,76	296,62	255,88	174,72	82	0	-7,6	-10,8

i	9	10	11	12	13	14	15	16
Мпр i Нм	-11,33	-8,8	-4,65	0	-4,65	-8,8	-11,33	-10,8

i	17	18	19	20	21	22	23	24
Мпр i Нм	-6,7	0	-5,45	-13,3	-28,5	-44	-57	0

По полученным значениям Мпр.д.
строим график приведенного движущего момента. По оси абсцисс откладываем в масштабе , рад/мм, отрезок, соответствующий углу поворота коленчатого вала. Разбиваем отрезок на 24 части и из соответствующих точек откладываем в масштабе Нм/мм значения приведенного момента сил движущих.

На участке, соответствующему такту расширения, момент движущих сил – положительная величина На участках, соответствующих тактам выхлопа, всасывания и сжатия – отрицательная величина. Запас кинетической энергии, полученный за время расширения, расходуется в процессе трех последующих тактов.

Диаграмму приведенного момента сил сопротивления Мпр.п.с.
(см. чертеж ЧГУ.С.КП.150404.00.00.04) строим как среднее арифметическое Мпр. ср.,
Нм:

, (89)

Мпр.ср.
=35,67 Нм

Угловая скорость звена приведения в точке «а» принимает минимальное, а в точке «в» максимальное значения. Для уменьшения неравномерности вращения звена приведения устанавливаем маховик.

Определяем момент инерции маховика, кгм2
:

, (90)

где -избыточная площадь, мм2
;

=3954 мм2
;

-коэффициент неравномерности;

-угловая скорость коленчатого вала, рад/с;

-масштабный коэффициент работ, (Нм)/мм2
:

, (91)

Нм/мм2

Приведенный к звену приведения момент инерции всех подвижных звеньев, кгм2
:

Jпр
=JК
+JP
+JГ
, (92)

где JК
=0,05 кгм2
– приведенный к звену приведения момент инерции КПМ, зависит от угла поворота;

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

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

Jпр
=0,05+0,02=0,07 кгм2

кгм2

Определяем маховый момент маховика:

mD2
М
=4JМ
, (93)

Принимаем диаметр окружности маховика DМ
=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=0,40,036=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 Рин
, сила и моменты сил инерции шатуна Ри2
, Ми2;
реакции в шарнирах и опорах R03
, R12
.

Движущая сила Р=10623,82 Н.

Определяем вес ползуна, Н:

G3
=m3
g, (96)

G3
=0,85689,81=8,4 Н

Вес шатуна, Н:

G2
=1,28529,81=12,6 Н

Сила инерции ползуна РИН
=3111 Н.

Сила инерции шатуна, Н:

РИ2
=-m2
aS
2,
(97)

где aS
2
– ускорение центра тяжести шатуна, м/с2
;

aS
2
=4750 м/с2
.

РИ2
=-1,28524750=-6104,7 Н

Момент сил инерции шатуна, Нм:

MИ2
=-JS
2
ε2
, (98)

где ε2
– угловое ускорение шатуна, рад/с2
;

ε2
=8795 рад/с2
;

JS
2
– момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через центр тяжести и перпендикулярно плоскости движения, кгм2
:

, (99)

кгм2

MИ2
=-0,028795=-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 Rn
12
и касательную Rt
12
. В опоре «В» прикладываем горизонтально реакцию R03
. На схеме обозначим плечи h1
и h2
.

h1
=0,00243=0,086 м

h2
=0,00211=0,022 м

Уравнение моментов сил относительно точки В для второго звена:

; Rt
12
AB- РИ2
h1
+G2
h2
, (101)

Rt
12
=

Rt
12
=Н

Составляем векторное уравнение сил, действующих на группу Ассура:

РИВ
+G3
+ P+ G2
+PИ2
+Rt
12
+Rn
12
+R03
=0, (102)

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

Вектор R03
откладываем от полюса плана сил рР
. Получаем направления и значения сил в масштабе Rn
12
и R03
. Векторно складываем касательную и нормальную составляющие, получаем абсолютное значение реакции R12
, Н:

Rt
12
+Rn
12
= R12
, (103)

R12
=R12

Rn
12
=-163100=-16300 Н

R12
=-164100=-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 РИ1
, веса кривошипа G1,
реакции в шарнирах R21
– шатуна 2 на кривошип 1, R01
– стойки 0 на кривошип 1; уравновешивающей силы РУР
.

Определяем вес кривошипа, Н:

G1
=m1
g, (104)

G1
=0,42849,81=4,28 Н

Реакция в шарнире А, Н:

R21
=16400 Н

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

Плечи сил относительно шарнира 01
.

h3
=1310-3
=0,013 м

h4
=1910-3
=0,019 м

Оставляем уравнение моментов всех сил относительно точки О1
:

; R21
h4
-РУР
АО1
-G1
h3
=0, (105)

Н

Уравновешивающий момент, Нм:

МУР
=РУР
r1
, (106)

МУР
=4867,870,064=311,54 Нм

Составляем векторное уравнение:

R21
+PУР
+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 G1,
G2
, G3
, инерции РИВ
, РИ»
, МИ2
и уравновешивающую РУР
.

Вектор уравновешивающей силы перпендикулярен вектору vA
.

Плечи сил, мм:

h5
=42 мм; h6
=25 мм; h7
=20 мм

Составляем уравнение моментов сил относительно полюса:

; (-РИВ
-G3
+P)pv
в-G2
h5
+PИ2
h6
-G1
h7
-РУР
аpv
=0, (107)

Находим равнодействующую, Н:

РУР
=

РУР
= Н

По формуле 106 определяем уравновешивающий момент, Нм:

МУР
=4670,30,064=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 (NТР
)СР
– мощности, затрачиваемые на трение в кинематических парах:

(NТР
)СР
=NO1
+NA
+NB
+NO3
, (111)

где NO
1
, NA
, NB
,
NO
3
– мощности, затрачиваемые на трение в кинематических парах, Вт:

, (112)

, (113)

, (114)

, (115)

где fТР
=0,15 – приведенный коэффициент трения;

d01
, dA
, dB
– диаметра цапф шарниров:

d01
=40 мм;

dA
=40 мм;

dB
=20 мм.

Вт

Вт

Вт

Вт

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

Определяем мощность сил полезных сопротивлений, Вт:

(NПС
)СР
=МПР.СР
, (116)

(NПС
)СР
=35,67293,07=10453,8 Вт

Определяем общий КПД зубчатого редуктора, генератора и механизма выхлопа:

, (117)

где Nг
– мощность сил сопротивления генератора, Вт:

Nг
=МПР.СР
, (118)

Nг
=35,67293,07=10453,8 Вт

Nвыхл
– мощность сил сопротивления механизма выхлопа, Вт:

Nвыхл
=0,02Nг

Nвыхл
=0,0210453,8=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.

0,970,98=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 Rmin
=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 РУР
и МУР
, 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.