Расчет машинного агрегата для получения электрической энергии с помощью генератора
-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:
mD2М=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=m3g, (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=-m2aS2, (97)
где aS2 – ускорение центра тяжести шатуна, м/с2;
aS2=4750 м/с2.
РИ2=-1,28524750=-6104,7 Н
Момент сил инерции шатуна, Нм:
MИ2=-JS2ε2, (98)
где ε2 – угловое ускорение шатуна, рад/с2;
ε2=8795 рад/с2;
JS2 – 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 Rn12 и касательную Rt12. 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:
; Rt12AB- РИ2h1+G2h2, (101)
Rt12=
Rt12=Н
Составляем векторное уравнение сил, действующих на группу Ассура:
РИВ+G3+ P+ G2+PИ2+Rt12+Rn12+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 Rn12 и R03. Векторно складываем касательную и нормальную составляющие, получаем абсолютное значение реакции R12, Н:
Rt12+Rn12= R12, (103)
R12=R12
Rn12=-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=m1g, (104)
G1=0,42849,81=4,28 Н
Реакция в шарнире А, Н:
R21=16400 Н
Уравновешивающая сила РУР прикладывается в точке А перпендикулярно 01А. 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:
; R21h4-РУРАО1-G1h3=0, (105)
Н
Уравновешивающий момент, Нм:
МУР=РУРr1, (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)pvв-G2h5+PИ2h6-G1h7-РУРаpv=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 NO1, NA, NB, NO3 – 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