曲柄连杆机构的惯性离心力计算.docx
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曲柄连杆机构的惯性离心力计算
往复惯性力
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2007-05-26阅读次数:
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曲柄连杆机构的往复惯性力Fj是活塞组和连杆往复部分所产生的往复惯
性力之和,
Fj=-Mjaj
通常在连杆中产生拉伸力的往复惯性力方向规定为正方向的力,而由上式
所得的正值恰是使连杆产生压缩的力。
因此以后计算中,上式改写为:
Fj=Mjaj
已知往复质量Mj等于活塞组质量Mp和连杆往复质量Mc1之和:
Mj=Mp+Mc1
Fj=(Mp+Mc1)rω**2(cosα+λcos2α)
往复惯性力可以看作两部分之和,即
Fj=Mjrω**2cosα+Mjrω**2λcos2α
=Fj1+Fj2
这里,Fj1=Mjrω**2cosα=Mjrω**2cosωt
称为一阶往复惯性力。
Fj2=Mjrω**2λcos2α=Mjrω**2λcos2ωt
称为二阶往复惯性力。
图3-3--表示的是λ=1/4时,往复惯性力随曲轴转角的变化。
不难看
出,一阶往复惯性力的最大值是二阶往复惯性力最大值的1/λ倍。
因为λ
=1/3.5--1/6之间,所以在往复惯性力中起主要作用的是一阶往复惯性力。
其
次,一阶往复惯性力的变化周期等于压缩机曲轴旋转的周期,而二阶往复惯性
力的变化周期等于压缩机曲轴旋转周期的一半。
必须注意:
Fj的大小随曲轴转角而周期的变化。
最大值Fjmax发生在α=0°时
Fjmax=Mjrω**2*(1+λ)
最小值Fjmin,如λ≤1/4,则发生在α=180°时
Fjmin=-Mjrω**2*(1-λ)
如λ﹥1/4,则最小值不发生在活塞处与内止点时,而是在内止点附近,
其大小为
Fjmin=-Mjrω**2*[λ+1/(8λ)]
连杆惯性力的质量代替系统
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在压缩机动力学中,连杆惯性力的问题常常用质量代替系统的方法
来处理。
所谓代替系统,就是将连杆的实际质量分布用一些假想的集中
质量来代替,使后者所产生的惯性效果与前者相同。
为达到这个要求,
代替质量系统应满足下述三个条件:
代替系统的总质量要等于?
shy;来连杆的总质量。
代替系统的质心位置要与?
shy;来连杆质心位置重合。
代替系统对于质心的转动惯性应等于?
shy;来连杆的转动惯量。
在实际工程应用中,最常用的代替系统是两质量系统,即把连杆的质量
Mc的一部分Mc1集中在大头中心A,如图。
根据前面两个条件,可以列出下面两个方程式
Mc1+Mc2=Mc
Mc*L1=Mc2*L
式中为连杆质心G至小头中心B的距离。
则
Mc1=Mc*(L-L1)/L,Mc2=Mc*L1/L(3-14)
接下来就是看这样的代替系统能否满足第三个条件。
设实际连杆绕质心轴
G的转动惯量IG,而上述代替系统绕质心轴G的转动惯量为:
Mc1L1*L1+Mc2(L-L1)*(L-L1)=Mc[L1*L1(L-L1)+L1(L-L1)*(L-L1)]/L
=McL1(L-L1)(3-15)
为了使之与IG进行比较,还需作进一步演算。
实际连杆绕B轴的转动惯
量等于IB=IG+McL1L1
而IB又可等于IB=McL1LP
式中LP为连杆小头中心到打击中心的距离。
因此,IG=IB-McL1L1=McL1(LP-L1)(3-16)
比较式(3-15)和(3-16),可发现代替系统的转动惯量要比实际连杆的
IG大,其差为
McL1(L-L1)-McL1(LP-L1)=McL1(L-LP)(3-17)
由于在实际连杆结构中,L和LP的差值很微小。
因此(3-17)可忽略不计。
利用这样的一个两质量代替系统可以大大简化连杆惯性力的计算,这是由
于Mc1是集中在连杆小头,它可视作与活塞组一起往复运动的往复质量。
同样,
Mc2可以视作与曲柄销在一起做旋转运动的旋转质量。
Mc1和Mc2可以采用作图法或
实测法求得连杆总质量和质心位置后,由式(3-14)算出。
在压缩机的初步设计
阶段,可以大致估计Mc1=(0.3--0.4)Mc,Mc2=(0.6--0.7)Mc,对于高速机,Mc2常占较
大比例,应取较大的数值。
曲柄连杆机构的惯性力包括三个方面:
活塞往复运动所产生的惯性力
曲柄不平衡旋转质量所产生的离心惯性力
连杆运动所产生的惯性力
在这三者之中,连杆惯性力的分析最为复杂。
这不仅由于连杆本
身的运动复杂,而且还由于它是活塞和曲柄之间的中间传动件,连杆
的惯性力要先通过活塞和曲柄这两个运动件,才传到固定支承上,如
气缸壁和主轴承座等。
研究连杆惯性力,很重要的要找出它在连杆大小两头的表现,也
就是要找出它传给活塞和曲柄之力的大小和方向。
旋转惯性力
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曲柄连杆机构的旋转惯性力Fr就是就是曲拐或偏心轴颈的不平衡旋
转质量Ms和连杆旋转质量Mc2所产生的离心惯性力之和,它的作用线与
曲柄中心线重合。
如取离心方向作为正,Fr的公式为:
Fr=Mr*ar=(Ms+Mc2)rω*ω
对于曲拐,由于其曲柄质心不处于曲柄销中心点A上,故其应作质量转
换计算,即
Ms=Ms1+Ms2rs/r
式中:
Ms1--曲柄销的质量;
Ms2--曲柄的质量;
rs---曲柄质心离轴中心的距离。
气体压力的作用力气体力
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作用于连杆机构的气体压力来自气缸内和曲柄箱(或机壳)内两个方面
前者随曲轴转角而变化,后者在稳定工况可近似认为不变,并在单级压缩机和
单机双级开启式压缩机终于吸气压力;在单机双级半封闭式压缩机中等于中间
压力。
见图3-4
作用于活塞上的气体力Fg为
Fg=-(p-pca)Ap
式中,p--气缸内的压力;
pca---曲轴箱(或机壳)内的压力;
Ap---活塞面积。
示功图可用作图法或计算法求得,下面介绍一种简单的计算方法:
压缩过程1--2
pci=[(S+Sc)/(Xi+Sc)]**n*p1
式中,pci---压缩过程第i点的气缸压力;
n---压缩多变指数;
p1--气缸中吸气终了压力。
排气过程2--3
排气过程可看作气缸压力等于ps的过程.
膨胀过程3--4
pci=[Sc/(Xi+Sc)]**m*ps
式中,pci---膨胀过程第i点的气缸压力;
m---膨胀多变指数。
吸气过程4--1
吸气过程可看作气缸压力等于p1的等压过程
压缩机的摩擦力
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压缩机的摩擦功率主要由两部分组成:
往复摩擦功率Pmp和旋转摩擦功
率Pmr。
作用在每一活塞上的往复摩擦功率其大小随曲柄转角而变化。
但为简化
计算,习惯上假设它是一个不变的值,而它的方向则始终与活塞的速度方向
相反。
为了与惯性力一致起见,规定在活塞从外止点滑向内止点的时间内,
其作用力方向为正,而从内止点滑向外止点的时间内则是负。
Fmp(单位是N)
与摩擦功率的关系为:
Pmp=Fmp2Sni/60000
Fmp=60000Pmp/(2Sni)
式中:
Pmp--压缩机的往复摩擦功率,单位为kW;
S---活塞行程,单位为m;
i---整台压缩机气缸数;
n---压缩机的转速,单位为r/min;
又可写成
Fmp=(0.6--0.7)*60000Pi(1/ηm-1)/(2Sni)
式中:
Pi---压缩机指示功率,单位为kW;
ηm---压缩机机械效率。
旋转摩擦功率是消耗于克服压缩机的旋转阻力上,压缩机的这个阻力可
以用距中心等于曲柄半径r的集中切向摩擦力Fmr表示之,其正方向是反压缩
机转向的。
切向摩擦力与旋转摩擦功率之间的关系是:
Pmr=Fmrr2πn/60000=πFmrsn/60000
式中:
Pmr--压缩机的旋转摩擦功率,单位为kW.
Fmr=60000Pmr/πsn
或可写成:
Fmr=(0.3--0.4)*60000Pi(1/ηm-1)/πsn
曲柄连杆机构的受力分析
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活塞力
活塞力Fp是气体力Fg往复惯性力Fj和往复摩擦力Fmp沿气缸轴线
方向作用于活塞上的合力。
活塞力的正负方向规定与三个分力相同,所
以,它等于三个分力的代数和。
Fp=Fg+Fj+Fmp
按等曲柄转角间隔计算活塞力,就可以求得它随曲柄转角的变化
情况。
侧向力和连杆力
活塞力在活塞销中心B处可以分解为两个分力,一个分力为Fh,
其作用方向垂直于气缸壁,称为活塞侧向力;另一个分力Fc,其作用方
向沿着连杆中心线,称为连杆力。
则
Fh=Fptgβ=Fpλsinα/(1-λ*λsinα*sinα)**1/2
Fc=Fp/cosβ=Fp/(1-λ*λsinα*sinα)**1/2
切向力和法向力
连杆力传到曲柄销中心A处由可以分解为两个力,一个分力Ft与
曲柄中心旋转轨迹圆相切,是为切向力;另一个分力Fz沿着曲柄方向作
用着,为法向力。
其计算公式为:
Ft=Fcsin(α+β)=Fpsin(α+β)/cosβ
=Fp(sinα+cosαλsinα/(1-λ*λsinα*sinα)**1/2)
Fz=Fccos(α+β)=Fpcos(α+β)/cosβ
=Fp(cosα-sinαλsinα/(1-λ*λsinα*sinα)**1/2)
根据上面两式就可以求得切向力和法向力随曲柄转角的变化情况。
Ft的正方向是反曲柄转向的,Fz的正方向是离开曲柄中心的方向。
总切向力
压缩机的总切向力等于同一曲轴位置上各缸切向力加上压缩机的
切向摩擦力的总和,它是外界原动机所要克服的压缩机的总阻力。
对于
单缸压缩机∑Ft=Ft+Fmr对于多缸压缩机∑Ft=∑(Ft)i+Fmr.
见图3-6