CC BY
63
УДК 211.334
М.А. Донченко, канд. техн. наук, доц., (8112) 79-39-95, ёопсЬепко2005@гатЬ1ег.т (Россия, Псков, ППИ), А.Л. Перминов, инж.-электронщик, (8112) 72-40-37, a1p-mai1@mai1.ru (Россия, Псков, ППИ), Д.В.Гринев, ассист., (8112) 79-39-95, gr32-84@mai1.ru (Россия, Псков, ППИ), А.Н. Иванов, ассист., (8112)-73-73-28, iwanb14@1ist.ru (Россия, Псков, ППИ)
ОБЗОР И АНАЛИЗ РЫЧАЖНЫХ МЕХАНИЗМОВ ПРЕОБРАЗОВАНИЯ ДВИЖЕНИЯ ДЛЯ РОТОРНО-ЛОПАСТНЫХ МАШИН
Приведены обзор и сравнительный анализ рычажных механизмов преобразования движения для роторно-лопастных машин. Механизм предназначен для преобразования колебательно-вращательного движения лопаток в однонаправленное равномерное вращение выходного вала машины. Теоретические результаты проверены э кспериментально.
Ключевые слова: роторно-лопастная машина, ромбоид, преобразование движения, кулачок.
Конструкция роторно-лопастной машины предусматривает механизм связи, которыш позволяет роторам совершать колебательное движение друг относительно друга и вращательное движение относительно цилиндра, а также суммировать движение роторов и обеспечить равномерное вращение вылходного вала. Эта задача решается с помощью специального механизма - механизма преобразования движения.
По принципу действия рышажньы механизмы: преобразования движения можно классифицировать следующим образом:
- рычажные механизмы, состоящие из совокупности шарнирно соединенные рышагов, размеры>1 и расположение которык определяют траекторию их движения;
- рычажно-кулачковые механизмы, состоящие из совокупности шарнирно соединенные рышагов и кулачка, которыш определяет траекторию движения рыгаагов.
Рычажный механизм. В основу такого механизма положен из-вестныы механизм Рейснера [1].
Для использования в роторно-лопастной машине этот механизм несколько модифицируется путем добавления второго вращающегося рыиа-га. Упрощенна кинематическая схема представлена на рис. 1.
Механизм состоит из двух рышагов-лопастей (В1-В3 и В2-В4), которыш могут вращаться относительно центра О. С концами рышагов-лопастей шарнирно соединены! две тяги-плечи (А-В1, А-В2). Два вращающихся рыы
чага (01-А и 02-В) имеют центры вращения 01 и 02 соответственно, отстоящие на некотором расстоянии от центра О вращения механизма. Вторые концы вращающихся рычагов шарнирно соединены с точками соединения тяг-плеч.
Рис. 1. Кинематическая схема рычажного механизма
В качестве основного угла для расчетов принят угол а - угол между вращающимся рычагом 01-А и осью х. Выходной момент в данном механизме снимается с вращающихся рычагов. Основные формулы для расчета кинематики данного механизма приведены ниже.
Длина вращающегося рычага Ь2 определяется как половина разницы между длиной диагонали при максимальном угле между лопастями и длиной при минимальном угле между лопастями :
Длина диагоналей
Ьш = Ц со5(\|/1П1П/2) + д/Ь22 -(Ь^т^^/г))2 ,
Ьш = Ц со8((я - \(/1П111 )/2)+ д/Ь22 " (Ч ^((я " Утт )/2))2 -
Определим координаты центра вращения вращающегося рычага:
Х01 = Ч У01 = 0-
Для координат точек А и В справедливы следующие соотношения:
хА(а)=Ь2со8(а)+хоь УА(а) = Ь28ш(а),
хв(а) = -хА(а), уВ(а)=-уА(а). Угол между лопастями
\|/(а) = агссо5(Ь0А (а)/2Ч)> (2)
где
ЬоА (а) = л/хА2 (а)+ УА2 (а) -
Определим координаты точек В1 и В2:
хВ1(а)= Ь1соз(а + \|/(а)), уВ1(а) = +\|/(а)),
ХВ2(а) = Чсо<а -\|/(а)), уВ2(а) = Ц8ш(а -\|/(а)).
На основе данных аналитических зависимостей проведены кинематический и геометрический анализы механизма, что позволило выявить соответствующие недостатки: полный цикл происходит за 720 а не за 360 механизм имеет неравномерность рабочего цикла, угол между лопастями изменяется не по синусоидальному закону, в связи с этим нельзя использовать соседние объемы для организации рабочего цикла, т.к. они имеют неодинаковый характер изменения. При движении имеются углы (180 540 при которых наблюдается резкое (3-кратное) увеличение скоростей и ускорений, вызывающее появление ударных нагрузок.
Рычажно-кулачковые механизмы. Механизмы подобного типа состоят из совокупности рычагов (звеньев) и специального элемента - кулачка. Кулачок в таких механизмах является основным звеном, который определяет траекторию и характер движения рычагов и соответственно закон движения роторов с лопатками.
Упрощенная кинематическая схема восьмизвенного кулачкового механизма представлена на рис. 2.
Кулачо Рычаг-
Рис. 2. Кинематическая схема восъмизвенного механизма
Механизм состоит из двух рычагов-лопастей (В1-ВЗ и В2-В4) и восьми плеч (A-Bl, Bl-B, В-В2, 52-С, С-55, B3-D, D-B4, B4-Ä) и кулачка. Траектория движения точек А, В, С, D определяется формой кулачка. Длина рычагов-лопастей равна Ц, длина плеч равна Ь2. Входной момент подается на рычаги-лопасти, выходной момент может сниматься с диагоналей А- Си B-D.
Длина рычагов L\ и длина плеч связана соотношением
L2 =L1cos(\|/min/2), где vj/min - минимальный угол между лопастями.
Основным углом для построения кинематической модели принят угол а между днагональю АС и осью х.
Угол между лопастями
ц/(а) = (я/2 - )соз[2(а + я/2)] + я/2. (4)
Длина полудиагонали О А
/2 2 Ьо(а) = Ь1 со5(\|/(а)/2) + — (Ч вт(\|/(а)/2)) .
Координаты вершин А, В, С, £>
хА(а) = Ь0(а)со5(а)? уд(а) = Ьо(сфт(сс),
хв(а)= хд(а + я/2), Ув(а)= Ул(а + я/2), хс(а) =-х А (а),ус (а)=-уА (а)9
х0(а) = -хв(а), Уо(а) = -Ув(«)-Коордгшаты вершин В19 В2,55, хВ1(а) = Ь1со5(а + \|/(а)/2), уВ1(а)= Ц5т(а + \|/(а)/2),
хВ2(а)= Ц соз(а -\|/(а)/2 + я), (6)
УВ2(а)= Ч ^п(а " ч>(<*)/2 + При определенных углах скорости и ускорения имеют критические переходы, поэтому не достигаются плавность и безударность работы механизма.
Анализ конструкции восьмизвенного рычажно-кулачкового механизма позволяет сделать вывод о том, что механизм содержит лишние связи - шарнирные соединения (точки В1 - В4), которые можно исключить, не нарушив требуемый характер движения входных и выходных звеньев механизма.
Рассмотрим рычажно-кулачковый четырехзвенный механизм, предложенный Ю.Н. Лукьяновым и В.Н. Котляровым (рис. 3) [2, 4, 5].
Рис. 3. Рычажно-кулачковый четырехзвенный механизм
Механизм содержит соосно установленные роторы 1 и 2, жестко связанные с ними рычаги-лопасти 4 и 5, шарнирно закрепленные к серединам плеч ромбического четырехзвенника 6, в вершинах которого смонти-
рованы пальцы 7, обкатывающиеся по неподвижному кулачку 8, закрепленному на выходном валу 9.
Механизм содержсит четырехзвенник и кулачок. Четырехзвенник состоит из шарнирно связанных плеч одинаковой длины Ь=2/ (АВ, ВС, СД, ДА). К серединам плеч шарнирно закреплены рычаги лопастей (С1-С3 и С2-С4).
В качестве основного угла для расчетов принят угол поворота а межд диагональю АС и осью х.
Звеном, определяющим закон движения данного механизма, является кулачок, профиль которого описывается формулой [3]
р(а) = Ьбш
'л '
— +
V4
У
л
Ш1П
2
соб
л
(2 а)
(7)
у-т у
где УШ1п- минимальный угол между лопастями.
Координаты точек механизма определяются следующими соотношениями:
с
рд(а) = ьб1п
V
л
— +
4
л у
Л
Ш1П
Л
соб
(2 а)
42
хА(а)=рл(а)еоБ(а), уд(а) = рд(а^ш(а),
Рв (а) = Ь б1п
л 4
л у
Ш1П
соб
(2 а)
42
хв(а) = -Рв()б1п(а) ув(а)=рв(ос)соб(а), хС(а)=-хА(а) УС(а)=-УА(а), хэ(а) = -хв(а), ув(а) = -ув(а). Координаты точек С1, С2, С3, С4:
хс1 (а)= -ьсоб^О), уа(а)= -ьбЦф^ос)), хс2 (а) = ьсоб(О), уС2(а) = ьб1п(ф2 О), хС3(аЬ-^^ усз(а)=-ус1(а),
хС4(а)=-хС2(а), уС4(а) = -уС2(а). Угол между лопастями:
(8)
л
у(а) = 2 +
л 2
У
Ш1П
соб
(2 а).
(9)
Данные аналитические зависимости описывают геометрию механизма и являются исходными для кинематического анализа. Механизм обеспечивает основные функциональные требования к преобразователю движения. Закон изменения угла межсду лопастями гармонический. Графики скоростей и ускорений лишены резких скачков, поэтому в отличие от механизмов, рассмотренный выше, достигаются плавность и безударность работы. Конструкция лишена недостатков, связанных с использованием зубчатых колес. Простота изготовления определяется отсутствием слож-
ных прецизионных деталей, сферических шарниров и т. п., наличием однотипных элементов. Механизм реверсивен, обратим, уравновешен, что расширяет функциональные возможности двигателя, спроектированного на его основе.
Число рабочих тактов на одном обороте выходного вала равно четырем, в то время как для шатунно-поршневого ДВС оно равно двум. Равенство продолжительности рабочих тактов на одном обороте выходного вала обеспечивается симметричной конструкцией механизма преобразования. Степень сжатия рабочего тела зависит от диапазона изменения утла между лопастями. Для данного механизма она ограничивается лишь конструктивными и прочностными параметрами для реального механизма.
Было выполнено компьютерное моделирование кинематики всех рассмотренных выше механизмов преобразования движения.
Сравнительная оценка различных механизмов преобразования
критерии
Механизм преобразования движения Тактноеть Равенство циклов Постоянство скорости выходного вала Степень сжатия Реверсивность Обратимость Плавность хода Урав н овеш енн ост ь Простота схемы газораспределения Простота конструкции
Рычажный — + — + + — + + — +
Восьмизвенный механизм + + + + + + - + + -
Четырехзвенный механизм Лукьянова + + + + + + + + + +
Результаты моделирования, приведенные в таблице, явились основой для сравнительной оценки механизмов по десяти основным критериям, отражающим функциональные, кинематические, динамические, конструктивные, массогабаритные и техно лога чески е требования.
Результаты сравнения позволяют сделать вывод о том, что этим критериям в наибольшей степени отвечает четырехзвенный рычажно-кулачковый механизм.
Для проведения экспериментальных исследований с целью подтверждения теоретических результатов был изготовлен макет четырех-звенного рычажно-кулачкового механизма преобразования движения (рис. 4) и проведены соответствующие эксперименты.
Исследование макета механизма преобразования подтверждает полное согласование теоретических расчетов с экспериментальными данными [6].
Рис. 4. Макет преобразователя движения
Полученные в настоящей статье результаты положены в основу работ по созданию методики расчета и проектирования роторно-лопастного двигателя с внешним подводом теплоты.
Список литературы
1. Гуськов Г. Г. Необычные двигатели. M. : Знание. 1971.
2. Авторское свидетельство №724850. Заявлено 30.05.78 / Ю.Н. Лукьянов, В.Н. Котляров // Опуб. 30.03.80. Бюл. №12.
3. Заявка на патент №22007136002/ Ю.Н. Лукьянов [и др.]; заявл. 01.10.07.
4. Синтез и кинематический анализ рычажно-кулачкового механизма преобразования движения роторно-лопастного двигателя с внешним подводом тепла / Д.В. Гринев [и др.]. // Справочник. Инженерный журнал. 2008. №12. С. 30-35.
5. Гринев Д.В., Донченко М.А. , Журавлев Ю.Н. Кинематический анализ рычажно-кулачкового механизма преобразования движения ротор-но-лопастного двигателя с внешним подводом тепла // Сб. науч. тр. XV Международной научно-технической конференции «Машиностроение и
техносфера XXI века» в г. Севастополе 15-20 сентября 2008 г. Донецк: ДонНТУ, 2008. Т. 1. С. 264-268.
6. Разработка математической модели протекания термодинамического цикла с внешним подводом тепла, позволяющей создать экологически чистый двигатель роторно-лопастного типа: Отчет (заключ.) по НИР // ФГУП «ВНТИЦ»»; Руководитель И.В. Плохов. УДК 621.486, № госрегистрации 01200850182. 2008.
M. Donchenko, A. Perminov, D. Grinev, A. Ivanov
Review and comparative analysis of the hook mechanisms for transformation of the motion for a rotor -and-blade machines
Review and comparative analysis of the hook mechanisms for transformation of the motion for rotor-and-blade machines are considered. This mechanism is used to transform the oscillatory angular motion of blades into the one-way uniform angular resulting motion of the engine shaft. Theoretical results are verified experimentally.
Получено 19.01.09
УДК 62.229.74:621.9
В.И. Золотухин, д-р техн. наук, проф., (4872) 35-84-77, prodmyt@rambler.т (Россия, Тула, ТулГУ), Д.А. Провоторов, асп., (4872) 35-84-77, prodmyt@rambler.т (Россия, Тула, ТулГУ)
ИССЛЕДОВАНИЕ УСТОЙЧИВОСТИ ПЕРЕМЕЩАЕМЫХ СТАКАНОВ-ДОЗАТОРОВ ПОД ВОЗДЕЙСТВИЕМ УПРУГИХ СИЛ
Проведено исследование надежности систем бесстопорной разливки стали с автоматической сменой стаканов, обоснованы способы повышения устойчивости огнеупорных стаканов-дозаторов под действием упругих сил.
Ключевые слова: стакан-дозатор, система бесстопорной разливки стали, автоматическая смена стаканов, температурная деформация, упругий элемент.
К оборудованию, с помощью которого осуществляется процесс непрерывной разливки стаи, выдвигаются достаточно жёсткие требования, согласно которым шиберные системы дозирования нового поколения и системы бесстопорной разливки стаи с автоматической сменой стаканов (рис. 1) должны обладать высокой надёжностью, чтобы полностью исключить аварийные ситуации, связанные с утечкой жидкого метала.
В качестве мер, направленных на улучшение условий работы огнеупорных элементов, рекомендуется применять конструктивные решения, позволяющие обеспечить равномерность прижатия контактных поверхностей [1]
