МЕХАНИЗМ ДЛЯ ПЕРЕДАЧИ СИЛОВЫХ НАГРУЗОК Российский патент 1999 года по МПК F16H21/00 

Изобретение относится к области машиностроения, в частности к кривошипно-коромысловым механизмам, которые могут быть использованы в сельскохозяйственных, строительных, деревообрабатывающих машинах, в прессах, компрессорах, насосах и других устройствах. Преимущественно в составе механического оборудования, работающего при значительных силовых нагрузках. Кривошипно-коромысловые механизмы используются в качестве функционально-целевых механизмов. Но чаще применяются как базовые, на основе которых создаются многозвенные механизмы.

Известен, например, кривошипно коромысловый механизм, на базе которого построены двухцилиндровые компрессоры, двухпоршневые насосы и другие устройства с двумя выходными звеньями (исполнительными органами), поочередно совершающими рабочие ходы при прямом или при обратном ходах выходного звена базового механизма. Он представляет собой механизм, содержащий шарнирно связанные кривошип, шатун, коромысло и стойку, с коромыслом которого посредством двух промежуточных шатунов кинематически связаны поршни (исполнительные органы) [1].

Основным недостатком данного механизма в составе двухцилиндрового компрессора является недостаточно высокая его эффективность при передаче силовой нагрузки, равновеликой в интервалах прямого и обратного ходов коромысла. Это связано с завышением расхода мощности на процессы всасывания и нагнетания агента и динамической неадекватностью движений исполнительных органов в интервалах, соответствующих прямому и обратному ходу коромысла базового механизма. Объясняется это двумя факторами (причинами): во-первых, несоответствием переменной силовой работоспособности кривошипно-коромыслового механизма характеру изменения технологической нагрузки: во-вторых, различием в значениях силовой работоспособности кривошипно-коромыслового механизма в интервалах его прямого и обратного ходов. Первопричина наличия факторов, снижающих эффективность использования данного механизма в составе двухцилиндрового компрессора, заключается в следующем. Силовая работоспособность любого кривошипно-коромыслового механизма в периоде его кинематического цикла изменяется в зависимости от соотношения длин звеньев, при этом у подавляющего большинства механизмов силовая работоспособность в интервале обратного хода значительно ниже, чем в интервале прямого хода. При существующем многообразии коромысловых механизмов и определяющем влиянии геометрических параметров на их силовую работоспособность значительно усложнена возможность выбора механизма, оптимально соответствующего заданному силовому нагружению. Иными словами, существует неопределенность в оценке силовой работоспособности кривошипно-коромысловых механизмов, затрудняющая выбор предпочтительного механизма.

В данном многозвенном механизме оба хода (прямой и обратный) базового механизма являются рабочими ходами, т.е. кривошипно-коромысловый механизм не имеет холостых ходов. При этом технологическая нагрузка при прямом и обратном ходах оказывается возрастающей по величине и равновеликой, поскольку при прямом ходе один поршень выполняет операцию нагнетания, другой - операцию всасывания агента, а при обратном ходе функции поршней меняются на противоположные (поршень, который нагнетал агент, будет выполнять операцию всасывания, а другой поршень, который всасывал агент, операцию нагнетания).

Аналогичный характер силового нагружения имеют кривошипно-коромысловые механизмы, используемые в качестве базовых в составе однопоршневых насосов двойного действия [2]. Такой механизм содержит базовый кривошипно-коромысловый механизм, с коромыслом которого посредством промежуточного шатуна кинематически связан поршень, размещенный в цилиндре с двумя рабочими полостями, каждая из которых снабжена нагнетательным и всасывающим клапаном. В данном механизме равновеликая в интервалах прямого и обратного хода технологическая нагрузка реализуется при неравной силовой работоспособности кривошипно-коромыслового механизма в указанных интервалах. Это приводит к динамической неадекватности движений поршня в интервалах цикла (вызывающей вибрации) и завышению расхода мощности на процессы нагнетания и всасывания.

Известно, что силовая работоспособность кривошипно-коромыслового механизма в любом из его положений определяется величиной угла передачи, который обеспечивается при текущем положении звеньев. Для преодоления приложенной к коромыслу механизма технологической нагрузки шатун механизма соответственно должен быть нагружен движущей силой
S = Q_П.С/sinμ ,
где S - сила в шатуне, необходимая для движения нагруженного коромысла;
Q_п.с. - сила полезного сопротивления (технологическая нагрузка), приложенная к коромыслу;
μ - угол передачи.

Следовательно, при любом значении силы полезного сопротивления уменьшение угла передачи приводит к необходимости увеличения силы S в шатуне, т. е. к необходимости увеличения движущего момента на валу кривошипа и к росту расхода мощности на реализацию процесса. Для обеспечения работы механизма при значениях силы S в шатуне, мало отличающихся от значений силы Q_п.с, необходимо обеспечить условия, при которых характер изменения силовой работоспособности, т. е. характер изменения угла передачи будет соответствовать изменению прилагаемой к коромыслу механизма силы полезного сопротивления.

Силовая работоспособность кривошипно-коромыслового механизма, т.е. функция его угла передачи μ = f(ϕ), может соответствовать его технологической нагрузке Q_П.С= f(ϕ) лишь при вполне определенных соотношениях длин его звеньев. Здесь ϕ - текущий угол поворота ведущего звена (кривошипа) кривошипно-коромыслового механизма. Примечательно, что такое соответствие может быть достигнуто только за счет изменения функции μ = f(ϕ), поскольку функцию Q_П.С= f(ϕ) изменять нельзя, так как она определяется величиной технологических усилий. Очевидно, что степень (полнота) соответствия указанных функций зависит также от закона изменения силы Q_п.с, так как характер изменения последней определяет собой возможность или невозможность достижения такого соответствия.

Поскольку силовая работоспособность в интервалах прямого и обратного ходов базового механизма оказывается различной, а технологические усилия, действующие на поршни, одинаковыми, работа многозвенника, построенного на базе кривошипно-коромыслового механизма, сопровождается изменениями движущегося момента на валу кривошипа и соответственно изменениями частоты вращения вала.

Таким образом, несоответствие силовой работоспособности базового механизма характеру технологической нагрузки и разная его силовая работоспособность в интервалах прямого и обратного ходов приводят при передаче равновеликой (равной по величине и характеру изменения) технологической нагрузки к завышению расхода мощности на реализацию процесса и ухудшению динамики функционирования многозвенника.

Практическая возможность эффективной передачи нагрузок, равновеликих в интервалах прямого и обратного ходов, базовыми кривошипно-коромысловыми механизмами основана на соответствующем повышении силовой работоспособности последних.

Задачей настоящего изобретения является повышение эффективности за счет уменьшения расхода мощности при передаче механизмом равновеликих силовых нагрузок в интервалах прямого и обратного ходов.

Решение поставленной задачи достигается тем, что в механизме для передачи силовых нагрузок, например, равновеликих в интервалах прямого и обратного хода, содержащем шарнирно связанные кривошип, шатун, коромысло и стойку, соотношение длин звеньев соответствует выражению
1 + λ21

= λ22+ λ23,
где λ₁= r/d относительная длина кривошипа;
λ₂= D/d относительная длина шатуна;
λ₃= b/d относительная длина коромысла;
r, L, b - соответственно длина кривошипа, шатуна, коромысла;
d - длина стойки (расстояние между центрами вращения кривошипа и качания коромысла).

При этом относительные длины кривошипа, шатуна и коромысла могут изменяться в пределах, определенных выражением
0 < λ₂; λ₂; λ₃≤ 1,0.
Заявляемый механизм отличается от прототипа значениями геометрических параметров, т.е. такими значениями длин звеньев в указанных пределах их изменения, при которых гарантировано выполняется равенство (1). Кроме того, предложенный механизм отличается текущими положениями звеньев в интервале цикла, при которых обеспечиваются большие численные значения углов передачи, т.е. большая силовая работоспособность по сравнению с прототипом.

Механизм, удовлетворяющий равенству (1), имеет одинаковую силовую работоспособность в интервалах прямого и обратного ходов. Иными словами, функции углов передачи в интервалах ходов механизма являются равновеликими (по величине углов и их приращению), при этом максимумы функций расположены внутри интервалов. Такой характер изменения углов в периоде кинематического цикла механизма оказывается благоприятным для передачи при прямом и обратном ходах коромысла равновеликой технологической нагрузки. Практически важно, что варьируя длины звеньев в соответствии с равенством (1), можно иметь функции углов передачи при больших или меньших значениях ординат. Этим обеспечивается возможность выбора механизма предпочтительного с учетом абсолютных значений величины передаваемой силовой загрузки.

Таким образом, выражение (1) определяет геометрические параметры механизма, который может обеспечить при прямом и обратном ходах коромысла передачу равновеликой силовой нагрузки при значениях движущей силы, мало отличающихся от силы полезного сопротивления. Это способствует выравниванию движущего момента на валу кривошипа и уменьшению расхода мощности на реализацию процесса, т.е. повышению эффективности работы двухцилиндрового компрессора.

На фиг. 1 механизм в составе двухцилиндрового компрессора представлен в крайних положениях OA₁B₁O₁C₁E₁D₁F₁ и OA₂B₂O₁C₂E₂D₂F₂; на фиг.2 - то же, в положениях OA'B'O₁C'E'D'F' и OA''B''O₁C''E''D''F'', соответствующих максимальным значениям угла передачи при прямом и обратном ходах коромысла; на фиг. 3 - график изменения угла передачи за период кинематического цикла, т. е. за один оборот кривошипа, для механизма, соответствующего равенству (1) при λ₁= 0,1 , λ₂= 0,944 и λ₃= 0,344 с абсолютными значениями длин звеньев, мм:
r = 25; l = 236; b = 86; d = 250.

Механизм для передачи силовых нагрузок содержит шарнирно связанные кривошип 1, шатун 2, коромысло 3 и стойку 4, при этом длины звеньев соответствуют выражению (1). С коромыслом 3 посредством промежуточных шатунов 5 и 6 кинематически связаны поршни 7 и 8, размещенные соответственно в цилиндрах 9 и 10, рабочая полость каждого из которых снабжена всасывающим и нагнетательным клапанами. Здесь K₁ и K₃- всасывающие клапаны, а K₂ и K₄- нагнетательные клапаны.

Кривошипно-коромысловый механизм в составе двухцилиндрового компрессора работает следующим образом.

При вращении кривошипа 1 коромысло 3 совершает возвратно-поворотное движение, в результате чего кинематически связанные с коромыслом поршни 7 и 8 выполняют совмещенные во времени возвратно-поступательные движения, при этом поршни выполняют рабочие ходы поочередно: один из поршней совершает рабочие ходы в интервале прямых кодов коромысла базового механизма, другой - в интервале обратных ходов коромысла. При рабочем ходе любого из поршней действует соответствующая пара нагнетательного и всасывающего клапанов. Так, при рабочем ходе поршня 7 всасывающий клапан K₁ изолирует рабочую полость цилиндра 9 от линии, из которой ведется всасывание, а нагнетательный клапан K₂ соединяют рабочую полость с линией, в которую ведется нагнетание агента. При рабочем ходе поршня 7 поршень 8 совершает свой холостой ход, при этом всасывающий клапан K₃ будет открыт, а нагнетательный клапан K₄ - закрыт.

Во второй половине периода кинематического цикла базового механизма поршень 8 будет выполнять рабочий ход, а поршень 7 - холостой, при этом соответственно меняются действия (положения) всасывающих и нагнетательных клапанов. Технологическую нагрузку на базовый механизм при прямом и обратном ходах его коромысла 3 генерируют оба поршня: поршень, совершающий рабочий ход, передает нагрузку, вызванную сжатием агента (большая составляющая общей нагрузки), а поршень, совершающий холостой ход, передает нагрузку, вызванную всасыванием агента (меньшая составляющая общей нагрузки). Сопротивление, оказываемое технологической нагрузкой движению коромысла, преодолевается развиваемой в шатуне 2 необходимой движущей силой. При этом, поскольку в интервалах прямого и обратного ходов на коромысло 3 действует одинаковая (равновеликая) технологическая нагрузка, а силовая работоспособность базового механизма в указанных интервалах также является равновеликой, передача сил в периоде кинематического цикла происходит при значениях движущей силы в шатуне, мало отличающихся от значений общей силы полезного сопротивления.

Выполнение длин звеньев механизма в соответствии с равенством (1) позволяет повысить эффективность его работы при передаче силовых нагрузок, равновеликих в интервалах прямого и обратного ходов коромысла.

Источники информации, принятые во внимание при составлении заявки
1. Антовиль А.И. Теория механизмов и машин. - М.: Высшая школа, 1961, - с. 15, рис. 1.5.

2. Шлипченко З. С. Насосы, компрессоры, вентиляторы. - Киев: Техника, 1976. - с. 258 - 259, рис. 135.

Механизм относится к кривошипно-коромысловым механизмам, применяемым в качестве базовых для получения многозвенных механизмов, предназначенных для передачи значительных силовых нагрузок, равновеликих в интервалах прямых и обратных ходов коромысла. Механизм содержит шарнирно связанные кривошип, шатун, коромысло и стойку. С коромыслом посредством промежуточных шатунов кинематически связаны поршни, размещенные в цилиндрах, рабочая полость каждого из которых снабжена всасывающим и нагнетательным клапанами. Длины звеньев механизма удовлетворяют выражения 1 + λ21

= λ22+ λ23, где λ₁,λ₂,λ₃ - относительные длины кривошипа, шатуна и коромысла, в соответствии с которым обеспечивается равная силовая работоспособность при выполнении прямых и обратных ходов. Эффективность работы механизма достигается при передаче силовых нагрузок, равновеликих в интервалах кинематического цикла. 1 з.п. ф-лы, 3 ил.

1. Механизм для передачи силовых нагрузок, выполненный в виде кривошипно-коромыслового механизма и содержащий шарнирно связанные кривошип, шатун, коромысло и стойку, отличающийся тем, что соотношение длин звеньев соответствует выражению
1+λ21

= λ22+λ23,
где λ₁= r/d - относительная длина кривошипа;
λ₂= l/d - относительная длина шатуна;
λ₃= b/d - относительная длина коромысла;
r, l, b - соответственно длина кривошипа, шатуна, коромысла,
d - длина стойки: расстояние между центрами вращения кривошипа и качания коромысла. 2. Механизм по п.1, отличающийся тем, что относительные длины кривошипа, шатуна и коромысла выбирают в пределах, определяемых условием 0 < λ₁, λ₂, λ₃ ≤ 1.