Обобщенной координатой считаем угол поворота кривошипа ОА. Обобщенную скорость – скорость кривошипа ОА, при установившемся движении определяем из выражения кинетической энергии насоса:
; где
;
а приводной момент инерции:
Значения 
и ∆Iпрi= Iнес.прi+Iпоп.прi берем из таблицы 6.3, Т0=109,297 кДж – начальная кинетическая энергия и Iпр* =938,82 кг×м2 - постоянная составляющая момента инерции маховых масс – определены выше.
Результаты вычислений заносим в таблицу 7.1 таблица 7.1
| Положения | |||||||||||
| механизма | |||||||||||
| φ100 | |||||||||||
| |||||||||||
| Iпрi, кг×м2 | 938,88 | 938,86 | 938,88 | 938,89 | 938,88 | 939,01 | 939,09 | 939,11 | 939,01 | 938,88 | |
| ωi, с-1 | 15,26 | 15,23 | 15,17 | 15,12 | 15,17 | 15,19 | 15,2 | 15,21 | 15,22 | 15,26 |
С помощью таблицы 7.1 проверяем достоверность определения параметров маховика:
ωср=(ωmax+ωmin)/2=(15,26+15,12)/2=15,19 c-1
 |
δ=(ωmax-ωmin)/ωср=(15,26-15,12)/15,19=0,01;
что соответствует принятым значениям(δ=0,01; ωср= 15,18 с-1)
По данным таблицы 7.1 строим график обобщенной скорости станка в функции его обобщенной координаты (ω1=f(φ10)) в пределах одного цикла установившегося движения 0<=φ10<=2π. С помощью этого графика можно определить угловое ускорение кривошипа ОА в любом его положении:
ε = dω/dt = dω/dφ· dφ/dt = ω· dω/dφ = lim∆x→0ω·∆y/∆x·μω/μφ = ω·μω/μφ·tgα;
где:
∆y и ∆x – приращение координат по осям ω1 и φ10; μω и μφ – масштабы этих осей; α- угол касательной к построенной кривой ω1=f(φ10) с положительным направлением оси φ при выбранном значении обобщенной координаты φ10.
Определение реакций в кинематических парах механизма.
Для определения реакций в кинематических парах механизма воспользуемся принципом Д’Аламбера, согласно которому, если ко всем звеньям приложить силы инерции, то движение этих звеньев можно описать уравнениями статики.
Принцип Д’Аламбера применяют к простейшим определимым кинематическим цепям (структурным группам), степень подвижности которых W=0.
Отсоединение указанных цепей ведут от рабочего органа, последовательно приближаясь к валу приводного электродвигателя. В данной работе необходимо рассчитать только несущий механизм.
Исследуем механизм в 4-ом положении
Планы скоростей и ускорений.
ω1 = 15,18 м/с
υА=ω1∙lОА = 15,18∙0,0457=0,69 м/с
Отобразим отрезком pa скорость υА. р—полюс плана скоростей. Тогда масштабный коэффициент μυ=0,01 м/с∙мм, что соответствует рекомендуемым.
Вектор 
перпендикулярен к кривошипу при данном расположении и направлен в сторону его вращения. Он представляет собой план скоростей кривошипа ОА.
Переходим к построению плана скоростей для группы АВС. Скорости точек А и С известны: υА изображена на плане скоростей , а υв =0. определим скорость точки В. По отношению к точке А уравнение в векторном виде можно записать как 
(1). По отношению к точке С 
(2).
Уравнения (1),(2) решаем графически.
Согласно(1) из точки а проводим прямую параллельную к ВА. Согласно(2) при υС =0 из точки р проводим перпендикуляр к ВС. Точка пересечения двух перпендикуляров является концом вектора 
. Этот вектор изображает абсолютную скорость точки В.
Из чертежа =68,83 мм. Тогда υс=0,688 м/с.
Переходим к определению скоростей группы CD. Точка D принадлежит звену 5`, а точка C принадлежит ползуну 4. Для точек D и C, принадлежащих разным звеньям, записывают векторное уравнение 
(3). Получаем следующую методику нахождения планов скорости 
: из полюса p проводим прямую, параллельную горизонтали. Из точки с проводим перпендикуляр к линии, соединяющей точки Си D. На пересечении этих двух прямых лежит точка d, вектор которой и есть план скорости точки D. В результате получаем:
υD = 0,845 м/с
Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Д’Аламбера, необходимо найти ускорения центров масс и угловые ускорения. Эту задачу решаем путем построения плана ускорений (см. лист 2).
В расчетном положении рассматриваемой кинематической цепи при установившемся движении станка из таблицы 6.1 находим:
,а с помощью графика 
определяем 
По теореме о вращательном движении кривошипа ОА, ускорение точки А: 
, где нормальная составляющая ускорения 
м/с2 на чертеже (лист 2) отложена в векторе 
в направлении от точки А кривошипа ОА к центру его вращения О, а тангенциальная составляющая 
м/с2 отложена в векторе 
в соответствии с направлением углового ускорения 
перпендикулярно вектору . (
)
Ускорение точки В определяется совместным решением векторных уравнений сложного движения точки В относительно точки А: 
и вращательного движения точки В: 
.
Для точки D45, принадлежащей кулисному камню 4 и ползуну – поршню по теореме о сложном движении получаем:
ускорение Кориолиса определяется как 
, 
- определяется из плана скоростей. Ускорение точки D3 ранее рассматриваемого звена BCD можем найти по теореме о подобии планов ускорений и положений: 
.,
Чтобы определить 
и 
, определим нормальные составляющие ускорений 
, 
и ускорение Кориолиса 
, где
. Выписать из таблицы 6.2,
получаем 
= 9,2 с-1 
=1,075с-1
После графического решения уравнений для и определения отрезка bc получаем длины отрезков из уравнения для d3c, измерив D3C непосредственно по чертежу.
При графическом решении вектор ускорения Кориолиса 
направлен как вектор скорости 
, повернутый на 90° в направлении ω3.
Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров масс и угловых ускорений звеньев:
Расчет сил инерции.
Имея ускорения, находим силы инерции:
где 
- момент инерции относительно оси вращения О связанных между собой кривошипа ОА и и зубчатого колеса Z5.
Определение реакций в кинематических парах.
Прикладываем силы инерции и моменты сил инерции к соответствующим звеньям противоположно ускорениям центров масс и угловым ускорениям этих звеньев. Кроме того, в центрах масс прикладываем силы тяжести звеньев:
К рабочему органу прикладываем силу полезного сопротивления, которая в соответствии с графиком нагрузок в данном положении составляет Fпс7065 Н. К кривошипу прикладываем “уравновешивающую силу” – действующую на колесо Z5 со стороны колеса Z4 по линии зацепления зубьев колес под углом 70° к линии их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах, разбиваем передаточный механизм на структурные группы. Отделяем от механизма два последних звена 4 и 5, а действие
отброшенных звеньев заменяем реакциями. На звено 5 со стороны стойки 0 действует реакция Р05, а на звено 4 – реакция со стороны кулисы. Для определения модуля неизвестных реакций строим многоугольник сил
Учитывая, что масштаб построения 
неизвестные реакции оказались равны Р05=3932,4 Н, Р34=7995,2 Н. |P45|=|P34|.
Далее определяем структурную группу состоящую из звеньев 3 и 2, дополнительно нагружаем силой Р43=-Р34, реакциями Р03 и Р12, затем составляем уравнение равновесия для каждого из звеньев в форме моментов относительно центра шарнира В. Из этих уравнений:
Далее строим план сил:
из плана находим
Р12= -9207 Н
Р03=2976,8 Н
Р23=9207 Н
Далее рассматриваем Кривошип ОА вместе с зубчатым колесом Z5 и соединяющих их с валом (n=1, p1=1, p2=1 по формуле Чебышева получаем W=0). Прикладываем к данной группе необходимые (известные и неизвестные) усилия, составляем уравнение моментов относительно центра О вращения вала кривошипа:
Из построенного плана находим Р01=5730,8 Н
Определение мгновенного К.П.Д., оценка интенсивности износа кинематических пар.
Мгновенный К.П.Д. рассмотренного механизма находим по формул
, где 
- мгновенная в данном положении мощность сил трения в кинематических парах
где n=7.
Предположим, что вращательные пары выполнены как цилиндр в цилиндре с радиусом сопрягаемой поверхности rц=0,01м, а материалы трущихся поверхностей выбраны таким образом, что коэффициент трения f = 0.15(сталь по стали при отсутствии смазки).
Такое же значение коэффициента предполагаем в поступательных кинематических парах.
Тогда мгновенные мощности во вращательных парах кинематических парах можно определить как: 
, а в поступательных: 
, где 
- номера звеньев образующих кинематическую пару;
- реакция между этими звеньями;
- относительная угловая скорость звеньев;
- относительная скорость звеньев;
С учетом всего этого:
Т.о. искомый К.П.Д.:
т.е после уточнения окончательно получим К.П.Д. поршневого компрессора 
=87,33%
Интенсивность износа кинематических пар оценивается по мощности сил трения. Наиболее подвержена износу вращательная пара О. Рекомендуется увеличить интенсивность смазки.
