Расчет поршневого компрессора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

поршневой компрессор двигатель механизм

Основная цель дисциплины ТММ состоит в том, чтобы дать студенту знания о структуре современных машин и их механизмов, о физических процессах, происходящих в машинах, о динамическом взаимодействии их отдельных частей, о свойствах машины как объекте управления.

В процессе выполнения курсового проекта студент получает практические навыки применения основных положений материала лекционных занятий к решению конкретных технических задач. Задание на курсовой проект предусматривает синтез и исследование основных видов механизмов, объединённых в систему машин. В проекте предусматривается разработка следующих механизмов: 1-Синтез кинематических схем механизмов (рычажных, зубчатых, кулачковых) по заданным кинематическим условиям; 2-Согласование во времени движений основного и вспомогательного механизмов; 3-Динамический синтез машины и определение закона движения звена приведения; 4-Ограничение периодических колебаний скорости при установленном режиме движения; 5-Силовой синтез механизма.

Дисциплина ТММ базируется на знаниях, полученных при изучении физики, высшей и прикладной математики, теоретической механики, инженерной графики и вычислительной техники. Знания, навыки и умения, полученные при изучении ТММ, служат базой для курсов: Основы конструирования деталей машин; Машины и оборудование газа и нефти провода.

Курсовой проект состоит из двух взаимосвязанных чертежей формата А-1 и пояснительной записки, объёмом 25-30 листов формата А-4 с необходимыми пояснениями, алгоритмами, расчётами и выводами.

Описание структуры поршневого компрессора

Одноцилиндровый поршневой компрессор простого действия предназначен для получения сжатого воздуха. Движение от электродвигателя 7 передается кривошипу 1 через планетарный редуктор 6 и зубчатую передачу z4-z5(рис. а). Преобразование вращательного движения кривошипа в возвратно-поступательное движение поршня осуществляется 6-звенным кулисным механизмом , состоящим из кривошипа 1, кулисного камня 2, вращающейся кулисы 3, шатуна 4 и ползуна (поршня) 5. Изменение давления в цилиндре при движении поршня характеризуется индикаторной диаграммой (рис. б). Всасывание воздуха в цилиндре 8 происходит через впускной клапан 9 во время хода поршня справа налево при давлении ниже атмосферного. Нагнетание сжатого воздуха осуществляется через выпускной клапан 10 при ходе поршня слева направо. Смазываются механизмы ком-ра плунжерным масляным насосом кулачкового типа. Кулачок 11, закрепленный на одном валу с зубчатым колесом z4, приводит в движения толкателя(плунжерный насос) 12. Для получения требуемой равномерности движения на кривошипном валу закреплен маховик 13. Циклограмма механизмов показана на рис. в.

Предварительная блок-схема

Схема.

Синтез механизмов поршневого компрессора

РАСЧЕТ ПРИВОДА

Привод служит источником механических движений звеньев механизма, причём эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной производительностью.

Расчет энергопотребления и приводного электродвигателя.

Диаграмма нагрузок :

Рис.

Определяем работу полезной силы:

Принимаем КПД для компрессора , а КПД электродвигателя

Определяем работу движущих сил:

=2964 Дж

Определяем наполнение цилиндра воздухом, поступающим из атмосферы:



коэффициент наполнения

Определяем цикловую производительность компрессора

Определяем число циклов компрессора для выпуска воздуха:

Определяем работу, производимую двигателем компрессора за этот период:

Определяем энергию, потребляемую двигателем из питающей сети:

Определяем время, необходимое для производства сжатого воздуха:

Определяем число циклов компрессора, необходимое для обеспечения требуемой производительности:

Определяем продолжительность цикла:

с/цикл

Определяем теоретическую мощность приводного электродвигателя:

Принимаем коэффициент запаса мощности и определяем требуемую мощность электродвигателя:

Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи

Из каталога электродвигателей серии 4А выписываем в таблицу параметры электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с . Для серии 4А:

Таблица 1

Марка эл. двиг.	Ном. Мощ. кВт Nном	Частота вращения вала мин-1	Отнош. к номинал. моменту	Масса двиг. кг. mд	Момент ротора кгм2
		Синхроннаяnс	Номинальная nном	Пусков. Mп	Критич. Mк
4А100L4У3	5,5	3000	2880	2,0	2,5	42	0.0237

Чтобы получить частоту вращения мин^-1, в каждом из случаев привод должен содержать понижающую передачу с передаточным отношением . Результаты расчётов внесены в таблицу 1. Данные передаточные отношения мы сможем получить, используя одновременно планетарный механизм и простую одноступенчатую открытую передачу.

Таблица 2

Марка эл. двигателя	Общее передаточное отношение uред	Передаточное отношение по ступеням
		uпл	uзп
4А100L4У3	9.83	7	1.4

Для дальнейших расчетов выбираем двигатель марки 4A100L4У3

Синтез зубчатых механизмов.

Схема зубчатой передачи представлена на рисунке 1. Основу передачи составляет планетарный механизм с передаточным отношением

Открытая зубчатая передача Z₄-Z₅ имеет передаточное отношение

Синтез планетарного механизма проводим на основе следующих условий:

Рис.

Планетарный механизм

1. Условие выполнения требуемого передаточного отношения: где передаточное отношение от 1-го колеса к водилу при закрепленном колесе 3 , а передаточное отношение обращенного механизма . В результате получаем .

2. Условие правильного зацепления, по которому Z_min?17: Принимая Z₁=18, получаем Z₃=6?Z₁=108 зубьев.

3. Условие соосности: Z₁+2?Z₂=Z₃ откуда Z₂=0.5?(Z₃ - Z₁)= 0.5?(108 - 18) = 45 зуба. По условию правильности зацепления Z₃ - Z₂=108 - 45 =63>6.

4. Условие соседства:

Число саттелитов может быть k=1,2,3 самый рациональный вариант k=3. Проверим возможность сборки полученного механизма , где П и Ц целые числа. Выражение удовлетворяется при любых целых П.

Окончательно принимаем Z₁=18, Z₂= 45, Z₃=108, k=3.

Открытая зубчатая передача

Для открытой зубчатой передачи, принимая Z₄=20, получаем Z₅=Z₄?U_4-5=20?1.4=28 зубьев.

Окончательно принимаем для открытой зубчатой передачи Z₄=20, Z₅=28 зубьев.

Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определим по максимальному моменту в зубчатом механизме, который имеет место на выходном его валу.

Момент на этом валу

,

где= (1425·3.14)/30=149.23¹/_c номинальная угловая скорость двигателя. Модуль зубьев находится по формуле мм берем ближайший больший модуль первого ряда m=2,5 мм. Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитаем по моменту на валу кривошипа . Учитывая повышенный износ открытой передачи, принимаем мм.

Определение размеров зубчатых колес

Определим делительные диаметры зубчатых колес:

мм

мм

мм

мм

мм

Определим диаметр водила принимаем .

Синтез несущего механизма

1.Определим угол перекрытия и:

Теперь определим -угол поворота главного вала ,соответствующий рабочему ходу рабочего органа :

Вычислим угол -соответствующий холостому ходу :

.

2.Находим размеры звеньев по следующим формулам :

Для того чтобы кулисный камень повернулся на данный угол надо увеличить на 20%,откуда :

,получим:

м=75 мм.

Sin

,преобразуя систему получим

,тогда получаем:

м=45.7 мм

м=16.7 мм

м=150 мм ,где угол

Рис.

4. Синтез кулачкового механизма. Перед проектированием машины необходимо хорошо продумать взаимодействие ее механизмов друг с другом и определить режимы их работы. Для этого составим циклограмму работы механизмов в машине.

Кулачковым называется механизм с высшей кинематической парой, входное звено которого (обычно) называется кулачком, а выходное - толкателем.

Кулачковые механизмы подразделяются по видам движения входных и выходных звеньев, способу замыкания высшей пары, виду элемента высшей пары выходного звена и др.

Задача синтеза кулачковых механизмов заключается в определении основных размеров и профиля кулачка по заданным кинематическим и динамическим параметрам

Угол дальнего стояния - угол поворота кулачка, в пределах которого толкатель в крайнем верхнем положении совершает выстои.

Угол возвращения - угол поворота кулачка, при котором толкатель движется из крайнего верхнего положения в крайнее нижнее положение.

Угол ближнего стояния - толкатель совершает выстой в крайнем нижнем положении.

Вычертив крайние положения несущего механизма (методом засечек, начиная от ползуна ), замеряем с помощью транспортира угол удаления ц_у = 111,5° и строим положения 0 и 4 несущего механизма, соответствующие окончаниям фаз дальнего стояния (принято ц_д.с. = 22,3°) и возвращения (принято ц_у = 111,15°; ц_в =89,2°).

Выбираем закон движения толкателя кулачкового механизма на фазах удаления и возащения. (Рисунок 5.1).



Рисунок 5.1 Закон движения толкателя кулачкового механизма.

Для нашей конструкции компрессора принимаем закон движения с мягкими ударами - с равномерно убывающим ускорением (на фазах удаления и возвращения).

Из таблицы выписываем формулы для определения функции положения толкателя кулачкового механизма и передаточных кинематических функций 1-го и 2-го порядков.

В нашем случае и ц_у , и ц_в разбиты на шесть равных частей, т.е.:

Т.е. указанные функции в пределах каждой из фаз будут определены в 7-ми равноотстоящих точках. Результаты расчётов заносим в таблицу 5.1.

Таблица

	Фаза удаления		Фаза возращения
	S				S
0	0	0	0.08714	0	0	0	0.1352
1/6	0.00407	0.02355	0.05809	1/6	0.00407	0.02934	0.09016
2/6	0.01426	0.03768	0.02905	2/6	0.01426	0.04695	0.04508
3/6	0.0275	0.04239	0	3/6	0.0275	0.05282	0
4/6	0.04074	0.03768	-0.02905	4/6	0.04074	0.04695	-0.04508
5/6	0.05093	0.02355	-0.05809	5/6	0.05093	0.02934	-0.09016
6/6	0.055	0	-0.08714	6/6	0.055	0	-0.1352

Профилирование кулачка

При графическом построении профиля кулачка применяют метод обращения движения: всем звеньям механизма условно сообщают угловую скорость, равную - ₁. При этом кулачок становится неподвижным, а остальные звенья вращаются с угловой скоростью, равной, но противоположной по направлению угловой скорости кулачка.

При построении профиля кулачка с внеосным поступательно движущимся толкателем, из центра O₁ проводят окружности радиусами и e в произвольном масштабе . Линия перемещения толкателя является касательной к окружности радиуса е. Перпендикулярно линии перемещения толкателя проводят луч из точки О₁. От полученного луча в направлении ₁ откладывают угол рабочего профиля кулачка _P. Дугу, соответствующую углу _P делят на части в соответствии с делением оси ₁ на графике S(₁). Через точки деления из точки О₁ проводят лучи. Затем из точки О₁ проводятся окружности радиусами О₁А₁, О₁А₂,... Точки пересечения лучей 1,2,3… и полученных окружностей есть положения толкателя. Для получения конструктивного (рабочего) профиля кулачка строят эквидистантный профиль, отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Он получается как огибающая к дугам, проведенным из произвольных точек центрового профиля радиусом ролика. Из прочностных или геометрических соображений выбирают радиус ролика, учитывая соотношения r₀ = (0,2-0,4) R₀; или r₀ < 0,8 _min, где _min - минимальный радиус кривизны центрового профиля кулачка.

Величины, заданные для построения профиля кулачка: _доп=30, h=0,055 м, e=0,025 м.

Величины найденные после построения профиля кулачка: R₀=95,6 мм, r₀=R₀0,2=19,12 мм (построения представлены: лист1).

Динамический синтез компрессора

Динамический синтез компрессора проводим с целью повышения его общего к.п.д. путём снижения теплового излучения обмоток приводного электродвигателя при неравномерном вращении ротора внутри цикла.

Задачу решают подбором и перераспределением масс звеньев, введением, при необходимости, дополнительной массы с постоянным моментом инерции в виде маховика. Предварительно анализируем инертные свойства имеющихся механизмов.

Расчёт масс и моментов инерции звеньев

Инертные свойства звеньев характеризуют показатели массы (при поступательном движении) и момента инерции (при вращательном).

В первом приближении можно принять, что по длине рычагов массы распределены равномерно, что интенсивность распределения q = 30 кг/м и что зубчатые колёса - сплошные диски.

Массы рычагов определяются как: m_i = ql_i

Моменты инерции звеньев относительно их центров масс находим как ,

а относительно оси вращения (для вращательных звеньев): .

Массы зубчатых колёс определяются через делительные диаметры и межосевые расстояния a_w по формуле:.

Моменты инерции колёс относительно оси вращения определим через их массу и делительный диаметр как для однородных дисков:.

Массу водила планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы:

,

где ширину водила принимаем равной :

; ш_a =0.25 ; b_H = 0.02 м

C учётом этого: кг

Момент инерции определяем как для сплошного диска:

I_H = 3,970,18²/8 = 0,016 кгм

Массу кулачка m_k и момент инерции I_к оцениваем по среднему его радиусу:

R_ср = (2R₀+H)/2 R_ср = 0,123 м ;

и ширине b_k , которую мы задаём как

b_k = 0,2D_{ср ;} b_k = 0,049 м

В этом случае:

а момент инерции

I_k = m_kD²_ср/8 , I_k = 18,195·0,246²/8 = 0,138 кгм

Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому моменту

m_pD² _p = 2,24·10^-2 кгм². Получаем:

I_p = m_pD² _p/8 , I_p = 2,24·10^-2/8 =2,8·10^-3 кгм².

Таблица. Динамические характеристики остальных движущихся звеньев из-за малых их масс, либо скоростей точек, считаем пренебрежимо малыми и далее не учитываем.

Наименование звена	Обозначение звена	Наименование параметра и его обозначение
		Длина рычага, диаметр колеса, м	Масса, кг	Момент инерции относительно центра масс, кгм2.	Момент инерции относительно оси вращения, кгм2.
Рычаг	ОА ВС СД	0,0457 0,075 0,15	1,37 (m1) 2,25 (m3) 4,5 (m4)	--------- --------- 0,008(S4)	0,00095(IO) 0,004(IB) ____
Зубчатые колёса	Z1 Z2 Z3 Z4 Z5	0,045 0,1125 0,27 0,1 0,14	0,062(mz1) 0,387(mz2) 2,23 (mz3) 0,306 mz4) 0,6 (mz5)	______ ______ ______ ______ ______	1,410-5 6,110-4 0,02 3,810-4 1,510-3
Ползун	Е	___	13,5 (m5)	___	___
Водило	H	0.18	3,97 (mH)	0,016	___
Кулачок	___	___	18,195(mk)	0,138	___
Ротор электродвигателя	___	___	___	2,8·10-3	___

Полученные результаты расчётов заносим в таблицу 6.1.

Расчёт приведённых моментов инерции

Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведённой массой, либо приведённым моментом инерции, в зависимости от того, линейным или угловым является перемещение звена приведения.

Приведённый момент инерции механизма может быть приведён к главному валу машины, для чего его величину умножают на квадрат передаточной функции от звена приведения к указанному валу.

Приведённый к главному валу машины момент инерции её маховых масс вычисляют как сумму произведений масс и моментов инерции её звеньев, а также приведённых масс; либо приведённых моментов инерции её механизмов, на квадраты передаточных функций в движении приводимых звеньев и звеньев приведения относительно вала машины, принятого за главный. Главным приведённым моментом компрессора будет момент, приведённый к валу кривошипа ОА.

Приведённый момент ротора приведённого электродвигателя:

I_p.пр = I_pU_пер² = = 0,27 кгм²

Приведённый момент зубчатой передачи:

I_{пер. пр.} = (I_пл + I_Z5)U_5-6+ I_Z6 ,

где I_пл - приведенный к валу водило момент инерции планетарного механизма, а величину I_пл вычисляем:

I_пл = I_н + I_Z1 U_пл² + k(m_Z2+ m_Z3 (V₀₁/щ_H)²+ I_Z2+ I_Z3 (щ₂/щ_H)²); где k - число сателлитов.

Передаточная функция :

V₀₁/щ_H = l_H = (d₁+d₂)/2 = (0,045+0,1125)/2 = 0,079 м

щ₂/щ_H = (Z₁+Z₂)/Z₂ = (d₁+d₂)/d₂

щ₂/щ_H = (0,045+0,1125)/0,1125= 1,4; а U_пл= 7

Остальные данные берем из таблицы 6.1. Получаем:

I_пл = 0,016+ 1,410^-249+3[(0,387+2,23)0,079²+(6,1·10^-4+0,02)1,4²]= 8,6922 кгм²

При этом:

I_{пер. пр} = (8,6922+3,8·10^-4) ·1,4+1,5·10^-3 = 17,04кгм²

Приведенный момент инерции несущего механизма:

I_нес.пр. = I₀₁+ I₀₃(щ₃/щ₁)²+( m₄(Vs₄/щ₃)²+ I_s4(щ₄/щ₃)²+m₅(V_D/щ₃)²)*( щ₃/щ₁)²

где передаточная функция в движении ползуна 5 относительно кривошипа BC может быть вычислена как:

,где углы , соответственно показаны на рис.6.1:

Рис. 6.1

Таблица. Полученные результаты расчетов заносим в таблицу 6.2 и 6.3: таблица 6.2

положение	ц1	lba,м	ц3	ц2	ю3/ю1	ю4/ю3	г	Vs4/ю3	VD /ю3
1	249	0,0425	270	180	1,00387	-0,5	0	0,1125	0
2	306	0,0572	320	130	0,77522	-0,3491	23	0,09904	0,03699
3	15	0,062	11	79	0,7353	0,1091	29	0,07289	0,08155
4	66	0,0546	50	40	0,80457	0,4051	19	0,0943	0,06799
5	111	0,0425	90	0	1,00387	0,5	0	0,1125	0
6	146	0,0331	130	320	1,32718	0,4051	-19	0,09431	-0,06799
7	161	0,0305	150	300	1,47083	0,27815	-26	0,07924	-0,08324
8	167	0,0296	160	290	1,53241	0,19368	-28	0,07438	-0,08412
9	193	0,0296	200	250	1,53241	-0,19368	-28	0,08634	-0,05684

Таблица 6.3

Положение кривошипа А0	Значение обобщенной Координаты	Работа сил	Приращение критической энергии	Момент инерции, приведенный к валу кривошипа,
1	0	0	0	0	0,27	17,04	0,064391
2	58	572	934	-3,62	0,27	17,04	0,041567
3	126	1242	2526	-12,84	0,27	17,04	0,064632
4	178	1756	3744	-19,88	0,27	17,04	0,07069
5	223	2200	3400	-12	0,27	17,04	0,064391
6	258	2546	3442	-8,96	0,27	17,04	0,19073
7	272	2684	3458	-7,74	0,27	17,04	0,274428
8	279	2754	3466	-7,12	0,27	17,04	0,293837
9	304	2998	3494	-4,96	0,27	17,04	0,192244
1	360	0	0	0	0,27	17,04	0,064391

ц⁰₁₀ - угол поворота кривошипа ОА от своего нулевого положения, соответствующего одному из крайних положений ползуна. В таблице определено:

?Т_i=А_дi-Ас_i

На листе 1 строим диаграмму энергомасс - зависимость ?Т_i от ?I_прi. С помощью этой диаграммы находим момент инерции постоянной составляющей маховых масс(I^*_пр), при которой частота вращения приводного электродвигателя за цикл установившегося движения изменяется соответственно допустимому коэффициенту д изменения средней скорости хода. Такое ограничение необходимо для предохранения приводного электродвигателя от перегрева, для повышения общего к.п.д. работы компрессора за счет снижения получаемого тепла обмотками электродвигателя. Принимаем:

д=0,01

Средняя угловая скорость вала кривошипа ОА:

щ_ср= р·n_кр/30 = р·145/30 = 15,18 с^-1

Углы наклона касательных к диаграмме энергомасс определяем по формулам:

tgш_max=м_I·(1+ д)·щ_ср²/(2· м_T);

tgш_min=м_I·(1-д)· щ_ср²/(2· м_T); где

м_I=0,0033 кгм²/мм;

м_T=10 Дж/мм - масштабы приведенного момента инерции и энергии, выбранные для диаграммы энергомасс.

После подстановки чисел получаем:

tgш_max=0,0033·(1+0,01)·15,18²/(2·10)=0,038401558;

tgш_min=0,0033·(1-0,01)·15,18²/(2·10)=0,037641132;

Откуда:

ш_max=2,2⁰ ш_min=2,16⁰

Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси ?I_прi, находим отрезки О₁К и О₁L(в мм), которые используем для определения координат начала О системы Т- I_пр - зависимости полной кинетической энергии движущихся звеньев механизма от их приведенного момента инерции (О₁К = -0,7мм; О₁L=-199,6мм).

Уравнения касательных:

y=x tgш_max+ О₁К;

y=x tgш_min+ О₁L;

Решаем совместно вычитанием второго уравнения из первого:

мм

После чего подстановка в первое уравнение дает:

y=-284491·0,0384-0,7=-10929,7мм

Постоянная составляющая момента инерции насоса:

I_пр^*=xм_I=284491·0.0033=932,82 кгм²

T₀=y м_T=10929,7*10=109297 Дж

Чтобы перейти от системы координат ?Т-?I к системе Т-I_пр, вычислим:

Т=Т₀+?Т_max= 109297+1988=111285 =111,285 кВт·сек=111,285/3600=0,031 кВт·ч

Что соответствует подводимой из сети энергии

Т^*=Т/з_дв=0,031/0,98=0,032 кВт·ч.

Максимальный маховый момент определим по следующей формуле

Задаваясь радиусом маховика r=0.5 м примем его массу

m_мах=921,51/0,5²=3686,04 кг.

Переносим маховик на более быстроходный вал

Пересчитываем массу маховика m_мах=9,5366/0,5²=38,15 кг

Определяем ориентировочную массу звеньев станка.

а с учетом массы электродвигателя, соединительных валов и деталей (принимаем м_соед=0,1·м), станины (принимаем м_стан=1,2·м), ориентировочная масса станка оказывается приблизительно равной

М=м+0,1·м+1,2·м=2,3·м=198,48 кг.

Исследование схемы поршневого компрессора

При разработке технического предложения параллельно синтезу схемы ведут анализ, в процессе которого уточняют значения принимаемых величин, исследуют параметры используемых механизмов, проводят оценку эксплуатационных характеристик машины и т.д.

Исследование установившегося движения насоса

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 ?I_прi= I_нес.прi+I_поп.прi берем из таблицы 6.3, Т₀=109,297 кДж - начальная кинетическая энергия и I_пр^* =938,82 кгм² - постоянная составляющая момента инерции маховых масс - определены выше.

Результаты вычислений заносим в таблицу 7.1

Таблица. 7.1

С помощью таблицы 7.1 проверяем достоверность определения параметров маховика:

щ_ср=(щ_max+щ_min)/2=(15,26+15,12)/2=15,19 c^-1

д=(щ_max-щ_min)/щ_ср=(15,26-15,12)/15,19=0,01;

что соответствует принятым значениям(д=0,01 ; щ_ср= 15,18 с^-1)

По данным таблицы 7.1 строим график обобщенной скорости станка в функции его обобщенной координаты (щ₁=f(ц₁₀)) в пределах одного цикла установившегося движения 0<=ц₁₀<=2р. С помощью этого графика можно определить угловое ускорение кривошипа ОА в любом его положении:

е = dщ/dt = dщ/dц· dц/dt = щ· dщ/dц = lim_?x>0щ·?y/?x·м_щ/м_ц = щ·м_щ/м_ц·tgб;

где:

?y и ?x - приращение координат по осям щ₁ и ц₁₀; м_щ и м_ц - масштабы этих осей; б- угол касательной к построенной кривой щ₁=f(ц₁₀) с положительным направлением оси ц при выбранном значении обобщенной координаты ц₁₀.

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.

щ₁ = 15,18 м/с

х_А=щ₁•l_ОА = 15,18•0,0457=0,69 м/с

Отобразим отрезком pa скорость х_А . р--полюс плана скоростей. Тогда масштабный коэффициент м_х=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: х_А изображена на плане скоростей , а х_в =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 х_С =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 х_с=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:

х_D = 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 щ₃ .

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 F_пс7065 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 r_ц=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.

Краткие выводы и результаты

Выполнено первое приближение проекта поршневого компрессора, получены ориентировочные технико-экономические показатели, которые подлежат защите. Эти показатели сводятся к следующим:

1. Производительность 3,3 м³/ч

2. Давление 0,4 МПа

3. Ход поршня 0,15 м

4. Ориентировочная масса станка 198,48 кг

Список использованной литературы

1.Курсовое проектирование по теории механизмов и машин/Под ред. Г.Н.Девойно, - Мн.: Вышэйшая школа, 1986.- 385 с.

2.Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.М.: Наука, 1975.-640 с.

3.Теория механизмов и машин/Под ред. К.В.Фролова, - М.: Высшая школа, 1987.-496 с.

4.Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «

5.Теория механизмов, машин и манипуляторов»/Cост. Коренский В.Ф. - Новополоцк: ПГУ,1995.

Размещено на Allbest.ru