Описание структуры поршневого компрессора, синтез его основных механизмов: несущего, кулачкового. Методика динамического синтеза исследуемого компрессора. Исследование схемы поршневого компрессора, определение ее главных функциональных элементов.
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 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. 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. Определим угол перекрытия и: Теперь определим-угол поворота главного вала, соответствующий рабочему ходу рабочего органа: Вычислим угол-соответствующий холостому ходу: .Точка D принадлежит звену 5`, а точка C принадлежит ползуну 4. На пересечении этих двух прямых лежит точка d, вектор которой и есть план скорости точки D. 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 . 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 , гдеВыполнено первое приближение проекта поршневого компрессора, получены ориентировочные технико-экономические показатели, которые подлежат защите. Эти показатели сводятся к следующим: 1.
План
Планы скоростей и ускорений
Введение
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, объединенных 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, объемом 25-30 листов формата А-4 с необходимыми пояснениями, алгоритмами, расчетами и выводами.
1. 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
2. Синтез механизмов поршневого компрессора
Расчет привода
Привод служит источником механических движений звеньев механизма, причем эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной производительностью.
Расчет энергопотребления и приводного электродвигателя.
Диаграмма нагрузок
Определяем работу полезной силы:
Принимаем КПД для компрессора , а КПД электродвигателя
Определяем работу движущих сил: =2964 Дж
Определяем наполнение цилиндра воздухом, поступающим из атмосферы:
Чтобы получить частоту вращения мин-1, в каждом из случаев привод должен содержать понижающую передачу с передаточным отношением . Результаты расчетов 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: 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 Zmin?17: Принимая Z1=18, получаем Z3=6?Z1=108 зубьев.
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?U4-5=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 .
3. 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
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.
Вычертив крайние положения несущего механизма (методом засечек, начиная от ползуна), замеряем с помощью транспортира угол удаления цу = 111,5° и строим положения 0 и 4 несущего механизма, соответствующие окончаниям фаз дальнего стояния (принято цд.с. = 22,3°) и возвращения (принято цу = 111,15°; цв =89,2°).
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 цу, и цв разбиты на шесть равных частей, т.е.:
Т.е. указанные функции в пределах каждой из фаз будут определены в 7-ми равноотстоящих точках.
При графическом построении профиля кулачка применяют метод обращения движения: всем звеньям механизма условно сообщают угловую скорость, равную - w1. 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 w1 откладывают угол рабочего профиля кулачка JP. Дугу, соответствующую углу JP делят на части в соответствии с делением оси j1 на графике S(j1). 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 rmin, где rmin - минимальный радиус кривизны центрового профиля кулачка.
Величины, заданные для построения профиля кулачка: gдоп=30°, h=0,055 м, e=0,025 м.
Величины найденные после построения профиля кулачка: R0=95,6 мм, r0=R0?0,2=19,12 мм (построения представлены: лист1).
5. Динамический синтез компрессора
Динамический синтез компрессора проводим с целью повышения его общего к.п.д. путем 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.
Расчет 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 колеса - сплошные диски.
Массы рычагов определяются как: mi = q?li
Моменты инерции звеньев относительно их центров масс находим как , а относительно оси вращения (для вращательных звеньев): .
Массы зубчатых колес определяются через делительные диаметры и межосевые расстояния aw по формуле: .
Моменты инерции колес 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: ; ша =0.25; BH = 0.02 м
C учетом этого: кг
Момент инерции определяем как для сплошного диска: IH = 3,97?0,182/8 = 0,016 кг?м
Массу кулачка mk и момент инерции Ік оцениваем по среднему его радиусу: Rcp = (2R0 H)/2 Rcp = 0,123 м;
и ширине bk, которую мы задаем как bk = 0,2?Dcp; bk = 0,049 м
В этом случае:
а момент инерции
Ik = mk?D2ср/8, Ik = 18,195·?0,2462/8 = 0,138 кг?м
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому моменту
MPD2 p = 2,24·10-2 кг?м2. Получаем: Ip = MPD2 p/8, Ip = 2,24·10-2/8 =2,8·10-3 кг?м2.
Динамические характеристики остальных движущихся звеньев изза 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, кг?м2. Момент инерции относительно оси вращения, кг?м2.
Полученные результаты расчетов заносим в таблицу 6.1.
Расчет приведенных моментов инерции
Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведенной массой, либо приведенным моментом инерции, в зависимости от того, линейным или угловым является перемещение звена приведения.
Приведенный момент инерции механизма может быть приведен к главному валу машины, для чего его величину умножают на квадрат передаточной функции от звена приведения к указанному валу.
Приведенный к главному валу машины момент инерции ее маховых масс вычисляют как сумму произведений масс и моментов инерции ее звеньев, а также приведенных масс; либо приведенных моментов инерции ее механизмов, на квадраты передаточных функций в движении приводимых звеньев и звеньев приведения относительно вала машины, принятого за главный.
Главным приведенным моментом компрессора будет момент, приведенный к валу кривошипа ОА.
Положение кривошипа А0 Значение обобщенной координаты Работа СИЛПРИРАЩЕНИЕ 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: ?Ті=Аді-Асі
На листе 1 строим диаграмму энергомасс - зависимость ?Ті от ?Іпрі. 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: щср= р·nkp/30 = р·145/30 = 15,18 с-1
Углы наклона касательных к диаграмме энергомасс определяем по формулам: tgшmax=MI·(1 д)·щср2/(2· МТ);
tgшmin=MI·(1-д)· щср2/(2· МТ); где
МІ=0,0033 кг?м2/мм;
МТ=10 Дж/мм - масштабы приведенного момента инерции и энергии, выбранные для диаграммы энергомасс.
После подстановки чисел получаем: tgшmax=0,0033·(1 0,01)·15,182/(2·10)=0,038401558;
tgшmin=0,0033·(1-0,01)·15,182/(2·10)=0,037641132;
Откуда: шмах=2,20 шmin=2,160
Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси ?Іпрі, находим отрезки О1К и О1L (в мм), которые используем для определения координат начала О системы Т - Іпр - зависимости полной кинетической энергии движущихся звеньев механизма от их приведенного момента инерции (О1К = -0,7 мм; О1L=-199,6 мм).
Уравнения касательных: y=x tgшmax О1К;
y=x tgшmin О1L;
Решаем совместно вычитанием второго уравнения из первого: мм
После чего подстановка в первое уравнение дает: y=-284491·0,0384-0,7=-10929,7 мм
Постоянная составляющая момента инерции насоса: Іпр*=x?MI=284491·0.0033=932,82 кг?м2
T0=y? MT=10929,7*10=109297 Дж
Чтобы перейти от системы координат ?Т-?I к системе Т-Іпр, вычислим: Т=Т0 ?Тмах= 109297 1988=111285 =111,285 КВТ·сек=111,285/3600=0,031 КВТ·ч
Что соответствует подводимой из сети энергии
Т*=Т/здв=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 ммах=921,51/0,52=3686,04 кг.
Переносим маховик на более быстроходный вал
Пересчитываем массу маховика ммах=9,5366/0,52=38,15 кг
Определяем ориентировочную массу звеньев станка.
а с учетом массы электродвигателя, соединительных валов и деталей (принимаем мсоед=0,1·м), станины (принимаем мстан=1,2·м), ориентировочная масса станка оказывается приблизительно равной
М=м 0,1·м 1,2·м=2,3·м=198,48 кг.
6. Исследование схемы поршневого компрессора поршневой кулачковый компрессор синтез
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 ?Іпрі= Інес.прі Іпоп.прі берем из таблицы 6.3, Т0=109,297 КДЖ - начальная кинетическая энергия и Іпр* =938,82 кг?м2 - постоянная составляющая момента инерции маховых масс - определены выше.
С помощью таблицы 7.1 проверяем достоверность определения параметров маховика: щср=(щмах щmin)/2=(15,26 15,12)/2=15,19 c-1 д=(щмах-щmin)/щср=(15,26-15,12)/15,19=0,01;
что соответствует принятым значениям (д=0,01; щср= 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:
где: ?y и ?x - приращение координат по осям щ1 и ц10; мщ и мц - 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
Вывод
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 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 «
Теория механизмов, машин и манипуляторов»/Сост. Коренский В.Ф. - Новополоцк: ПГУ, 1995.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
