Проектирование кулачкового и рычажного механизмов компрессора - Дипломная работа

Компрессор приводится в движение от электродвигателя I, сила тяги которого принимается постоянной, через планетарный редуктор II, и привод, состоящий с 2,4 и 25 зубчатых колес, передается на кривошипный вал кулисного механизма. При движении поршня 3 вниз воздух засасывается из атмосферы через всасывающий клапан, при движении поршня 3 вверх, всасывающий клапан закрывается и воздух, сжатый до определенного давления, через другой клапан поступает в резервуар.При динамическом синтезе рычажных механизмов стоят две задачи: метрический синтез недостающих размеров звеньев и вторая задача проектирование маховика, который необходимо установить на входном звене рычажного механизма с целью уменьшения колебаний угловой скорости входного звена. Колебания угловой скорости вызывают динамическое давление в кинематических парах, могут вызвать упругие колебания звеньев, ухудшают условия протекания технологического процесса. Неравномерность хода машины и неравномерность движения главного вала оценивается коэффициентом неравномерности хода машины. Колебания угловой скорости обуславливается двумя причинами: а) несовпадение законов изменения приведенных движущих сил и сил сопротивления. б) изменяемость приведенного момента. Подобранный маховик (колес) должен аккумулировать приращение кинетической энергии, когда работа движущих сил больше сил сопротивления (Адв>Ас) и отдавать кинетическую энергию при (Адв<Ас).Рисунок 1 - Механизмы 2-х ступенчатого 2-х цилиндрового воздушного компрессора а - схема рычажного механизма двигателя; б - индикаторная диаграмма двигателя; в-схема кулачкового механизма; г-схема привода механизма; д-закон изменения аналога ускорения толкателя кулачкового механизма. 3 Частота вращения коленчатого вала 1 n1,об/мин 655 4 Массы звеньев рычажного механизма, кг: M2=m4 19 6 Максимальное давление в цилиндре 1 ступени Р1макс, МПА 0.26 7 Максимальное давление в цилиндре 2 ступени Р2макс, МПА 0.87Рычажный механизм компрессора состоит из пяти подвижных звеньев. По формуле Чебышева определяем степень подвижности механизма: W=3•K-2•P1 - P2 где К = 5 - число подвижных звеньев у механизма;Выбираем масштабный коэффициент построений планов механизма: В соответствии с заданием определяем нулевое положение кривошипа (начало такта всасывания цилиндра В).Изображаем эти скорости отрезками ра = рс =51 мм. Для определения скорости точки В - внутренней точки диады II (2,3), составляем систему двух векторных уравнений, выражая скорость внутренней точки диады через известные скорости внешних точек А и В0 (VB0=0 м/с): где VBA - относительная скорость точки В во вращательном движении относительно точки А; Для определения скорости точки D - внутренней точки диады II (4,5), составляем систему двух векторных уравнений, выражая скорость внутренней точки диады через известные скорости внешних точек С и D0 (VD0 = 0 м/с): где VDC - относительная скорость точки D во вращательном движении относительно точки С; Скорости центров тяжести шатунов определим по свойству подобия: Для первого положения механизма имеем: as2= Угловые скорости звеньев определим по формулам: Для первого положения механизма имеем: Значения абсолютных и относительных скоростей точек механизма в остальных положениях запишем в таблицу 1.Приведенным моментом инерции называется момент инерции вращающегося вместе со звеном тела, кинетическая энергия которого в каждом рассматриваемом положении механизма равна сумме кинетических энергий всех его звеньев и обозначается . Кинетическую энергию механизма определим по формуле: Для первого положения механизма имеем: Результаты расчетов для остальных положений механизма заносим в таблицу 5Интегрируем график методом хорд, строим график работы сил сопротивления и график работы движущих сил . Для интегрирования графика методом хорд выбираем полюсное расстояние и масштабный коэффициент работы: Где L - отрезок на оси абсцис , соответствующий одному рабочемуПо заданному коэффициенту неравномерности вращения кривошипа ? и средней скорости ?С Р= ?1 определяем углы наклона касательной к кривой Виттенбанэра ?max и ?min по формулам: Избыточная работа механизма: где [ab] - отрезок на графике , отсекаемый касательными к графику на оси ординат, мм.Силовой анализ механизмов основывается на решении первой задачи динамики - по заданному движению определить действующие силы. Поэтому законы движения начальных звеньев при силовом анализе считаются заданными. Внешние силы, приложенные к звеньям механизма, обычно тоже считаются заданными и, следовательно. подлежат определению только реакции в кинематических парах. Тогда в силовой анализ входит определение таки значений этих сил, при которых выполняются принятые законы движения начальных звеньев.К этому положению вычерчиваем план скоростей (не повернутый) и это положение соответствует 7 положению механизма. Определяем масштабный коэффициент плана ускорений: Вектора нормальных ускорений направлены параллельно кривошипу к центру его вращения.

Содержание

Введение

1. Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности хода машины

1.1 Задачи синтеза рычажных механизмов

1.2 Исходные данные для проектирования

1.3 Структурный анализ рычажного механизма

1.4 Построение 12 планов положения механизма

1.5 Построение 12 повернутых планов скоростей

1.6 Описание динамической модели машинного агрега

1.7 Определение приведенных сил и моментов сопротивления

1.8 Определение приведенного момента инерции

1.9 Построение графиков

1.10 Определение избыточной работы механизма и момента инерции маховика

1.11 Проверка полученных результатов при помощи программы

2. Динамический анализ рычажного механизма

2.1 Задачи второго листа

2.2 Построения плана ускорения рычажного механизма

2.3 Определение инерционной нагрузки звеньев

2.4 Силовой анализ методом планов сил

2.4.1 Расчет диады II(4,5) 2.4.2. Рассчет диады II(2,3)

2.4.2 Силовой анализ кривошипа. Определение уравновешивающей силы и уравновешивающего момента

2.5 Силовой анализ методом Жуковского

2.6 Потери мощности на трение в кинематических парах

3. Синтез и анализ зубчатой передачи и планетарного редуктора

3.1 Цели и задачи третьего листа

3.2 Классификация зубчатых механизмов с неподвижными осями, основные теоремы зацепления

3.3 Геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи

3.4 Построение картины эвольвентного зацепления

3.5 Построение зубчатого зацепления, определение активных профилей зубьев, определение активной линии зацепления и коэффициент торцового перекрытия аналитическим и графическим способами

3.6 Метод нарезания эвольвентных профилей зубъев

3.7 Определение общего передаточного отношения заданного привода, а также планетарной ступени и зубчатого ряда механизма

3.8 Построение плана линейных скоростей

3.9 Построение плана частот вращения зубчатых колес

4. Синтез и анализ кулачкового механизма

4.1 Задачи и синтез кулачкового механизма

4.2 Построение 4 кинематических графиков по заданному закону движения толкателя

4.3 Определение масштабных коэффициентов графиков

4.4 Определение минимального радиуса кулачка

4.5 Построение профиля кулачка

Литература