Курсовая работа: Механизмы компрессора
Название: Механизмы компрессора Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
КУРСОВОЙ ПРОЕКТна тему: «Механизмы компрессора» 1. Структурный анализ механизмов 1.1 Структурный анализ рычажного механизмаРисунок 1.1. Подвижные звенья механизма 1-кривошип 2-шатун 3-ползун 4-шатун 5-ползун Кинематические пары. О (0-1),вр.,5 кл. А (1-4),вр.,5 кл. А'(1-2),вр.,5 кл. В (2-3),вр.,5 кл. В'(3-0),пост.,5 кл. С (4-5),вр.,5 кл. С'(5-0),пост.,5 кл. Найдём число степеней свободы. Запишем формулу Чебышева. W=3∙n-2∙P5 -P4 (1.1) Где, W-число степеней свободы, n-число подвижных звеньев, P4 - число пар 4-го класса, P5 - число пар 5-го класса. W=3∙5-2∙7=1 Число степеней свободы рычажного механизма равно 1. Разобьём механизм на группы Асура и рассмотрим каждую группу в отдельности.
A'(1-2)-внешняя B'(3-0)-внешняя B (2-3)-внутренняя W=3∙2-2∙3=0 II кл. 2 вид Рисунок 1.2
А (1-4)-внешняя С' (5-0)-внешняя C (4-5)-внутренняя W=3∙2-2∙3=0 II кл. 2 вид O (0-1) W=3-2=1 Рисунок 1.4 Составим структурную формулу: Механизм является механизмом 2кл.,2в.. 1.2 Структурный анализ зубчатого механизмаРисунок 1.5. Подвижные звенья механизма 1 – центральное колесо 2 – сателлит 3 – зубчатое колесо H – водило 4 – зубчатое колесо 5 – зубчатое колесо Кинематические пары. (1-0),вр.,5 кл. (5-0),вр.,5 кл. (2-H),вр.,5 кл. (4-0),вр.,5 кл. (1-2),вр.,4 кл. (2-3),вр.,4 кл. (4-5),вр.,4 кл. Найдём число степеней свободы. Исходя из формулы Чебышева имеем, W=3∙4-2∙4-3=1 Число степеней свободы зубчатого механизма равно 1, следовательно, данный механизм является планетарным. 1.3 Структурный анализ кулачкового механизмаРисунок 1.6. Подвижные звенья механизма 1-кулачок 2-ролик 3-коромысло Кинематические пары. О (1-0),вр.,5 кл. А (3-0),вр.,5 кл. В (2-3),вр.,5 кл. С (1-2),пост.,4 кл. Найдём число степеней свободы. W=3∙n-2∙P5 -P4 W=3∙3-2∙3-1=2 Число степеней свободы равно 2. Так как W≠1, то присутствует лишнее звено - ролик. 2. Динамический анализ рычажного механизма 2.1 Определение скоростейДля заданной схемы механизма строим 12 положений. Определяем масштабный коэффициент построения механизма:
где,
Запишем длинны звеньев механизма на чертеже Приступаем к построению повёрнутых планов скоростей для каждого положения. Рассмотрим пример построения для положения №5: У кривошипа определяем скорость точки А
где,
Для построения вектора скорости точки А определяем масштабный коэффициент
где,
Для определения скорости точки B запишем систему уравнений:
Для определения скорости центра масс 2-го звена S2 воспользуемся соотношением:
где,
Соединив, точку Для определения скорости точки C запишем систему уравнениё:
Для определения скорости центра масс 4-го звена S4 воспользуемся соотношением:
где,
Соединив, точку Определим значения угловых скоростей звеньев. Направление Скорости точек остальных положений определяются аналогичным образом. Все значения сводим в таблицу(2.1). Таблица 2.1 – Значения линейных и угловых скоростей
2.2 Определение приведённого момента инерции звеньевПриведённый момент инерции определяется по формуле:
где,
Запишем формулу для нашего механизма:
Для 5-го положения приведём расчёт, а для остальных положений сведём значение
Записав формулу (2.11) для положения №5 и подставив известные величины, получим: Таблица 2.2 – Приведённые моменты инерции
Для построения графика приведённого момента инерции необходимо Рассчитать масштабные коэффициенты.
где,
где,
2.3 Определение приведённого момента сопротивленияОпределим максимальную силу
где,
Определим расстояние от оси На планах скоростей прикладываем все силы, действующие на механизм, и указываем их плечи. Составляем сумму моментов относительно полюса и решаем уравнение. Для 1-го положения:
где,
Находим момент привидения:
где,
Для 2-го положения:
Для 3-го положения:
Для 4-го положения:
Для 5-го положения:
Для 6-го положения:
Для 7-го положения:
Для 8-го положения:
Для 9-го положения:
Для 10-го положения:
Для 11-го положения:
Для 12-го положения:
Все значения сводим в таблицу. Таблица 2.4 – Приведённые моменты сопротивления
Определяем масштабный коэффициент построения графика моментов сопротивления:
где,
По данным расчёта строится график Путём графического интегрирования графика приведённого момента строится график работ сил сопротивления График работ движущих сил Масштабный коэффициент графика работ:
где, Н – полюсное расстояние для графического интегрирования, мм Н=60мм Момент движущий Путём вычитания ординат графика
По методу Ф. Витенбауэра на основании ранее построенных графиков Определяем углы
где, Из чертежа определим Определяем момент инерции маховика
Маховик устанавливается на валу звена приведения. Определим основные параметры маховика.
где,
где,
3. Силовой анализ рычажного механизма 3.1 Построение плана скоростей для расчётного положенияРасчётным положением является положение №11. Построение плана скоростей описано в разделе №2. Масштабный коэффициент плана скоростей 3.2 Определение ускоренийОпределяем угловое ускорение звена 1.
где,
где,
Знак минуса говорит о том, что кривошип ОА замедляется. Направляем Строим план ускорений для расчётного положения. Скорость точки А определяем по формуле
где,
Ускорение
где,
Ускорение
Из произвольно выбранного полюса
Определим длину вектора Ускорение точки А определим из следующеё формулы: Определим ускорение точки B из следующей системы уравнений:
Для определения нормальных ускорений точки В относительно точек А и С Воспользуемся следующими формулами: Определим длину векторов Ускорение направляющей Кореолисово ускорение точки В относительно направляющей Ускорение точки В найдём, решив системе (3.7) векторным способом: Из вершины вектора ускорения точки А ( проводим прямую перпендикулярную звену АВ (линия действия Из плана ускорений определяем вектор ускорения точки В и вектор тангенциального ускорения Ускорение сочки С определяем аналогично ускорению точки B. Определим длину векторов Из полученных тангенциальных ускорений найдём угловые ускорения 2-го и 3-го звеньев: Определим ускорения центров масс звеньев: Ускорение центра масс 2-го звена
Из плана ускорений
Ускорение центра масс 4-го звена
Из плана ускорений
Ускорения центров масс 3-го и 5-го звеньев равны ускорениям точек в и D’ соответственно: Значения всех ускорений сведём в таблицу: Таблица 3.1 – Ускорения звеньев
3.3 Определение сил и моментов инерции звеньевСилы инерции определяем по формуле:
где.
Определяем моменты инерции звеньев:
где,
Рассчитаем силу тяжести каждого звена: 3.4 Определение реакций в кинематических парах и уравновешивающей силы методом плановРассмотрим группу Асура 2-3: Найдём тангенциальную реакцию из следующего уравнения:
Из уравнения (3.12) получим С помощью плана сил определим неизвестные реакции Найдём масштабный коэффициент Из плана сил определяем значения неизвестных сил: Реакцию
Таблица 3.3 – Силы и вектора сил 2-го и 3-го звеньев
Рассмотрим группу Асура 4-5: Найдём тангенциальную реакцию из следующего уравнения:
Из уравнения (3.13) получим С помощью плана сил определим неизвестные реакции Найдём масштабный коэффициент Из плана сил определяем значения неизвестных сил: Реакцию
Таблица 3.3 – Силы и вектора сил 2-го и 3-го звеньев.
Рассмотрим начальный механизм. Определим уравновешивающую силу Уравновешивающий момент равен Реакцию Из плана сил находим 3.5 Определение уравновешивающей силы методом ЖуковскогоДля этого к повёрнутому на
где,
Записываем уравнение моментов сил относительно полюса
Уравновешивающий момент равен 3.6 Расчёт погрешности 2-х методов
где,
4. Проектирование кинематической схемы планетарного редуктора и расчёт эвольвентного зацепления4.1 подбор числа зубьев и числа сателлитов планетарного редуктораРисунок 4.1 Определим неизвестное число зубьев 3-го колеса из условия соосности:
где,
Определим передаточное отношение
где,
где,
где,
где,
Проверяем условие соседства:
где, Из формулы (4.4) выразим K Примем
Проверяем условие сборки
где,
4.2 Исследование планетарного механизма графическим и аналитическим способомРассчитаем радиусы колёс
где,
Изображаем механизм в выбранном масштабе
Определим радиусы колёс на схеме Строим план линейных скоростей. Для построения прямой распределения скоростей точек звена необходимо знать скорости двух точек. Для 1-го звена это точки А и О. Скорость точки О равна нулю, так как ось неподвижна. Скорость точки А определим по формуле
где, Угловую скорость 1-го звена определим по формуле
где, Определим угловую скорость вращения водила и второго зубчатого колеса Вектор скорости точки А Определим масштабный коэффициент
где, Прямая Оа является линией распределения скоростей точек 1-го звена. Скорость точки В равна нулю, так как колесо 3 неподвижно. Прямая Оb является линией распределения скоростей тачек водила. Строим план угловых скоростей. Из произвольно выбранной точки Р строим пучок лучей, параллельных прямым Оа, Оb и Eb. При пересечении этих прямых с горизонтальной осью расположенной от точки Р на произвольном расстоянии РS, получим отрезки S1, S5 и SH, которые являются аналогами угловых скоростей. Найдём передаточное отношение
Рассчитаем погрешность двух методов
где,
4.3 Расчёт параметров зубчатых колёсРассчитываем смещение колёс Так как Так как Коэффициент суммы смещений
где,
Определим угол зацепления по формуле
где, Межосевое расстояние определим по формуле
где, Определим делительные диаметры
Делительное межосевое расстояние
Коэффициент воспринимаемости смещения
где,
Коэффициент уравнительного смещения
Определим радиусы начальных окружностей
Радиусы вершин зубьев
где, Радиусы впадин зубьев
где, Высота зуба
Толщины зубьев по делительной окружности
Радиусы основных окружностей
Углы профиля в точке на окружности вершин
Толщины зубьев по окружности вершин
Проверим зубья на заострение
Угловой шаг зубьев
4.4 Определение коэффициента относительного скольженияДля 1-го колеса:
где,
Для 2-го колеса:
Определим масштабный коэффициент относительного скольжения Результаты сводим в таблицу Таблица 4.1 – Коэффициенты скольжения
4.5 Определение коэффициента перекрытия зубчатой передачи графическим и аналитическим способомКоэффициент перекрытия зубчатой передачи определяем (графически) по формуле
где,
Для определения коэффициента перекрытия зубчатой передачи аналитически воспользуемся формулой
где,
5. Синтез кулачкового механизма5.1 Вычисление масштабных коэффициентов диаграмм движения толкателяПосле построения и графического интегрирования заданного графика аналога ускорения толкателя мы получили диаграмму аналога скорости толкателя, которую также графически интегрируем, в результате также получаем диаграмму аналога пути толкателя. Исходя из диаграммы пути, определяем масштабные коэффициенты на фазе удаления и фазе возврата. Воспользуемся для этого формулой
где,
Для фазы удаления Для фазы возврата Определим масштабный коэффициент по углу
где,
Определим масштабные коэффициенты для диаграммы скорости
где,
Для фазы удаления Для фазы возврата Определим масштабные коэффициенты для аналога ускорения
где,
Для фазы удаления Для фазы возврата 5.2 Определение минимального радиуса кулачкаДля его нахождения исходными данными являются график пути и график скоростей На основании этих данных строится зависимость По оси Найдём поправочные коэффициенты
где,
Через полученные точки на линии параллельной Отрезок скорости приводится к тому же масштабу, что и графики пути. Определим поправочные коэффициенты
где, После построения получили некоторую кривую, к ней под углом Из области выбора центра
5.3 Определение углов давленияНайдём зависимость угла давления
где,
Произведём расчёт при Остальные значения угла давления определяем аналогично, и результаты сносим в таблицу Таблица 5.1 – Углы давления
При построении используем следующие масштабные коэффициенты 5.4 Построение центрового и действительного профиля кулачкаОпределим полярные координаты для построения центрового профиля кулачка.
где,
Рассчитываем
Таблица 5.2 – Значения полярных координат
Определим масштабный коэффициент для построения кулачка По полученным значениям От радиуса Действительный профиль кулачка найдём, как кривую, отстоящую от центрового профиля на расстоянии, равном радиусу ролика. Определим радиус ролика
где,
где, Радиус кривизны профиля кулачка приближённо определяется как радиус вписанной окружности участка кулачка, где его кривизна кажется наибольшей. На этом участке произвольно выбираются точки Принимаем На центровом профиле кулачка выбираем ряд точек, через которые проводим окружность с радиусом ролика. Огибающая эти окружности является действительным профилем кулачка. 1.Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин; Учеб. для втузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Наука. 1988; 2.Девойно Г.Н. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. 1986. |