62в изменена частота в 1.3 (РПЗ62в)

Посмотреть архив целиком




Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции

и ордена Трудового Красного Знамени

государственный технический университет им. Н.Э.Баумана





Факультет "Робототехники и комплексной автоматизации"


Кафедра "Теории механизмов и машин"








РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА


к курсовому проекту на тему:



"Проектирование и исследование механизмов двухступенчатого двухцилиндрового поршневого компрессора"









Студент_____________ Яшин Г.А. Группа Э8 -52


Руководитель проекта__________ Самойлова М.В.















Москва - 2009г


Реферат.


Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту ’’Проектирование и исследование механизмов двухступенчатого двухцилиндрового поршневого компрессора’’ содержит 37 страниц машинописного текста 6 рисунков, 8 таблиц.

В курсовом проекте выполнено проектирование и исследование механизмов двухступенчатого двухцилиндрового поршневого компрессора.

Проведено:

  • Проектирование механизма и определения закона движения;

  • Силовой расчет механизма;

  • Проектирование зубчатой передачи и однорядного планетарного редуктора.

  • Проектирование кулачкового механизма с поступательно движущимся толкателем.




































Содержание.


Реферат. 3

Содержание. 4

Техническое задание № 62 В. 6

Исходные данные 9

Значения давления в цилиндре компрессора в долях давления в зависимости от положения поршня 11

1.Проектиравание основного механизма и определение закона его движения. 12

1.2 Силы, действующие на звенья механизма. 12

1.3 Построение индикаторной диаграммы и графика силы. 12

1.4 Выбор динамической модели для расчета. 13

1.5 Определение кинематических параметров механизма. 13

1.6 Определение приведенного момента инерции. 14

1.7 Определение приведенного момента от сил, действующих на поршень. 15

1.8 Построение графика суммарной работы 16

1.9 Переход от графика приведенного момента инерции к графику кинетической энергии второй группы звеньев. 17

1.10 Построение приближенного графика кинетической энергии звеньев первой группы. 18

1.11 Определение необходимого момента инерции маховых масс. 19

1.12 Построение графика угловой скорости. 19

1.13 Определение момента инерции дополнительной маховой массы (маховика). 20

1.14 Габаритные размеры и масса маховика 20

2. Силовой расчет механизма. 21

2.1 Определение угловой скорости и углового ускорения начального звена. 21

2.2 Построение плана скоростей. 22

2.3 Построение плана ускорений. 22

2.4 Определение главных векторов сил инерции и главных моментов сил инерции. 23

2.5 Силовой расчет. 24

3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма. 27

3.1. Исходные данные для проектирования 27

3. 2. Геометрический расчет зацепления 27

3.3 Расчет зубчатой передачи на ЭВМ. 29

3.4. Выбор коэффициентов смещения. 30

3.5 Построение профиля зуба колеса, изготовляемого реечным инструментом. 31

3.6 Построение проектируемой зубчатой передачи. 31

3.7 Проектирование однорядного планетарного редуктора. 31

4. Проектирование кулачкового механизма. 34

4.1 Построение кинематических диаграмм методом графического интегрирования. 34

4.2 Определение основных размеров кулачкового механизма. 35

4.3 Построение профиля кулачка. 35

4.4 Построение графика изменения угла давления. 36

Заключение. 37

Список использованной литературы. 38


Техническое задание № 62 В.

Рис1.

а)

б)









в)



а) Рис.2


б)

Двухступенчатый двухцилиндровый компрессор (рис. 1а) предназначен для обеспечения пневматических инструментов и оборудования сжатым воздухом с избыточным давлением.

Основной механизм компрессора – кривошипно-ползунный (рис. 1б). Механизм (рис. 1а) состоит из коленчатого вала 1, кривошипы которого размещены под углом 180°, двух шатунов 2, 3 и двух поршней 4, 5 .

Компрессор приводится в действие электродвигателем 14 с числом оборотов 3000 об/мин через муфту 13, пару цилиндрических зубчатых колес 11, 12 и однорядный планетарный редуктор, состоящий из зубчатых колес 8, 9, 10 и водила 7. Маховик 6 закреплен на коленчатом валу.

В цилиндр I ступени (низкого давления) поступает из атмосферы воздух и после сжатия до Pmax кгс/см 2 нагнетается в цилиндр II ступени (высокого давления).

В цилиндре II ступени воздух сжимается от PII min = PI max до PII max и подается в соответствующую емкость или потребителю.

Изменение давлений в цилиндрах по ходу поршня характеризуется индикаторными диаграммами (рис. 2 а), а исходные данные для их построения приведены в таблице 2.

При построении индикаторной диаграммы для II ступени учитывается, что

,где

На цилиндрах установлены самодействующие всасывающие и нагнетательные клапаны пластинчатого типа.

Дана схема кулачкового механизма (рис. 1в) и закон изменения ускорения толкателя (рис. 2б).





















Таблица 1

Исходные данные


Параметр

Обозначение

Размерность

Значение






1

Средняя скорость поршня II ступени

Vср

м/с

3,0

2

Число оборотов коленчатого вала

n1

об/мин

520

3

Отношение длины шатуна к длине кривошипа

lAB / lOA

-

4

4

Отношение расстояния от точки А до центра тяжести шатуна к длине шатуна


lAS2/lAB

-


0,25

5

Диаметры цилиндров:

I ступени

II ступени


d3

d5

м


0,53

0,32

6

Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала





-


1/30

7

Максимальное давление в цилиндре

I ступени

II ступени


PI max

PII max


кгс/см2



2,75

8,5


8

Веса звеньев:

шатунов,

поршней,

штока цилиндра II ступени


G2,3

G4,5

G6


кгс


27

159

63

9

Момент инерции шатунов относительно осей, проходящих через центр тяжести


I2s,3s

кгсмсек2



0,06

10

Момент инерции коленчатого вала

Iк.в.

кгсмсек2


0,08

11

Момент инерции вращающихся деталей, приведенных к коленчатому валу.


I1пр*


кгсмсек2



1.0


12


Маховой момент ротора электродвигателя

GD2


кгсм 2



9,0

13

Угловая координата коленчатого вала для силового расчета


0

град


90

14

Числа зубьев колес

Z11 ;Z12

-

19;13

15

Число сателлитов в редукторе

k

-

3

16

Модуль зубчатой передачи

m

-

5

17

Число оборотов кулачка

nк

об/мин

110

18

Величина подъема толкателя кулачкового механизма


h


м


0,0075

19

Рабочий угол профиля кулачка

р


град

115

20

Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме


[υ]

град


30

21

Внеосность толкателя кулачкового механизма

e

м

0,005

22

Соотношение между величинами ускорений толкателя


a1/ a2



-


2,5






























Таблица 2

Значения давления в цилиндре компрессора в долях

давления в зависимости от положения поршня


I ступень


SB/H


0,0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1,0



P/Pmax


всасывание


1


0,3


0,0


0,0


0,0


0,0


0,0


0,0


0,0


0,0


0,0

сжатие


1


1


1


0,55


0,38


0,27


0,18


0,12


0,08


0,04


0


II ступень


SB/H


0,0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1,0


P= PII max - PII min

P/Pmax



всасывание


1


0,3


0,0


0,0


0,0


0,0


0,0


0,0


0,0


0,0


0,0

сжатие


1


1


1


0,55


0,38


0,27


0,18


0,12


0,08


0,04


0

















1.Проектиравание основного механизма и определение закона его движения.


1.1 Проектирование механизма.


Проектирование кривошипно-ползунного механизма ведется по средней скорости поршня (ползуна). Определим размеры кривошипа по формуле:


lO2C=VсрII /(4n1)=3,0/(48.7)=0,086 м


где n1- частота вращения кривошипа, заданная в об/сек.


lAC=2lO2С=0,0862=0,172 м

lAB= lCD=4lOA=40,086=0,344 м

lAS2=0,25lAB=0,250,344=0,086 м


Ход поршня равен двум длинам кривошипа т.е.:


Н=2lO2A=20.086=0.172 м=172 мм


Масштаб изображения кинематической схемы на чертеже равен:


μS=O2A/lO2A=43/0,086=500мм/м


В масштабе μS вычерчивается схема механизма.


1.2 Силы, действующие на звенья механизма.


На звенья механизма действуют следующие силы и моменты:

а) движущие силы или моменты , развиваемые двигателем;

б) силы или моменты полезного сопротивления – силы (моменты), возникновение которых предопределяется технологическим процессом рабочей машины;

в) силы тяжести отдельных звеньев механизма.


1.3 Построение индикаторной диаграммы и графика силы.


Индикаторную диаграмму строим по заданной таблице (таблица 2) значений давления в цилиндре на поршень. Траекторию движения точки А кривошипа 1 разобьем на 12 равных частей и найдем соответствующие положения точки В и D.

По оси ординат откладываем изменение давления в цилиндре поршневой машины.


PI max=2,75 кгс/см2 =2,759,81104 Па=0,270 МПа

PII max =8,5 кгс/см2 =8,59,81104 Па=0,834 МПа


Выбираем масштабы:


μp= yPIImax/PIImax=83.4/0,834 MПа=100 мм/МПа

μp= yPImax/PImax=40.5/0,270 MПа=150 мм/МПа


Для определения силы давления на поршень F необходимо умножить давление на площадь поршня. При построении графика силы, действующей на поршень, ординаты этого графика принимаем равными ординатам индикаторной диаграммы.

Тогда масштаб силы определяем по формуле:


μF= μp / Sп= (4*μp )/ (π*d2 ),

μFI=(4*150)/(3,141*0,281)=680мН,

μFII=(4*100)/(3,141*0,103)=1240мН


График сил строим в пределах хода поршня – Н. По оси ординат отложим силу F, действующую на поршень в масштабе μF, а по оси абцисс – перемещение поршня S в метрах. Масштаб по оси S равен линейному масштабу μS. При расширении на графике сил кривая строится с положительным знаком. При сжатии и нагнетании кривая сил строится со знаком минус.


1.4 Выбор динамической модели для расчета.


Для механизма с одной степенью свободы достаточно определить закон движения одного звена, а законы движения остальных звеньев всегда можно определить с помощью кинематических методов. Заменим механизм одномассовой динамической моделью механизма. Вращающиеся звено модели движется так, что его координата в любой момент времени совпадает с координатой начального звена . К звену модели приложен суммарный приведенный момент , а ее момент инерции относительно оси вращения равен суммарному приведенному моменту инерции .


1.5 Определение кинематических параметров механизма.


Передаточные функции определяются из соотношений:




В результате расчета на ЭВМ (программа AR2) были получены следующие данные:






Таблица 1.1


Величина

Положения механизма


0

1

2

3

4

5

6

VqB

0

-0,0336

-0,0649

-0,0860

-0,0840

-0,0524

0

U21

0,2500

0,2182

0,1280

0

-0,1280

-0,2182

-0,2502



7

8

9

10

11

12


VqB

0,0524

0,0840

0,0860

0,0649

0,0336

0


U21

-0,2182

-0,1280

0

0,1280

0,2182

0,2500




1.6 Определение приведенного момента инерции.


Приведенный момент инерции - расчетный момент инерции динамической модели, кинетическая энергия которой равна сумме кинетических энергий всех звеньев механизма. То есть приведенный момент инерции можно определить из следующего равенства:



Звенья механизма можно разделить на две группы: в первую входят те звенья, для которых приведенный момент является постоянной величиной. Это звенья которые совершают только вращательное движение, они обозначаются: .

Ко второй группе относятся звенья, для которых приведенный момент инерции не является постоянной величиной. Эти звенья совершают плоское, возвратно-вращательное и возвратно-поступательное движения. Они обозначаются .

Рассчитывается приведенный момент инерции поршней, приведенный момент инерции шатунов в поступательном и вращательном движении и суммарные моменты инерции первой и второй ступени компрессора по формулам:



т.к. m2= m3 ,VqS2=VqS3 и u21=u31 ,то и

В результате расчета на ЭВМ (программа AR2) были получены следующие данные:


Таблица 1.2


Величина

Положения механизма

0,6,12

1,11

2,10

3,9

4,8

5,7

0,0368

0,0280

0,0097

0

0,0097

0,0280

0,1123

0,1289

0,1684

0,1997

0,1876

0,1398

0

0,1797

0,6706

1,1760

1,1223

0,4363

0

0,2509

0,9363