机械原理课程设计

机械原理课程设计设计说明书2013/6/20设计课题：活塞式压气机机构设计与分析院系：机电工程学院专业：机械设计制造及自动化班级：设计者：学号：指导教师：2目录一、活塞式压气机的功能与设计要求………31.活塞式压气机的功能………………………………………32.课程设计内容与要求………………………………………33.活塞式压缩机的工作原理……………………………...4二、确定执行构件的运动协调配合关系…..5三、确定机器的运动方案………………………...5四、机构的尺寸设计…………………………………71.曲柄滑块机构的尺寸设计………………………………72.曲柄滑块机构的运动分析………………………………83.齿轮机构尺寸设计………………………………………..134.飞轮机构设计……………………………………………….155.凸轮机构设计……………………………………………….18五、活塞式压气机运动模拟…………………….20六、课程设计感想……………………………………24七、参考文献…………………………………………..253一、活塞式压气机的功能与设计要求1.活塞式压气机的功能活塞式压气机在国民经济各部门占有重要的地位，在各工业部门获得广泛应用。在冶金工业中，冶铁炼钢都需要把一定量的空气送给高炉燃烧，以提高高炉内的温度，尤其炼钢过程中，需要高压氧气压缩机，其出口压力达32kg/cm2。另外氧气的制取过程中，需要用到压缩机压缩空气提高压力，以使氧气和氨气在不同沸点实现离；在石油及天然气的储运过程中，离不开管道，储罐或压缩机，管道是输送工具，储罐是储存设备，而压缩机等是连接管道和储罐的输送动力；化工行业中，化肥的生产也离不开压缩机，压缩机可以提高氨和氢混合气的压力，然后把混合气体送入合成塔合成氨；精炼石油的过程中，裂化和重整两个工程需要对气体进行压缩；其他需要动力风源的地方，压缩机都是流程中关键的设备之一；在动力和国防工业中，压缩机的使用也是具有举足轻重的地位。例如，小功率燃气机是一种小动力装置，它的特点是体积小，重量轻，便于移动，维护方便，启动快，因而广泛应用于航空，航海，风在应急发电站，移动电站等方面。2.课程设计内容与要求机器运动方案的生成与最优方案的选择或对已给的几种方案进行分析比较，机器各组成机构的运动尺寸设计和动态静力分析，机器运动简图设计，主体机构运动分析，确定执行构件相互协调配合关系。4设计数据要求类容连杆机构设计及运动分析连杆机构动态静力分析及飞轮转动惯量确定符号Hλω1G1G2G3Jo4JO1JS2βlAs2dDT1/T2[δ]单位mmrad/sNkg·m(°)mm数据150550701201000.0050.0450.18101/3LAB30017521/40设计内容符号z1z2aˊmαhδ0δsδˊ[α][αˊ]单位(°)mm数据222213562010(8)*60(35)*15(10)*80(20)*3070齿轮机构设计进气、排气凸轮机构设计mm(°)示功数据表曲柄位置角ϕ（°）304560120180210240270285300315330360气缸指示压力p/(x105N/m2)2.14511111.0841.432.18534.15555活塞压力Fr/N275000002001020285046107650960096009600工作过程膨胀进气压缩排气3.活塞式压缩机的工作原理当活塞式压缩机的曲轴旋转时，通过连杆的传动，活塞便做往复运动，由气缸内壁、气缸盖和活塞顶面所构成的工作容积则会发生周期性变化。活塞式压缩机的活塞从气缸盖处开始运动时，气缸内的工作容积逐渐增大，这时，气体即沿着进气管，推开进气阀而进入气缸，直到工作容积变到最大时为止，进气阀关闭；活塞式压缩机的活塞反向运动时，气缸内工作容积缩小，气体压力升高，当气缸内压力达到并略高于排气压力时，排气阀打开，气体排出气缸，5直到活塞运动到极限位置为止，排气阀关闭。当活塞式压缩机的活塞再次反向运动时，上述过程重复出现。总之，活塞式压缩机的曲轴旋转一周，活塞往复一次，气缸内相继实现进气、压缩、排气的过程，即完成一个工作循环。机构简图如下图1-1（图中仅画出排气凸轮机构简图）二、确定执行构件的运动协调配合关系如图1-1，电动机通过V带带动曲柄1转动，经连杆2推动活塞3往复运动。活塞3将向右移动压缩汽缸内的空气至所需压力。曲柄转一周，活塞往复移动一次，完成一个由进气、压缩、排气、膨胀等四个过程组成的工作循环。图1-1a即为一个工作循环中气缸内气体压力与其容积变化的示功图，a→b→c→d→a即对应上述四个工作过程。曲柄转动时，与曲柄相固连的齿轮z1带动齿轮z2及凸轮轴上的进气和排气凸轮4，以完成进、排汽阀的启闭。三、确定机器的运动方案w排气门μpμs(m/mm)图1-1活塞式压气机机构简图及示功图?6原动机做匀速运动，驱动各执行构件动作，其中排气阀的启闭动作可考虑直接用凸轮作为主动件，以保证运动协调配合。因为采用集中驱动，所以由电动机到原动件得主传动链总传动比i=n/n1=1500×2π/ω×60=3.14。执行构件（曲柄）做连续转动，所以主传动链中，只需要知道一级减速运动分支和将连续回转运动变换为往复直线运动的功即可画出主传动链的功能框。然后再根据其执行的运动形式的运动参数大小，确定所需的功能，画出各辅助传动的功能框图。这样得到液压式压气机的功能框图。如下：参考现有机器，考虑到各组机构使用的可行性和合理性，选择了机器的两种方案：方案一、主传动采用带传动，主体机构采用齿轮机构和凸轮机构，并采用离合器控制机器的运转。方案二、主传动采用齿轮机构进行减速，主体机构虽然可以采用其他机构，但在动力传动中曲柄滑块机构较其他机构简单、合理，所以应采用曲柄滑块机构，辅助机构仍采用齿轮机构。综合功能框图的传动路线，考虑到机构和轴线的配置以及一些其他功能即可做出机器的两种运动方案。这两种方案区别在于主传动机构与辅助传动机构不同。方案一带传动结构简单，传动平稳，具有过载保护作用。齿轮传动结构紧凑、寿命长、效率高。采用变位齿轮不仅可以避免根切现象，而且可以采用变位修正法来提高齿轮的传动承载能力（而齿轮的尺寸和重量变化不大），改善齿轮的啮合性能和配凑齿轮的中心距等。图1―2功能框图7凸轮机构能够使从动件实现任意给定的运动规律，且结构紧凑，工作可靠，易于设计。采用滚子代替顶尖，使接触磨损变小，可传递较大的力。采用等加速与等减速运动，能产生柔性冲击，满足运动要求。方案二主传动采用齿轮传动，具有传动平稳，承载能力高等特点，但它的制造成本和安装精度要求高。齿轮机构将主动件的往复运动变为从动件的间歇运动，虽然也能完成气门的开闭，但不能按要求的位移曲线形式控制气门的开闭，而且齿爪和齿轮齿开始接触的瞬间有刚性冲击，因而传动平稳性较差，易产生磨损。根据以上简单的分析，初步决定采用方案一作为机器的运动方案。参考同类机器，采用三相异步电动机集中驱动。取Me=1500r/min。四、机构的尺寸设计1.曲柄滑块机构的尺寸设计设曲柄长为L1，连杆长为L2,当曲柄转到如图1―3（a）所示位置时，此时转动中心O1到滑块上B点的距离LO1B=LAB－LO1A，当曲柄转到如图1—3（b）（a）（b）图1—38所示位置时，滑块刚好走完一个行程H，且此时有LO1B=LAB+LO1A，有以上两个位置关系可得H=2LO1A，由H=150mm得LO1A=75mm，又由λ=LAB/LO1A=5得LO1B=375mm，所以，L1=75mm，L2=375mm2.曲柄滑块机构的运动与动态静力分析以滑块上的点B为动点，动系固连在连杆AB上，绝对运动为动点B沿O1B的直线运动，速度为Vɑ，法向加速度为ɑɑn，切向加速度为ɑɑτ。相对运动为动点B绕A点的转动，速度为Vr，法向加速度为ɑrn，切向加速度为ɑrτ。牵连运动为点A绕O1点的匀速转动，速度为Ve，法向加速度为ɑen，切向加速度为ɑeτ。当曲柄转到如图4.2.1所示位置时，对其进行速度和加速度分析，速度分析如下：9由题意得，Ve=ω1LO1A=60×0.075=4.5m/s，由力学理论知，做平面的刚体上某一点的绝对速度可以看作是刚体上任选动点相对速度与牵连速度的合成，因此滑块B的速度可以看作是速度Ve和速度Vr的矢量和，则我们可得下列速度关系式：V=Ve+Vr方向∥O1B⊥O1A⊥AB大小？ω1LO1A？根据上式作出速度多边形，在多变形上量出个速度对应的长度，再乘以速度比例尺μv=2m/smm，即得相应速度：V=1.84m/Vr=3.92m/s加速度分析：类似于速度矢量分析，根据牵连运动为转动时的加速度合成定理，我们易得下例加速度关系式：ɑ=ɑe+ɑr+ɑk即ɑ=ɑne+ɑnr+ɑτr+ɑk→→→→→→→→→→→→→→速度与加速度矢量图图4.2.110方向∥O1BA→O1B→A⊥ABVr大小？Vr/LABVe/LO1A？2VeVr/LO1A根据上式作出其加速度多边形，在多边形上量出各加速度对应的长度，再乘以加速度比例尺μɑ=10m/smm，即得相应加速度：ɑ=28.92m/sɑτr=33.02m/s3、曲柄滑块运动线图11根据以上所求得的速度近似方程可得活塞的位移线图如图1所示，根据速度近似方程可得活塞的速度线图如图2所示，根据加速度近似方程可得活塞加速度线图如图3所示。（注：所有本设计说明书如无特殊说明，所有的机械图均采用AUTOCAD2008绘制，所有函数图均采用纵横函数软件绘制）。图1活塞位移线图图2活塞速度线图12图3活塞加速度线图4、曲柄滑块机构的动态静力分析（1）对机构进行运动分析（见运动分析）。（2）确定个构件的惯性力及惯性力偶矩（g取10N/㎏）（3）作用在曲柄1上的惯性力偶矩MI1=1JA=0.045×500.075=30N/m（逆时针）；作用在连杆2上的惯性力及惯性力偶矩分别为FI2=ams22=(G2/g)asp2=（120/10）×74.8=897.6N和MI2=Js22=Js2aBA/l2=Js2acn2/l2=0.18×（55/0.375）=26.4N/m，总惯性力FI2（=FI2）偏离质心s2的距离为h2=MI2/FI2=26.4/897.6=0.0294m，其对s2之矩的方向与的2方向相反（逆时针）：而作用在滑块3上的惯性力为FI3=amc3=(G3/g)acp=10×61.12=611.2N（方向与ac反向）。上述各惯性力及各构件重力如图2-a所示（图纸1上）。（3）作动态静力分析（4）按静定条件将机构分解为一个基本杆组2、3和作用有未知平衡力的构件1，并由杆组2、3开始进行分析。先取杆组2、3为分离体，如图2-b所示。其上受有重力G2及G3、惯性力FI2及FI3、生产阻力Fr以及待求的运动副反力FR12和FR43。不计摩擦力，FR12为转动副A的中心。并将分解为沿杆AB的法向分力FnR12和垂直于ＡＢ的切向分力FR12，而FR43则垂直于移动13副的导路方向。将构件２对Ｂ点取矩，由MB＝０，可得FI2＝（G2/h2－FI2h2）/l2＝５９９．５Ｎ，再根据整个构件组的平衡条件得：FR43＋Fr＋G3＋FI3＋G2＋FI2＋FR12＋FnR12＝０上式中仅FR43和FnR12的大小未知，故可用图解法求得（图２－ｃ）。选定比例尺F＝６８Ｎ/㎜，从点ａ依次作矢量ab、bc、cd、de、ef和fg分别代表力Fr、G3、FI3、G2、FI2和FR12，然后再分别由点ａ和点ｇ作直线ａｈ和ｇｈ分别平行于力FR43和FnR12，其相交于点ｈ，则矢量ha和fh分别代表FR43和FR12，即FR43＝Fha，FR12＝Ffh＝６８×４０．８＝２７７４．４Ｎ为了求得FR23，可根据构件３的力平衡条件，即FR43＋Fr＋G3＋FI3＋FR23＝０，并由图２－ｃ可知，矢量dh即代表FR23，即FR23＝Fdh＝６８×１２４＝８４３２Ｎ再取构件１为分离体（图２－ｄ）。其上作用有运动副反力FR21和待求的运动副