СОДЕРЖАНИЕ 

Введение 2

1. Структурный анализ механизма 3
1. Кинематическая схема механизма 3
2. Число степеней свободы механизма 4
3. Разбивка механизма на структурные группы Ассура 4
2. Кинематический анализ механизма 5
1. Определение скоростей и ускорений ползуна 3 механизма аналитическим методом 5
2. Масштабы кинематических диаграмм 5
3. Планы скоростей механизма 6
4. План ускорений механизма для положения 8 7
3. Силовой анализ механизма 8
1. Диада (звенья 4, 5) 8
2. Диада (звенья 2, 3) 9
3. Группа начальных звеньев 10

Стандартизация 11

Заключение 12

Список  литературы 13

ВВЕДЕНИЕ

   Исследуемый механизм днухпоршневого компрессора является плоским шестизвенным механизмом. Ведущим  звеном компрессора  является кривошип (коленчатый вал) ОА. Кривошип получает вращательное движение от электродвигателя через муфту или ременную передачу. От кривошипа ОА движение передается с помощью шатунов АВ и АС на левый и правый поршни В и С. Поршни В и С совершают возвратно-поступательное движение вдоль левого и правого цилиндров. Оси цилиндров наклонены по отношению к вертикальной оси на некоторый угол.

   Исследуемый механизм может применяться  в ремонтных предприятиях автосервиса для  снабжения сжатым воздухом рабочего оборудования (окрасочных устройств, шиномонтажных  приспособлений, различных  механизмов с пневмоприводом). 

СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА 

Кинематическая  схема механизма

     Масштаб плана  положений механизма 
m _l = , 
где L_OA = 45 мм = 0,045 м – длина кривошипа

Число степеней свободы  механизма 

   Число степеней свободы механизма определим по формуле Чебышева[3, стр. 25]: 
 W = 3n – 2p₅ – p₄ = 1; 
где  n = 5 – число подвижных звеньев; 
 p₅ = 7 – число кинематических пар пятого класса; 
 р₄ = 0 – число кинематических пар четвертого класса. 
O, A, B, C – вращательные кинематические пары; 
B*, C* – поступательные кинематические пары.

   Так как W = 1, то механизм имеет одно ведущее звено. Ведущим звеном является кривошип.

Разбивка  механизма на структурные  группы Ассура 
 
Диады (звенья 2, 3 и 4, 5)

   Масштаб диад (звенья 2, 3 и 4, 5) механизма 
m _l = , 
где L_AC = L_AB = 150 мм = 0,15 м – длина кривошипа

Группа  начальных звеньев

Масштаб группы начальных  звеньев

m _l = , 
где L_OA = 45 мм = 0,045 м – длина кривошипа 
 

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА 

Определение скоростей и ускорений  ползуна 3 механизма 
аналитическим методом 

Скорость  и ускорение ползуна 3 определим из следующих  формул [2, стр. 95]: 
 
v = wr(sin j + (l/2)sin 2j); 
 
a = w²r(cos j + lcos2j). 

Результаты  вычислений представлены в таблице 1. 

   Масштабы  кинематических диаграмм:

   m_s = , 
где S_Bmax = 0,09м – расстояние между мертвыми положениями движения поршня;

   m_v = , 
где v₃ = 4,477 м/с – скорость движения поршня в положении 3;

   m_a = , 
где a₃ = 133,61 м/с² – ускорения поршня в положении 3. 

   Планы скоростей механизма

   Скорость  движения точки А [2, стр. 73]: 
v_A = , 
где  w₁ = (pn/30) = 99,484 c^-1 – угловая скорость кривошипа. 

   Масштаб планов скоростей  механизма [1, стр. 92]: 
m_v = . 

   Скорости  v_B и v_C определим из следующих векторных уравнений [2, стр. 75]: 
, 
, 
где v_B, v_C – скорости движения поршней 3 и 5 соответственно; 
 v_BA, v_CA – скорости вращения точек В и С вокруг полюса А соответственно.

   Анализируем векторные равенства: 
| AO, || bb, || b₁b₁, | BA, | CA.

   Решаем  векторные равенства  графически – строим планы скоростей  механизма для  положений 1-12.

   Скорости  v_B, v_C, v_S2, v_S4, v_BA, v_CA находим из соответствующих выражений: 
, 
 где v_S2, v_S4 – скорости центров масс шатунов 2 и 4 соответственно.

План  ускорений механизма  для положения 8

   Ускорение точки А [2, стр. 77]: 
a_A = a_Aⁿ = w₁²L_OA = 99,484² * 0,045 = 445,367 м/с². 

   Масштаб плана ускорений  механизма: 
m_а = . 

   Ускорения поршней 3  и 5 определим  из следующих векторных  уравнений [2, стр. 77]: 
, 
, 
где а_B, а_C – ускорения поршней 3 и 5 соответственно; 
 а_BAⁿ, а_BA^t, а_CAⁿ, а_CA^t – нормальные и тангенсальные составляющие ускорений вращения точек В и С вокруг полюса А соответственно.

   Нормальные  составляющие определяем следующим образом [2, стр. 77]: 
, 

   Анализируем векторные равенства: 
|| bb, || b₁b₁, || AO, || BA, | BA, || CA, | CA.

   Решаем  векторные равенства графически – строим план ускорений механизма для положения 8.

   Ускорения а_B,а_C, а_S2, а_S4, а_BA, а_CA, а_BA^t, а_CA^t определяются из соответствующих выражений: 
, 
 где а_S2, а_S4 – ускорения центров масс шатунов 2 и 4 соответственно.

Результаты  расчета некоторых  величин сведены  в таблицу 2. 

   Угловые ускорения звеньев 2 и 3 [          ]: 
, 
.

   СИЛОВОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА

   Диада (звенья 4, 5) 

   Силовое исследование диады  проведем с помощью  метода кинетостатики. Для этого определим  инерционные нагрузки [3, стр. 58]:

, , , 
где F_И4, F_И5 – силы инерции шатуна 4 и поршня 5; 
 m₄ = G₄/g = 50 / 9,81 = 5,1 кг – масса шатуна 4;

m₅ = G₅/g = 80 / 9,81 = 8,15 кг – масса поршня 5; 
I_S4 = 0,15 кгм² – приведенный к центру масс S₄ момент инерции шатуна 4 (по заданию на курсовую работу); 
М_И4 – пара сил инерции шатуна 4.

F_И4 = m₄ a_S4 = 5,1 * 382,4 = 1950 H, 
F_И5 = m₅ a_S5 = 8,15 * 367,9 = 3000 H, 
M_И4 = I_S4e₄ = 0,15 * 1838 = 275 Hм. 

   Определим силу полезного сопротивления: 
Q_ПС = .

   Действие  отброшенных звеньев  заменяем реакциями связей: 
, || АС, | АС; R₆₅ | b₁b₁. 

   Реакцию R₆₅ определим из уравнения: 
SM_A = 0

G₄36,2m_l + G₅72,5m_l + F_И441m_l + F_И528,9m_l - M_И4 - Q_ПС28,9m_l + R₆₅147,2m_l = 0 
50*36,2*0,001 + 80*72,5*0,001 +1950*41*0,001 + 3000*28,9*0,001 – 275 – 2850*28,9*0,001 + R₆₅*147,2*0,001 = 0 
отсюда R₆₅ = 1250 Н.

   Для определения реакции  строим план сил диады: 
S = 0 
,  
откуда R₁₄ = 2150 Н

   Диада (звенья 2, 3) 

   Силовое исследование диады  проведем с помощью  метода кинетостатики. Для этого определим  инерционные нагрузки.

, , , 
где F_И2, F_И3 – силы инерции шатуна 2 и поршня 3; 
 m₂ = G₂/g = 50 / 9,81 = 5,1 кг – масса шатуна 2;

m₃ = G₃/g = 80 / 9,81 = 8,15 кг – масса поршня 3; 
I_S2 = 0,15 кгм² – приведенный к центру масс S₂ момент инерции шатуна 2 (по заданию на курсовую работу); 
М_И2 – пара сил инерции шатуна 2.

F_И2 = m₂ a_S2 = 5,1 * 322,8 = 1650 H, 
F_И3 = m₃ a_S3 = 8,15 * 295,1 = 2400 H, 
M_И2 = I_S2e₂ = 0,15 * 2608,7 = 391 Hм. 

   Определим силу полезного сопротивления: 
Q_ПС = .

   Действие  отброшенных звеньев  заменяем реакциями  связей: 
, || АB, | АB; R₆₃ | bb. 

   Реакцию R₆₃ определим из уравнения: 
SM_A = 0

- G₂61,5m_l - G₃123m_l + F_И227,6m_l - F_И338,9ml - M_И2 - Q_ПС38,9m_l + R₆₃144,9m_l = 0

- 50*61,5*0,001 – 80*123*0,001 + 1650*27,6*0,001 – 2400*38,9*0,001 – 391 –2850*38,9*0,001 + R₆₃*144,9*0,001 = 0

отсюда  R₆₃ = 3885 Н.

   Для определения реакции  строим план сил диады: 
S = 0 
,  
откуда R₁₂ = 8190 Н

   Группа  начальных звеньев 

   Силовое исследование группы начальных звеньев  проведем с помощью  метода кинетостатики. Отброшенные звенья заменим реакциями  связей. Считая вращение кривошипа 1 равномерным, пренебрегаем силой тяжести G₁, поэтому сила инерции звена 1 F_И1 = 0.

   Определим уравновешивающий момент М_ур из следующего уравнения:

SM_O = 0 
R_(2,4)118,9m_l - M_ур = 0

где  - реакция, действующая на кривошип 1 со стороны звеньев 2 и 4;

   Графически определяем величину и направление реакции : 
.

   Уравновешивающий  момент М_ур: 
R_(2,4)118,9m_l = 10000*18,9*0,001 = 190 Hм.

   Из  плана сил группы начальных звеньев  определяем реакцию  стойки на кривошип: 
S = 0 
, 
отсюда R₆₁ = R_{(2, 4)1} = 10000 H. 

СТАНДАРТИЗАЦИЯ 

   Широкое применение стандартов, то есть обязательных норм, которым должны соответствовать  параметры продукции, позволяет упростить  и ускорить создание новых машин, снижает трудоёмкость изготовления и повышает качество изделий.

   В процессе выполнения курсовой работы по теории механизмов и  машин, используют следующие  стандарты: 

СТ  СЭВ 1052-78    Единицы  физических величин. 

ГОСТ 2.770-68       Обозначения условные графические в схемах.  
Элементы кинематики. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ 

   На  основе выполненного кинематического  исследования механизма  поршневого компрессора, определены инерционные  нагрузки, действующие  на звенья, а затем  выполнен силовой расчёт механизма. Это позволило определить реакции кинематических пар и выяснить схему нагружения звеньев механизма. Найденные реакции позволяют произвести расчет звеньев механизма на прочность методами сопротивления материалов и деталей машин, то есть создать надёжный и работоспособный механизм поршневого компрессора. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ 

1.   Кореняко А.С.  Курсовое проектирование  по теории машин  и механизмов.    

      Москва, Высшая школа, 1970г.

2.   Фролов К.В., Попов С.А., Мусатов А.К.  Теория механизмов и машин.   

      Москва, Высшая школа, 1987г.

3.   Левитская О.Н., Левитский  Н.И.  Курс теории  механизмов и машин.   

      Москва, Высшая школа, 1985г.

4.   Попов С.А.  Курсовое  проектирование по  теории механизмов и машин.  

      Москва, Высшая школа, 1985г.

5.   Артаболевский И.И.  Теория механизмов  и машин.