1. Техническое задание.


1.1. Краткое описание работы механизмов поршневого насоса двойного действия.


Горизонтальный одноцилиндровый поршневой наосос двойного действия, приминяемый в теплоэнергетике, служит для перекачки воды или тепловых нефтепродуктов. Коленчатый вал I насоса приво­дится в движение от электродвигателя 12 через муфту II, пару зубчатых колес с числами зубьев Z5 и Z6, планетарный редуктор 6 и коническую зубчатую передачу 5 с передаточным отношением, рав­ным единице (рис. 1 а, б). На выходном валу редуктора установлен маховик 7. При вращении кривошипа I через шатун 2 поршневой шток 3 с поршнем 3*, находящимся в цилиндре 4, получает возврат­но-поступательное движение.

В процессе работы поршневого насоса двойного действия жидкость вытесняется при движении поршня в обе стороны. При ходе поршня вправо клапаны I и П открыты (рис. 1 6). Через клапан I происходит всасывание, а через клапан П- вытеснение жидкости в напорную трубу. В это время клапаны Ш и IV закрыты. При обратном ходе поршня жидкость через клапан Ш поступает в рабочую камеру, а через клапан IV - в напорную трубу. Таким образом, всасывание и нагнетание жидкости происходят при каждом ходе поршня.

Изменение давления Р жидкости в цилиндре от перемещения S3 поршня З* характеризуется индикаторной диаграммой (рис. 1 в).

Смазка элементов кинематических пар механизма поршневого на­соса осуществляется под давлением от масляного насоса 10, плунжер (толкатель) 13 которого перемещается от кулачка 9, установленного на коленчатом валу I (рис. 1 а, г). Перемещение толкателя осуществляется по закону ad = a1*cos(2*π* φd / φp) . (рис. 1д).


рис. 1


1.2. Исходные данные.


п/п

Наименование параметра


Значение

1

Средняя скорость поршня

Vcp = 0,55 м/c

2

Частота двойных ходов поршня 3

n1 = 1,5 1/c

3

Отношение длины шатуна 2 к длине кривошипа 1

λ = lBC/lAB = 4,8

4

Длина штока 3 в долях от хода Н

λ3 = l3/H = 1,06

5

Диаметр штока 3

d'3 = d3 = 0,04 м

6

Диаметр цилиндра 4

d'4 = d4 = 0,08 м

7

Давление жидкости в цилиндре:



максимальное

Pmax = 8,6*105 Па


минимальное

Pmin = - 8,6*104 Па

8

Масса шатуна 2

m'2 = m2 = 12 кг

9

Масса поршня 3 и штока 3*

m'3 = m3 = 8,2 кг

10

Момент инерции коленчатого вала

J1A = 0,024 кг*м2

11

Момент инерции шатуна 2 относительно оси, проходящий через его центр масс S2

J2S = 0,200 кг*м2

12

Момент инерции зубчатых колес передачи и редуктора, приведенный к валу двигателя

J3KПР = 0,021 кг*м2

13

Угловая координата кривошипа (для силового расчета кривошипа)

φ1 = 45 град

14

Число зубьев колес зубчатой передачи




Z6 = 21



Z5 =18

15

Передаточное отношение планетарного редуктора

U1n = 12

16

Число блоков сателлитов

k = 3

17

Модуль зубчатых колес передачи и редуктора

m = 2,5 мм

18

КПД зубчатой передачи

η3n = 0,9

19

КПД редуктора

ηp = 0,95

20

Угол рабочего профиля кулачка

δp = 260 град

21

Максимальный ход толкателя

hD = 0,016 м

22

Внеосность толкателя

e = 0,010 м

23

Допустимый угол давления в кулачковом механизме

[υ] = 35 град

24

Номинальная условная скорость

ω1нач = 0 рад/с

25

Угол поворота кривошипа

φ1нач = 0 град

26

Положение центра масс шатуна

lBS2/lBC = 0,35

27

Положение центра масс штока

lDS3/lCD = 0,5

28

Момент инерции ротора электродвигателя

Jэ/д = 0,0025 кг*м2

29

Момент на валу электродвигателя, приведенный к валу кривошипа

Мд = 325 Н*м


1.3. Содержание курсового проекта.


При выполнении курсового проекта прорабатываются следующие вопросы:

1. Проектирование основного рычажного механизма и определе­ние закона движения его начального звена:

а) расчет размеров звеньев механизма по заданным условиям;

б) анализ характера изменения внешних сил, действующих на

звенья механизма;

в) выбор динамической модели машины и определение ее пара­метров - суммарного приведенного момента сия и суммарного приве­денного момента инерции;

г) определение закона движения начального звена механизма;

д) уточнение закона движения начального звена с учетом ха­рактеристики электродвигателя;

е) определение быстродействия механизма.

2. Силовой расчет рычажного механизма:

а) определение линейных ускорений центров масс и угловых ускорений звеньев;

б) определение главных векторов сил инерции и главных мо­ментов сил инерции;

в) анализ силового нагружения входного, выходного и промежуточных звеньев механизма;

г) определение сил, действующих в кинематических парах механизма;

д) определение неизвестной внешней силы (или момента) и оценка погрешности расчета.

3. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редукто­ра

а) выбор коэффициента смещения исходного производящего кон­тура, обеспечивающего требуемые свойства передачи;

б) расчет геометрических параметров зубчатых колес и пере­дачи;

в) исследование станочного зацепления исходного производящего контура с меньшим зубчатым колесом и профилирование зуба (включая переходную кривую) методом огибания (обкатки);

г) построение схемы зацепления зубчатых колес и обозначе­ние основных элементов колес и передачи;

д) проектирование кинематической схемы зубчатого планетар­ного механизма (выбор числа зубьев колес) по заданному переда­точному отношению с учетом условий соседства сателлитов, соосности входного и выходного валов и возможности сборки механизма в многосателлитном исполнении.

4. Проектирование кулачкового механизма:

а) согласование движения основного и вспомогательных меха­низмов и определение фазовых углов кулачка;

б) построение графика передаточной функции скорости толка­теля и графика перемещения толкателя по заданной форме графика его ускорения;

в) выбор оптимальных размеров кулачкового механизма с уче­том допустимых углов давления;

г) построение профиля кулачка; .

д) построение графика углов давления в функции угла поворо­та кулачка.


2. Проектирование основного рычажного механизма и определение закона движения его начального звена.


2.1. Проектирование кривошипно–ползунного механизма по средней скорости поршня.


Исходные данные:

1. Средняя скорость поршня Vcp = 0,55 м/c;

  1. Частота двойных ходов поршня n1 = 1,5 1/c;

  2. Отношение длины шатуна 2 к длине кривошипа 1: λ1 = lBC/lAB = 4,8;

  3. Положение центра масс шатуна : λ2 = lBS2/lBC = 0,35;

  4. Длина штока 3 в долях от хода Н: λ3 = l3/H = 1,06

  5. Положение центра масс штока: λ4 = lDS3/lCD = 0,5;

Расчет: Для получения однозначного решения примем условие, что смещение направляющей поршня равно нулю. (Решение представлено в программе Mathcad)

По полученным значениям на листе 1 вычертим схему механизма, выбрав масштаб построения:

μs = 500 мм/м;

Тогда полученные значения отрезков будут:

LAB = 45.85 мм

LCB = 220.08 мм

LS2B = 97.202 мм

LCD = 77.028 мм

LS3D = 48.6 мм

Н = 91.7 мм


Угол поворота начального звена разобьем на 12 равных частей (по 30°) (на листе схема механизма начерчена в произвольном положении (45)).

2.2 Определение кинематических передаточных функций.

Построим планы скоростей.

Уравнение скоростей для точки С будет:

VC = VB + VCB

(׀׀ AC) (┴AB) (┴CB)


По данному уравнению построим на листе 1 планы скоростей для позиций с номерами 0-6. Для этого зададим отрезок ZVАВ = 50 мм. Тогда получившиеся значения отрезков, характеризующих остальные скорости можно представить в виде таблицы 1.

Значения отрезка, характеризующего скорость движения центра масс второго звена получим, используя рис. 2, из соотношения:


Случайные файлы

Файл
114439.rtf
juris14.doc
1061.doc
23408.rtf
13698-1.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.