МГТУ имени Баумана Кафедра РК-2

Курсовой проект по курсу теория машин и механизмов.

Исследование механизмов плунжерного насоса простого действия.


Расчетно-пояснительная записка.








Студент : Иванов Р.О.

Группа : Э 8 – 5 2

Консультант : Барышникова О.О.

Дата предъявления:

Дата зачета :

Подпись преподавателя :


-2002-


Реферат.


В данной работе производиться исследование работы механизмов плунжерного насоса. Проект состоит из расчетно-пояснительной записки и четырех графических листов.

На первом листе производится определение закона движения механизма, расчет требуемого момента инерции маховых масс, обеспечивающего заданную неравномерность вращения коленчатого вала двигателя. Приведено аналитическое выражение передаточных функций по скоростям и координатам.

На втором листе производиться исследование силового нагружения кривошипно-ползунного механизма двигателя. Приведены годографы сил в кинематических парах.

На третьем листе проведено проектирование зубчатой передачи привода распределительного вала. Приведена схема зацепления и схема станочного зацепления. Производиться кинематический расчет планетарного редуктора главной передачи.

На четвертом листе произведено конструирование кулачкового механизма масляного насоса по известному закону изменения ускорения. Приведен график угла давления в механизме.


































Содержание.


1. Техническое задание.

1.1 Краткое описание работы механизма.

1.2 Исходные данные.

2. Определения закона движения механизма.

2.1 Определение основных размеров механизма.

2.2 Определение аналитического вида передаточных функций методом векторных контуров.

2.2.1 Аналог углового ускорения шатуна.

2.2.2 Аналог скорости центра масс шатуна.

2.2.3 Аналог скорости ползуна.

2.3 Определение приведенного к кривошипу момента движущих сил.

2.4. Определение приведенного к кривошипу момента инерции звеньев.

2.5. Определение момента инерции маховых масс.

2.6. Определение закона изменения угловой скорости кривошипа.

3. Силовой расчет механизма.

3.1 Результаты аналитического силового расчета.

4. Синтез зубчатой передачи привода распределительного вала.

4.1. Аналитический расчет параметров эвольвентных зубчатых колес.

4.2. Проектирование профиля зубчатых колес.

5. Синтез планетарного редуктора.

5.1. Расчет числа зубьев колес.

6. Синтез кулачкового механизма.

6.1 Кинематический анализ кулачкового механизма.

6.2 Проектирование профиля кулачка.

7. Список использованной литературы.







  1. Техническое задание.


Определить основные размеры звеньев по заданным условиям (средняя скорость поршня, число оборотов коленчатого вала на холостом ходу).

Определить момент инерции маховых масс обеспечивающих заданный коэффициент неравномерности при установившемся режиме.

Построить диаграмму изменения угловой скорости коленчатого вала для установившегося режима работы.

Построить картину силового нагружения механизма.

Определить силовые факторы в кинематических парах при значении угловой координаты кривошипа 30.

Построить кинематические диаграммы движения толкателя.

Определить минимальные размеры кулачка из условия недопустимости заклинивания.

Построить диаграмму изменения угла давления в зависимости от поворота кулачка.

Спроектировать зубчатую передачу привода кулачкового механизма.

Спроектировать планетарный редуктор главной передачи.

1.1. Краткое описание работы механизма.


     Насос простого действия состоит из кривошипно-ползунного механизма 1, 2, 3, ползун 3 которого является плунжером насоса, совершающим возвратно поступательное движение в горизонтальном цилиндре 4 с автоматически действующими клапанами 5, 6.

  Рабочий цикл такой установки совершается за один оборот кривошипа 1. При движении плунжера 3 вправо происходит всасывание жидкости в цилиндр при давлении ниже атмосферного pmin и при движении поршня влево - нагнетание жидкости в трубопровод при давлении pmax (смотрите индикаторную диаграмму).

     Коленчатый вал 1 кривошипно-ползунного механизма приводится во вращательное движение от электродвигателя 7 через планетарный редуктор с колесами 8, 9, 10, 11, водило 12 и муфту 13. Для обеспечения требуемой неравномерности движения коленчатого вала имеется маховик 14.
      Смазка подвижных соединений механизма установки осуществляется под давлением от масляного насоса
17 кулачкового типа. Закон движения толкателя в пределах рабочего угла поворота кулачка jраб .Вращение кулачка 17 осуществляется от кривошипа 1 через корригированные зубчатые колеса 15 и 16 с неподвижными осями вращения.



    1. Исходные данные.



ц/п

Наименование параметра

Обозначение

Единица СИ

Численные значения для вариантов

А

Б

В

Г

Д

1

Средняя скорость поршня 3 насоса

Vср

м/с

0,635

0,575

0,40

0,693

0,655

2

Число оборотов коленчатого вала 1

n1

с-1

1,67

1,37

0,84

2,17

2,0

3

Отношение длины шатуна к длине кривошипа 1

lAB/lOA

4,8

5,36

4,70

4,86

4,36

4

Положение центра тяжести шатуна 2

lAS2/lAB

0,25

0,275

0,30

0,24

0,275

5

Диаметр цилиндра 4

d

м

0,12

0,135

0,16

0,10

0,099

6

Давление плунжера 3

Pmax

МПа

15

10

8,5

22

25

Pmax

МПа

0,5

0,4

0,5

0,4

0,5

7

Вес шатуна 2

G2

Н

94

110

140

80

60

8

Вес поршня (плунжера 3)

G3

Н

220

240

280

200

180

9

Положение центра тяжести звена 3

lBS3

м

0,20

0,212

0,25

0,17

0,16

10

Момент инерции шатуна

JS2

кг· м2

0,18

0,20

0,32

0,16

0,14

11

Коэффициент неравномерности вращения вала 1

1/21

1/20

1/19

1/25

1/22

12

Момент инерции коленчатого вала (без маховика)

J'O1

кг· м2

0,030

0,034

0,038

0,030

0,032

13

Маховой момент ротора электродвигателя 7

GD2

Н· м

0,38

0,46

0,58

0,39

0,42

14

Маховой момент муфты 13

(GD2)1

Н· м

0,08

0,09

0,12

0,07

0,06

15

Момент инерции редуктора, приведенный к вала 1

Jпрред

кг· м2

0,22

0,24

0,25

0,18

0,20

16

Угловая координата кривошипа для силового расчета

1

град

330

240

270

300

210

17

Рабочий угол поворота кулачка

раб

град

240

260

280

260

240

18

Число зубьев колес 3

z15

11

11

9

14

10

z16

17

13

12

27

19

19

Угол наклона зубьев для колес 15-16

град

0

25

30

0

25

20

Модуль зубчатых колес 15-16

m

мм

4,5

5,0

5,0

4,0

4,0

21

Число сателлитов в планетарном редукторе

K

3

3

3

3

3

22

Передаточное отношение планетарного редуктора

u8-12

8,9

12,0

14,6

11,3

9,4

23

Ход плунжера 17" маслянного насоса 17

h

м

0,014

0,012

0,016

0,010

0,016

24

Угол давления в кулачковом механизме 17

доп

град

18

26

26

28

24

25

Угол рабочего профиля кулачка

p

град

360

300

360

330

330

26

Радиус скругления плунжера по отношению к r0

/r0

0,25

0,20

0,25

0,20

0,21



Закон изменения ускорения толкателя кулачкового механизма задан графически (схема приведена на листе 2).

Крутящий момент от двигателя передается на главную передачу через планетарный редуктор, для которого приведена схема.


















2. Определение закона движения механизма.


Расчет производиться с целью определить основные размеры кривошипно-шатунного механизма, определить момент инерции маховых масс обеспечивающий заданную неравномерность хода. Используется метод моделирования системы одномассовой моделью. В качестве звена приведения принимается коленчатый вал двигателя (кривошип 1).

2.1 Определение основных размеров механизма.


Для того чтоб сделать возможным дальнейший кинематический расчет необходимо определить основные размеры механизма по заданным параметрам (средняя скорость поршня на холостом ходу и количество оборотов коленчатого вала на холостом ходу).

Определяется время одного оборота Т.




Ход поршня равняется удвоенной длине кривошипа.



Используя определение средней скорости производиться определение длины кривошипа.





По заданной относительной длине определяется длина шатуна.




2.2 Аналитическое вычисление передаточных функций методом векторных контуров.


Составляются векторные контуры AB, ABC, ABS2. Аналитические выражения приведены в Приложении 1. На листе 1 приведены графики зависимостей передаточных функций от угла поворота кривошипа.


2.3 Определение приведенного момента сил сопротивления.

На корпусе двигателя установлен ряд вспомогательных систем и устройств таких как системы смазки, охлаждения и.т.д. дополнительные потери возникают из за трения в подшипниках, на стенках цилиндра, взбалтывания масла. Из-за постоянного характера этих потерь приведенный момент сил сопротивления предполагается постоянным.

Индикаторная диаграмма давлений перестраивается в график сил сопротивлений, учитывая площадь поршня.

2.4 Определение момента движущих сил.

В соответствии с определением приведенного момента вычисляется приведенный к кривошипу момент движущих сил. Работа момента сил сопротивления за цикл найдена при помощи численного интегрирования функции изменения приведенного момента сил сопротивления. Суммарная работа движущих сил и сил сопротивления за цикл равна нулю (режим установившийся). В соответствии с законом сохранения энергии:





Следовательно Mc= 449.708 Н.

Моменты движущих сил и сил сопротивления показан на графике приведенных моментов.

Затем определяется суммарный приведенный момент как сумма двух предыдущих.

3.5 Определение приведенного момента инерции звеньев.


В соответствии с определением приведенного момента инерции вычисляется приведенный к кривошипу момент инерции. На графическом листе 1 приведены графики приведенного момента шатуна, ползуна, суммарного приведенного момента инерции. Дана схема одномассовой модели.


Суммарный приведенный момент инерции равен сумме трех предыдущих.

3.6 Определение суммарной работы.

График получают численным интегрирование графика суммарного приведенного момента. Начало и конец графика суммарной работы лежит на оси абсцисс, следовательно, предыдущие вычисления верны.


3.7. Построение графиков кинетической энергии и определение закона изменения угловой скорости кривошипа.


График кинетмческой энергии TII(1) ( приближенный ) II группы звеньев получим, выполнив переход от построенного графика JIIпр(1), пересчитав масштаб по формуле:


1. График суммарной работы и кинетической энергия всех звеньев механизма.


Поскольку - ось абсцисс A ,нужно перенести вниз на ординату соответствующую начальной кинетической энергии Тнач . А она не известна, поэтому проводим решение по методу Мерцалова.



2. Построение приближенного графика TI (1*).


Согласно уравнению при построение кривой TI (1*) необходимо из ординат кривой T (1*) в каждом положении механизма вычесть отрезки, изображающие TII . Длины вычитаемых отрезков:

,

где yII i-ордината, взятая из графика TII(1), мм

T масштаб графика TII(1), мм/Дж

A масштаб графика T(1*), мм/Дж



3. Определение необходимого момента инерции маховых масс.


Максимальное изменение кинетической энергии звеньев I группы за период цикла:

, где - отрезок, изображающий

в масштабе A.



Необходимый момент инерции JIпр подсчитывается по формуле



4. Определение момента инерции дополнительной маховой массы (маховика).


Необходимый момент инерции JIпр обеспечивает колебания угловой скорости 1 в пределах, заданных коэффициентом . В I группу звеньев кроме начального звена входят еще зубчатые колеса и подвижные части редуктора, момент инерции которых равен Jпр . Так как Jпр<JIпр , то в состав I группы звеньев надо вводить дополнительную маховую массу (маховик), момент инерции которого равен:



5. Габаритные размеры и масса маховика.


Маховик имеет форму сплошного диска

Соотношения между размерами обозначаются в виде безразмерного коэффициента:

, из конструктивных соображений принимают

Плотность материала маховика =7.8 кг/дм3


При данных значениях расчетные формулы имеют вид:


Результаты вычислений приведены в Приложении.


6. Закон движения механизма.


Движение начального звена механизма может быть описано уравнением



Чтобы найти по этому уравнению угловую скорость, необходимо знать начальные условия, которые неизвестны для установившегося движения. Поэтому, определяя закон движения, воспользуемся тем, что при малых значениях коэффициента неравномерности верхняя часть графика TI (1*), изображающего изменение энергии TI, приближенно изображает также изменение угловой скорости 1. В точках Q и N кривой 1 имеет соответственно значения 1max и 1min. Масштаб графика угловой скорости



Чтобы перейти от изменений угловой скорости к ее полному значению, необходимо определить положение оси абсцисс 1** графика 1 (1**). Для этого через середину отрезка, изображающего разность (1max - 1min ) и равного разности ординат точек Q и N, проводится горизонтальная штриховая линия , которая является линией средней угловой скорости 1ср . Расстояние от линии 1ср до оси абсцисс 1** определяется следующим образом:



Получив положение оси абсцисс 1** на графике 1 (1**), определяем начальную угловую скорость. А затем определяем кинетическую энергию механизма в начальном положении




График угловой скорости строим по формуле:



Интегрируя угловую скорость, получаем угловое ускорение.

Ниже приводится текст программы list1.mcd, в которой, кроме необходимого задания, выбран двигатель и построена его характеристика.


3. Силовой расчет механизма.

3.1 Аналитический расчет усилий в кинематических парах.

При помощи программы list2.mcd для 12 положений кривошипа получены значения реакций в кинематических парах.

Результат расчета представлен в виде годографов в полярной системе координат.

Вычислен движущий момент на валу двигателя, который сравнили с Мд, взятым с первого листа (ошибка определения не превышает 12%, в расчетной точке из исходных данных – 10%).


4.1. Аналитический расчет параметров зубчатого зацепления.

Параметры зубчатого зацепления получены при помощи расчета по программе ZUB. Далее приведены результаты этого расчета.

4.2. Проектирование профиля зубчатых колес.

На графическом листе 3 приведено построение станочного зацепления и передачи, а также графики качественных показателей зубчатой передачи в функции смещения исходного производящего контура.

Для построения зубчатого зацепления используется метод обращенного движения. Шестерня рассматривается как неподвижное звено. Рейка совершает сложное движение обкатывает шестерню.

Зубчатое зацепление показано упрощенно. Зубчатое колесо построено по определению эвольвенты качением отрезка по начальной окружности колеса.

Для указанных построений поставлены основные размеры.

5.Синтез планетарного редуктора.

5.1. Расчет числа зубьев колес.

Расчет производиться по стандартной методике изложенной в [1] с помощью программы list3.mcd, текст которой приводится ниже.

Расчет производиться с учетом условий сборки, соосности, соседства и заданного передаточного отношения.

Передаточное отношение равно 11.3. Для облегчения расчета принимаем его равным 11. Выбираются коэффициенты так, чтобы:



Из условия сборки:



Проверка условия соседства:





Условие выполняется. Соседство сателлитов обеспечено.

Условие сборки выполняется. Сборка возможна.

Радиусы делительных окружностей: