Геометрический синтез механизмов водяного насоса и исследование динамической устойчивости

мой курсовой.doc

-----------------------
Динамический синтез механизма
Расчет приведенных моментов инерции.
Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведенной массой
либо приведенным моментом инерции в зависимости от того линейным или
угловым является перемещение звена приведения.
Приведенный к звену момент инерции масс звеньев механизма вычисляют как
сумму произведений масс этих звеньев и их моментов инерции на квадраты
передаточных функций в движениях этих звеньев относительно звена
Приведенный момент инерции механизма может быть приведен к главному
валу машины для чего его величину умножают на квадрат передаточной
функции от звена приведения к указанному валу.
Приведенный к главному валу момент инерции ее маховых масс вычисляют
как сумму произведений масс и моментов инерции ее звеньев а также
приведенных масс; либо приведенных моментов инерции ее механизмов на
квадраты передаточных функций в движении приводимых звеньев и звеньев
приведения относительно вала машины принятого за главный.
Приведенный к валу кривошипа ОА момент инерции механизма может быть
представлен в виде суммы приведенных моментов инерции следующих механизмов
Ротора приводного электродвигателя:
где Iпл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного
механизма вычисляется по следующей формуле:
[pic] k- число сателлитов.
Передаточные функции высчитываются по формулам:
Подставив в формулы значения из таблицы 4 получаем:
Динамический синтез механизма.
Целью динамического синтеза является повышение общего К.П.Д. путем
снижения неравномерности вращения ротора электродвигателя.
Задачу решают подбором и перераспределением масс звеньев введением
дополнительной маховой массы с постоянным моментом инерции в виде
Расчет масс и моментов инерции звеньев.
Принимаем что массы по длинам рычагов распространены равномерно что
интенсивность распределения [pic]. Принимаем зубчатые колеса как сплошные
диски с шириной [pic] зависящей от межосевого расстояния [pic]: [pic]
где [pic]- коэффициент ширины зуба.
Располагая центры масс по серединам рычагов определим их массы и
[pic]-вычисление масс
[pic]-момент инерции звена относительно центра масс
[pic]- момент инерции звена относительно оси вращения.
Массы зубчатых колес и их моменты инерции определим по следующим
[pic]-масса i-го колеса
где [pic]=7800 кгм3 а d- делительный диаметр колеса.
[pic] - момент инерции i-го колеса относительно оси вращения
Массу водила планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы:
Момент инерции (как сплошного диска) [p
Массу и момент инерции кулачка оцениваем по среднему его радиусу
[pic] и ширине [pic]
момент инерции ищем по формуле [p
Результаты расчетов заносятся в таблицу 4.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машинПод ред.
Г.Н.Девойно - Мн.: Вышэйшая школа 1986.- 385 с.
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.М.: Наука 1975.-640 с.
Теория механизмов и машинПод ред. К.В.Фролова - М.: Высшая школа
Методические указания к выполнению курсового проекта по
дисциплине “ Теория механизмов машин и
манипуляторов”Cост. Коренский В.Ф. – Новополоцк: ПГУ1995.
Синтез кулачкового механизма
1. Закон перемещения толкателя.
Выбираем закон перемещения толкателя с мягкими ударами
(синусоидальный) как на фазе удаления так и на фазе возвращения.
Определим функции положения толкателя кулачкового механизма и передаточные
функции I-го и II-го порядков по следующим формулам:
Результаты расчета оформим в таблицу 3:
[pic] Фаза удаления [pic] Фаза возвращения
Закон синусоидальный Закон синусоидальный
S [pic] [pic] S [pic] [pic]
[pic] 0.002 0.0158 0.112 [pic] 0.048 0.0172 -0.12
[pic] 0.01 0.0476 0.114 [pic] 0.04 0.0489 -0.11
[pic] 0.03 0.0639 0.004 [pic] 0.03 0.0639 0.004
[pic] 0.04 0.0489 -0.11 [pic] 0.01 0.0476 0.114
[pic] 0.048 0.0172 -0.12 [pic] 0.002 0.0158 0.112
[pic] 0.05 0 0 [pic] 0 0 0
Определим основные размеры [pic] и е кулачкового механизма по условию
ограничения угла давления только на фазе удаления так как высшая пара
имеет силовое замыкание и кулачок вращается по часовой стрелке по
[pic]Подставив числовые значения получаем следующие значения: [pic]
Рассчитаем характеристики замыкающей пружины: принимаем минимальную
реакцию [pic] H а предварительное натяжение [pic][pic] мм. Максимальная
сила пружины [pic] H. Жесткость пружины: [pic][pic]Hмм
Синтез несущего механизма
3.Синтез несущего механизма.
Определим угол перекрытия :
где [pic]-коэффициент производительности
По углу выбираем из таблиц вариант четырехзвенника с оптимальным
интервалом угла давления. Выписываем значения угла размаха коромысла
[pic] номер расчетной точки [pic] и значение [pic]: [pic] [pic]
Находим относительные размеры звеньев по следующим формулам:
Синтез зубчатых механизмов
Открытая зубчатая передача
Для открытой зубчатой передачи принимая Z4=17 получаем:
Z5=Z4(U4-5=17(3.75=59 зубьев.
Окончательно принимаем для открытой зубчатой передачи: Z4=17 Z5=59
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определим по
максимальному моменту в зубчатом механизме который имеет место на
Момент на этом валу:
[pic] где[pic]=(2900(3.14)30=3041c
-номинальная угловая скорость двигателя.
Модуль зубьев находится по формуле [pic]2.12мм
берем ближайший больший модуль первого ряда m=20 мм.
Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитаем по моменту на валу
Учитывая повышенный износ открытой передачи принимаем : [pic]мм.
Определение размеров зубчатых колес.
Определим делительные диаметры зубчатых колес:
Определим диаметр водила: [pic]
Синтез зубчатых механизмов.
Схема зубчатой передачи представлена на
рисунке 2.1. Основу передачи составляет
планетарный механизм с передаточным отношением
Открытая зубчатая передача Z4-Z5 имеет
передаточное отношение [pic].
Синтез планетарного механизма проводим на
основе следующих условий:
Условие выполнения требуемого передаточного
отношения: [pic] где передаточное
отношение от 1-го колеса к водилу при
закрепленном колесе 3 [pic] а передаточное
отношение обращенного механизма: [pic].
В результате получаем [pic].
Условие правильного зацепления по которому Zmin≥17:
Принимая Z1=18 получаем
Z3=7.5(Z1=135 зубьев.
Условие соосности: Z1+2(Z2=Z3
Z2=0.5((Z3 – Z1)= 0.5((135– 18) = 58 зубьев.
По условию правильности
зацепления: Z3 – Z2=135 – 58 =77>8.
Число саттелитов может быть k=123 самый рациональный
Проверим возможность сборки полученного механизма:
где П и Ц целые числа.
Выражение [pic] удовлетворяется при любых целых П.
Окончательно принимаем: Z1=18 Z2= 58 Z3=135 k=3.
Выбор электродвигателя и вида понижающей
Из каталога электродвигателей выписываем в таблицу параметры
электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с [pic].
Марка эл. Ном. Частота Отношение к Момент Передаточн
двигателя Мощностьвращения вала номинальному двиг ротора ое
кВт моменту кг. кгм2 отношение
А112М2У3 31.88 8.5 3.75
А132S4У3 15.9 8.5 1.88
А132M6У3 10.6 8.5 1.25
А160S8У3 8.02 8.5 0.94
Для дальнейших расчетов выбираем двигатель марки 4А112M2У3.
Синтез механизмов водяного насоса.
Расчет энергопотребления.
Определим работу полезных сил по формуле [pic]:
Тогда из уравнения [pic] приняв К.П.Д. насоса равным 0.7 а
К.П.Д. двигателя 0.98 получаем [pic].
Определим расход энергии на выпуск единицы продукции (1м3 воды): для
объём засасываемой жидкости в цилиндр по формуле [pic] где [pic]
коэффициент наполнения:
Цикловая производительность насоса вследствие пренебрежимо малой
сжимаемости жидкостей равна объёму жидкости засасываемой в цилиндр.
Следовательно число циклов необходимое для выпуска 1 м3 воды равно:
Работа произведённая двигателем за этот период рассчитывается по
Следовательно энергия потребляемая насосом из питающей сети равна:
Определим время за которое насосом перекачивается 1 м3 воды:
Кулачкового механизма: Iпоп.пр. = Iк=0.048 кг(м2
где передаточная функция в движении ползуна (поршня) относительно
кривошипа ОА может быть вычислена как:
Составим алгоритм вычисления передаточных функций.
Рис. 6. Схема несущего механизма.
Определим передаточные функции:
для шарнирного четырехзвенника;
для присоединенного тангенсного механизма:
Занесем данные расчетов в таблицы 5 и 5.1
№ [pic] [pic] [pic]
0 0 3.75*10-36.42 0.038
79 -267.5 3.75*10-36.42 0.953
113 -382.5 3.75*10-36.42 1.486
149 -504.5 3.75*10-36.42 1.26
192567-548.5 3.75*10-36.42 0.038
198 -392.5 3.75*10-36.42 2.371
244 -352 3.75*10-36.42 2.75
256 -314.5 3.75*10-36.42 2.835
293 -227 3.75*10-36.42 1.607
Момент инерции маховика найдем как:
[pic] где [pic]определяется с помощью диаграммы энергомасс учитывая
что частота вращения приводного электродвигателя за цикл установившегося
движения должна изменяться в пределах допустимого коэффициента [pic]
Построим диаграмму энергомасс- зависимость (Тi от (Iпр i .
(Iпр i =[pic] (Тi = Адв - Апс
Определим углы наклона касательных решив уравнения:
(принимается [pic] а средняя угловая скорость кривошипа равна [pic])
[pic]где [pic] получаем max=2.7 min=2.49.
Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси (I
находим отрезки O1K и
O1L записываем уравнения касательных
Решив уравнения совместно определяем координаты начала системы T-
Определим момент инерции маховика:
Принимаем массу маховика равной [pic].
Пользуясь формулой [pic] найдем радиус маховика [pic].
Определим ориентировочную массу насоса пользуясь таблицей 4:
[pic]-масса станины насоса
[pic]-масса соединительных деталей и валов.
Т.е. масса всего насоса: М=450 кг
Исследование схемы водяного насоса.
1. Исследование установившегося движения главного вала.
Обобщенной координатой считаем угол поворота кривошипа ОА. Обобщенную
скорость – угловую скорость кривошипа ОА при установившемся движении
определяем из выражения кинетической энергии насоса:
[pic] где его кинетическая энергия [pic] а приведенный момент инерции
[pic] [pic] (все входные данные были определены ранее).
Результаты расчета заносим в таблицу 6.
Длина кг.Момент Момент
рычага инерции инерции
диаметр относительотносительн
колеса но оси о центра
м. вращения масс кг*м2
Рычаг ОА 0.0935 28(m1) 0.0872(IO1-
АВ 0.278 8.34(m2) ) 0.19op(IS2)
Зубчатое Z1 0.036(d 0.178 0.000028(I0.000028(IZ
колесо Z2 1) (mZ1) Z1) 1)
Z3 0.116(d1.85 0.0031(IZ20.0031(IZ2)
Z5 0.270d310.02 - 0.00089(IZ4
) (mZ3) 0.00089(IZ)
085(d0.99 4) 0.1302(IZ5)
Водилo H 0.150(d13.766 0.049(IH) 0.039(IH)
Кулачок - 0.507(D9.797(mКУЛ48.9(10-3 -
Ротор - - - 5.0(10-3(I-
Уточняем углы давления:
Определяем истинные размеры звеньев:
Следовательно число циклов насоса в минуту необходимое для
обеспечения требуемой производительности равно: [p
Определяем продолжительность цикла: [p
Значит теоретическая мощность приводного электродвигателя равна:
Принимаем коэффициент запаса мощности К=1.1 и окончательно
Краткие выводы и результаты
Краткие выводы и результаты.
Выполнено первое приближение проекта водяного насоса получены
ориентировочные технико-экономические показатели которые подлежат защите.
Эти показатели сводятся к следующим:
Производительность 28 м3ч
Ориентировочная масса станка 450 кг
Геометрический синтез механизмов поршневого насоса для перекачивания
жидкостей (водяной насос) исследование его динамической устойчивости
Устройства для напорного перемещения жидкостей разделяют на виды и
разновидности по различным признакам например по принципу действия и
конструкции. Насосы можно также условно разделить на 2 группы: насосы-
машины приводимые в действие от двигателей и насосы-аппараты которые
действуют за счёт иных источников энергии и не имеют движущихся рабочих
органов. Насосы-машины бывают лопастные (центробежные осевые вихревые)
поршневые роторные (шестерённые коловратные пластинчатые винтовые и
др.). К насосам-аппаратам относятся струйные (жидкостно-жидкостные и
газожидкостные) газлифты вытеснители гидравлические тараны
магнитогидродинамические насосы и др.
Поршневые насосы отличаются большим разнообразием конструкций и широтой
применения. Действие поршневых насосов состоит из чередующихся процессов
всасывания и нагнетания которые осуществляются в его цилиндре при
соответствующем направлении движения рабочего органа - поршня или
плунжера. Эти процессы происходят в одном и том же объёме но в различные
моменты времени. По способу сообщения рабочему органу поступательно-
возвратного движения насосы разделяют на приводные (обычно с коленчатым
валом и шатунным механизмом) и прямодействующие. Чтобы периодически
соединять рабочий объём то со стороной всасывания то со стороной
нагнетания в насосах предусмотрены всасывающий и нагнетательные клапаны.
Во время работы насоса жидкость получает главным образом потенциальную
энергию пропорциональную давлению её нагнетания. Поршневые насосы
классифицируют на горизонтальные и вертикальные одинарного и
многократного действия одно- и многоцилиндровые а также по
быстроходности роду подаваемой жидкости и др. признакам. По сравнению с
центробежными насосами поршневые имеют более сложную конструкцию
отличаются тихоходностью а следовательно и большими габаритами а также
массой на единицу совершаемой работы. Но они обладают сравнительно высоким
К.П.Д. и независимостью подачи от напора.
В данной работа рассматривается поршневой насос для перекачивания
жидкости (воды) схема насоса представлена в задании по курсовому

лист 1.cdw

Электродвигатель приводной 4A112M2У3
(синтез несущего механизма)
Насос для перекачивания жидкостей
Геометрический синтез механизма
Движение поршня вверх
Движение поршня вниз
Рабочий орган (поршень).
Механизм кулачковый.
Диаграмма энергомасс
Механизм несущий рычажный.
Блок-схема водяного насоса

Титульник 2.doc

Министерство образования Республики Беларусь
УО «Полоцкий государственный университет»
Кафедра теоретической механики
по дисциплине «Теория механизмов и машин».
Тема: «Геометрический синтез механизмов водяного насоса
исследование его динамической устойчивости».
Учреждение образования
«Полоцкий государственный университет»
Расчётно-проектировочная записка
к курсовому проекту по дисциплине теории механизмов и машин на тему:
«Геометрический синтез механизмов водяного насоса исследование его
динамической устойчивости».
студентка гр. 04-ТНГ

СОДЕРЖАНИЕ.doc

Анализ и структурная схема водяного насоса 5
Синтез зубчатых механизмов 8
Синтез несущего механизма . ..10
Синтез кулачкового механизма .11
Динамический синтез механизма .13
Исследование установившегося двмжения главного вала 18
Определение реакций в кинематических парах механизма 19
Определение мгновенного КПД 23
Краткие выводы и результаты 25
Список использованной литературы .26
Выбор структуры водяного насоса 6
Синтез механизмов водяного
Синтез зубчатых механизмов ..10
Синтез несущего механизма 12
Синтез кулачкового механизма 14
Динамический синтез механизма . 16
Исследование схемы водяного насоса .. 22
Определение реакций в кинематических парах 24
Определение мгновенного КПД . 29
Краткие выводы и результаты 30
Список использованной литературы .. 31

Лист2.cdw

Насос для перекачивания жидкостей
Исследование схемы насоса
График обобщёной скорости
Расчетное положение механизма
схема инерционной и внешней нагрузок