Насос для перекачивания жидкостей водяной

КП ТММ.doc

-----------------------
Динамический синтез механизма
НаименованиеОбозначениПараметр и обозначение
Длина кг.Момент Момент
рычага инерции инерции
диаметр относительотносительн
колеса но оси о центра
м. вращения масс кг*м2
Рычаг OA 0.08(lO2.4(m1) 0.00512 -
AB A) 7.98(m2) (IO1) 0.04705(IS2
Зубчатое Z1 0.045(d0.279 0.00007(IZ0.00007(IZ1
колесо Z2 1) (mZ1) 1) )
Z3 0.135(d2.51(mZ2) 0.00572(IZ0.00572(IZ2
Z4 2) 13.663(mZ32) )
) 1.99(mZ4) 0.0018(IZ40.0018(IZ4)
085(d20.827(mZ5) 0.19688(IZ5
Ползун D - 41.31(mn) - -
Водило H 0.2(dH)5.513(mH) 0.02756(IH0.02756(IH)
Кулачок - 0.158(D4831(mКУЛ0015(IКУЛ-
Ротор - - - 296*10-4(-
5.2.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:
[pic] где Iпл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного
механизма вычисляется по следующей формуле:
[pic] k- число сателлитов.
Передаточные функции высчитываются по формулам:
5. 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
5.1. 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
[pic] - момент инерции i-го колеса относительно оси вращения
Массу водила планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы:
[pic] где [pic] момент инерции (как сплошного диска) [pic]
Массу и момент инерции кулачка оцениваем по среднему его радиусу
[pic] и ширине [pic] т.е. [pic] момент инерции ищем по формуле [pic]
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому моменту
[pic]= 237*10-3 кгм2 [pic]
Массу кулисного камня принимаем равной нулю массу ползуна (поршня)
принимаем как [pic] . Массу цилиндра принимаем [pic]
Динамические характеристики остальных движущихся элементов из-за
малых масс либо скоростей считаем пренебрежимо малыми.
Результаты расчетов заносятся в таблицу 4
Синтез кулачкового механизма
Фазовый портрет для механизма с поступательно перемещающимся
толкателем ограничивают в характерных точках лучами которые проводят под
заданными допустимыми углами давления к перпендикулярам восстановленным в
этих точках к векторам кинематических передаточных отношений.
При графическом построении профиля кулачка применяют метод обращения
движения: всем звеньям механизма условно сообщают угловую скорость равную
- (1. При этом кулачок становится неподвижным а остальные звенья
вращаются с угловой скоростью равной но противоположной по направлению
угловой скорости кулачка.
При построении профиля кулачка с внеосным поступательно движущимся
толкателем из центра O1 проводят окружности радиусами [pic] и e в
произвольном масштабе [pic]. Линия перемещения толкателя является
касательной к окружности радиуса е. Перпендикулярно линии перемещения
толкателя проводят луч из точки О1. От полученного луча в направлении (1
откладывают угол рабочего профиля кулачка (P. Дугу соответствующую углу
(P делят на части в соответствии с делением оси (1 на графике S((1). Через
точки деления из точки О1 проводят лучи. Через точки пересечения данных
лучей с окружностью радиуса е в сторону противоположную вращению проводят
касательные 123 к данной окружности. Затем из точки О1 проводятся
окружности радиусами О1А1 О1А2 Точки пересечения лучей 123 и
полученных окружностей есть положения толкателя. Для получения
конструктивного (рабочего) профиля кулачка строят эквидистантный профиль
отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Он получается как
огибающая к дугам проведенным из произвольных точек центрового профиля
радиусом ролика. Из прочностных или геометрических соображений выбирают
радиус ролика учитывая соотношения r0 = (02-04) или r0 08 (min
где (min - минимальный радиус кривизны центрового профиля кулачка.
Величины заданные для построения профиля кулачка: (доп=30( h=0.05м
Величины найденные после построения профиля кулачка: R0=6749мм
(построения представлены: лист 1)
Рис. 4 График аналога скорости толкателя.
Рис. 5 График изменения аналога ускорения толкателя.
4.2. Профилирование кулачка.
Основные размеры механизма определяют с помощью фазового портрета
представляющего собой зависимость SА(VqА). Масштабы выбранные по оси
[pic] (перемещений) и оси [pic] должны быть одинаковыми. Для механизма с
поступательно перемещающимся толкателем фазовый портрет строят в
декартовой системе координат. По оси SА откладывают перемещения толкателя
от начала координат в точке А0 вдоль линии перемещения толкателя до точки
А6 . Отрезки соответствующие перемещениям толкателя откладывают либо в
масштабе (S графика перемещений либо в масштабе [pic] кинематической
передаточной функции скорости.
От полученных точек откладывают отрезки кинематических передаточных
функций выбранном масштабе соответственно перпендикулярно линии
перемещения толкателя.
В нашем случае достаточно построить только одну ветвь фазового
портрета соответствующую удалению толкателя.
4. Синтез кулачкового механизма.
4.1. Закон перемещения толкателя.
Выбираем закон перемещения толкателя с мягкими ударами
(косинусидальный) 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:
[pic] [pic] [pic]. Т.к. расчет производится для каждой фазы
отдельно с начала фазы то в формулы необходимо внести поправки для фазы
возвращения: [pic] [pic] [pic].
Результаты расчета оформим в таблицу 3: (для [pic]963[pic]и
[pic] Фаза удаления [pic] Фаза возвращения
Закон косинусоидальный Закон косинусоидальный
S [pic] [pic] S [pic] [pic]
[pic] 00033 0023 0076 [pic] 0047 -0029 -0118
[pic] 0013 004 0044 [pic] 0038 -0051 -0068
[pic] 0025 0047 0 [pic] 0025 -0058 0
[pic] 0038 004 -0044 [pic] 0013 -0051 0068
[pic] 0047 0023 -0076 [pic] 00033 -0029 0118
[pic] 005 0 -0087 [pic] 0 0 0136
Рис. 3 График изменения перемещения толкателя.
Синтез несущего механизма
3. Синтез несущего механизма.
Определим угол перекрытия :
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:
получаем при [pic] [pic] [pic] [pic] [pic].
Уточняем углы давления:
[pic] где [pic] и [pic] т.е. [pic]а [pic].
Определяем истинные размеры звеньев:
Окончательно получаем:
Синтез зубчатых механизмов
2.2. Открытая зубчатая передача
Для открытой зубчатой передачи [pic] принимая Z4=17 поучаем
Z5=Z4U4-5=173.24=55 зубьев.
Окончательно принимаем для открытой зубчатой передачи Z4=17 Z5=55
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определим по
максимальному моменту в зубчатом механизме который имеет место на
выходном его валу. Момент на этом валу [pic] где [pic]
номинальная угловая скорость двигателя. Модуль зубьев находится по формуле
[pic]мм берем ближайший больший модуль первого ряда m=25 мм.
Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитаем по моменту на валу
кривошипа [pic] [pic]мм. Учитывая повышенный износ открытой
передачи принимаем [pic]мм.
2.3. Определение размеров зубчатых колес.
Определим делительные диаметры зубчатых колес:
Определим диаметр водила [pic]принимаем [pic].
2. Синтез зубчатых механизмов.
Схема зубчатой передачи представлена на
рисунке 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:
2.1. Планетарный механизм
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=7Z1=126
Z1+2Z2=Z3 откуда Z2=0.5(Z3 – Z1)= 0.5(126 – 18) = 54 зуба.
По условию правильности
зацепления Z3 – Z2=126 – 54 =72>8.
[pic] Число саттелитов может быть k=123 самый рациональный
вариант k=3. Уточним передаточное отношение [pic] . Проверим
возможность сборки полученного механизма [pic] где П и Ц целые
числа. Выражение [pic] удовлетворяется при любых целых П.
Окончательно принимаем Z1=18 Z2= 54 Z3=126 k=3.
1.2. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
Из каталога электродвигателей серии 4А выписываем в таблицу параметры
электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с [pic]. Для
Марка эл. Ном. Частота Отношение к Момент Передаточн
двигателя Мощноствращения вала номинальному двиг. ротора ое
ь мин-1 моменту кг. кгм2 отношение
А100S2У3 259 80 324
А100L4У3 129 60 215
Для дальнейших расчетов выбираем двигатель марки 4А100S2У3.
К ЛИСТУ 1. Синтез механизмов водяного насоса.
1.1. Расчет энергопотребления:
Определим работу полезных сил по формуле [pic]:
[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):
Определим объём засасываемой жидкости в цилиндр по формуле [pic] где
[pic] коэффициент наполнения: [pic] .
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
формуле: [pic] или [pic]. Следовательно энергия потребляемая
насосом из питающей сети равна: [pic] [pic]. Определим время за
которое насосом перекачивается 1 м3 воды: [pic] [pic]. Следовательно
число циклов насоса в минуту необходимое для обеспечения требуемой
производительности равно: [pic] [pic]. Определяем продолжительность
цикла: [pic] [pic]. Значит теоретическая мощность приводного
электродвигателя равна: [pic] [pic]. Принимаем
коэффициент запаса мощности К=1.1 и окончательно принимаем: [pic]
Подставив в формулы значения из таблицы 4 получаем:
Кулачкового механизма:
влияния на работу насоса не оказывает.
[pic] где передаточная функция в движении ползуна
(поршня) относительно кривошипа ОА может быть вычислена как:
Составим алгоритм вычисления передаточных функций.
Рис. 6. Схема несущего механизма.
lOA=0.08мlAS2=0.133м lAB=0.266м lOC=0.274м lBC=0.209м H=0.19м
(массы звеньев моменты инерции звеньев см. таблицу 4)
Определим передаточные функции:
для шарнирного четырехзвенника;
для присоединенного тангенсного механизма:
Занесем данные расчетов в таблицы 5 и 5а.
№ [pic] [pic] [pic] [pic]
движущих АДВ Дж сопротивления АС Дж IР ПР IПЕР ПР IНЕС ПР 1 0
0 0 237*10-3 0918 0.022 2 49617 1536 2432 -00896
7*10-3 0918 0.275 3 83484 2584 4824 -0224 237*10-3
18 0.313 4 118534 3668 7216 -03548 237*10-3 0918 0.236
192567 5958 9613 -03655 237*10-3 0918 0.022 6 26365
56 1000 -01844 237*10-3 0918 0.307 7 297784 9214 10376
-01162 237*10-3 0918 0.511 8 318267 9848 10754 -0906
7*10-3 0918 0.429 9 322917 9972 10816 -0844 237*10-3
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
Рис. 7. Определение осей координат диаграммы энергомасс.
Определим углы наклона касательных решив уравнения:
(принимается [pic] а средняя угловая скорость кривошипа равна [pic])
[pic]где [pic] получаем [pic]
Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси (I
находим отрезки O1K и
O1L записываем уравнения касательных [pic] [pic] решив
уравнения совместно определяем координаты начала системы T- Iпр :
Определим момент инерции маховика:
Принимаем массу маховика равной [pic].
Пользуясь формулой [pic] найдем радиус маховика [pic].
Определим ориентировочную массу насоса пользуясь таблицей 4:
[pic] [pic]-масса станины насоса [pic]-масса соединительных деталей
и валов. Т.е. масса всего насоса приблизительно равна [pic]
* Мы можем перенести маховик на более быстроходный вал при этом [pic].
Пусть это будет выходной вал планетарного механизма тогда [pic].
К ЛИСТУ 2. 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.
Полож. мех-ма 1 2 3 4 5 6 7 8 9 [pic] 0 49617 83484
8534 192567 26365 297784 318267 322917 [pic] Дж 5005
15 4781 4650 4639 4821 4889 4914 4921 [pic] кг(м2 71.272
525 71.563 71.486 71.272 71.557 71.761 71.679 71.627 [pic]
с-1 11.851 11.724 11.559 11.406 11.410 11.608 11.673 11.71 11.722
С помощью таблицы 6 проверяем достоверность определения параметров
что соответствует принятым значениям (( ( 0038 ( 004; [pic])
По данным таблицы 6 строим график зависимости обобщенной скорости от
угла поворота кривошипа ОА в пределах одного цикла установившегося
движения 0((1(2(. С помощью этого графика можем определить угловое
ускорение кривошипа ОА в любом его положении:
[pic] где [pic]и [pic]- приращения координат по осям [pic] и [pic]
[pic] и [pic]- масштабы по этим осям соответственно [pic]- угол наклона
касательной к построенной кривой [pic] с положительным направлением оси
[pic] при выбранном значении обобщенной координаты [pic].
Исследование установившегося движения главного вала
2. Определение реакций в кинематических парах механизма.
Для определения реакций в кинематических парах механизма воспользуемся
принципом Д’Аламбера согласно которому если ко всем звеньям приложить
силы инерции то движение этих звеньев можно описать уравнениями статики.
Принцип Д’Аламбера применяют к простейшим определимым кинематическим
цепям (структурным группам) степень подвижности которых W=0.
Отсоединение указанных цепей ведут от рабочего органа последовательно
приближаясь к валу приводного электродвигателя. В данной работе необходимо
рассчитать только несущий механизм.
Исследуем механизм во 2-ом положении.
Отсоединим от насоса цепь несущего механизма включающую кривошип ОА и
состоящую из трех статически определимых кинематических цепей –
a) поршень – ползун 5 и кулисный камень 4 (структурная группа
b) кулиса 3 и шатун 2 (структурная группа Ассура);
c) кривошип ОА вместе с насаженным на его вал зубчатым колесом 5
(одно звено две низших и одна высшая кинематические пары имеет
степень подвижности равную нулю и является структурной группой)
2.1. Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Д’Аламбера необходимо найти ускорения
центров масс и угловые ускорения. Эту задачу решаем путем построения плана
ускорений (см. лист 2).
В расчетном положении рассматриваемой кинематической цепи при
установившемся движении станка из таблицы 6 находим:
[pic] а с помощью графика [pic] определяем [pic] следовательно [pic] и
[pic] противоположны по направлению.
По теореме о вращательном движении кривошипа ОА ускорение точки А:
[pic] где нормальная составляющая ускорения [pic] на чертеже
(лист 2) отложена в векторе [pic] с модулем [pic] в направлении от точки А
кривошипа ОА к центру его вращения О а тангенциальная составляющая [pic]
отложена в векторе [pic] с модулем [pic] в соответствии с направлением
углового ускорения [pic] перпендикулярно вектору [pic]. ([pic])
Ускорение точки В определяется совместным решением векторных уравнений
сложного движения точки В относительно точки А: [pic] и вращательного
движения точки В: [pic].
Для точки D45 принадлежащей кулисному камню 4 и ползуну – поршню по
теореме о сложном движении получаем:
ускорение Кориолиса определяется как [pic] [pic] - определяется из плана
скоростей. Ускорение точки D3 ранее рассматриваемого звена BCD можем найти
по теореме о подобии планов ускорений и положений:
Чтобы определить [pic] и [pic] определим нормальные составляющие
ускорений [pic] [pic] и ускорение Кориолиса [pic] где
Определение реакций в кинематических парах механизма
[pic] [pic]. Выписав из таблицы 5 значения передаточных функций
[p [pic]=0.344 определив по формуле [pic] где [pic]= 90(-
( 3+ = 90( – 997( + 223( = 126( получаем [pic]=0832с-1 [pic]=403с-
[pic]=01753мс вследствие чего [pic] [pic] [pic]=224мс 2 .
После графического решения уравнений для [pic] и определения отрезка bc
получаем длины отрезков из уравнения для d3c измерив D3C непосредственно
При графическом решении вектор ускорения Кориолиса [pic] направлен как
вектор скорости [pic] повернутый на 90( в направлении 3 .
Отрезки изображающие эти ускорения в масштабе плана ускорений:
Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров
масс и угловых ускорений звеньев:
2.2. Расчет сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
где [pic] - момент инерции относительно оси вращения О связанных между
собой кривошипа ОА и и зубчатого колеса Z5.
2.3. Определение реакций в кинематических парах.
Прикладываем силы инерции и моменты сил инерции к соответствующим
звеньям противоположно ускорениям центров масс и угловым ускорениям этих
звеньев. Кроме того в центрах масс прикладываем силы тяжести звеньев:
К рабочему органу прикладываем силу полезного сопротивления которая в
соответствии с графиком нагрузок в данном положении составляет Fпс=5655Н.
К кривошипу прикладываем “уравновешивающую силу” – действующую на колесо
Z5 со стороны колеса Z4 по линии зацепления зубьев колес под углом 70( к
линии их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем передаточный
механизм на структурные группы. Отделяем от механизма два последних звена
и 5 а действие отброшенных звеньев заменяем реакциями. На звено 5 со
стороны стойки 0 действует реакция Р05 а на звено 4 – реакция со
стороны кулисы. Для определения модуля неизвестных реакций строим
Учитывая что масштаб построения [pic] неизвестные реакции оказались
равны Р05=1201Н Р34=5526Н .
Далее определяем структурную группу состоящую из звеньев 3 и 2
дополнительно нагружаем силой Р43=-Р34 реакциями Р03 и Р12 которые
раскладываем на нормальные и тангенциальные составляющие затем составляем
уравнение равновесия для каждого из звеньев в форме моментов относительно
центра шарнира В. Из этих уравнений:
Далее строим план сил:
[pic]=[pic]+[pic]+[pic]= 54575Н
Далее рассматриваем Кривошип ОА вместе с зубчатым колесом Z5 и
соединяющих их с валом (n=1 p1=1 p2=1 по формуле Чебышева получаем W=0).
Прикладываем к данной группе необходимые (известные и неизвестные) усилия
составляем уравнение моментов относительно центра О вращения вала
Из построенного плана находим Р01=32885Н
3. Определение мгновенного К.П.Д. оценка интенсивности износа
Мгновенный К.П.Д. рассмотренного механизма находим по формуле
[pic] где [pic]- мгновенная в данном положении мощность сил трения в
кинематических парах О А В С D и E.
Nтр= Nтр О+ Nтр А +Nтр В +Nтр С +Nтр D +Nтр Е
Nтр D= Nтр D4D3 + Nтр D4D5
Предположим что вращательные пары О А В С выполнены как цилиндр в
цилиндре с радиусом сопрягаемой поверхности rц=001м а материалы трущихся
поверхностей выбраны таким образом что коэффициент трения f = 0.15
Такое же значение коэффициента предполагаем в поступательных
кинематических парах.
Тогда мгновенные мощности во вращательных парах кинематических парах
можно определить как: [pic] а в поступательных: [pic] где [pic] -
номера звеньев образующих кинематическую пару;
С учетом всего этого:
Мгновенная мощность сил трения:
Мгновенная мощность полезных сил:
Т.о. искомый К.П.Д. :
Интенсивность износа кинематических пар оценивается по мощности сил
трения. Наиболее подвержена износу кинематическая пара D3D4. Рекомендуется
увеличить интенсивность смазки.
Краткие выводы и результаты.
Выполнено первое приближение проекта водяного насоса получены
ориентировочные технико-экономические показатели которые подлежат защите.
Эти показатели сводятся к следующим :
Производительность 18м3ч
Ориентировочная масса станка 590кг
Определение мгновенного К.П.Д. оценка интенсивности износа кинематических
) Теория механизмов и машин
Фролов М.: «Высш. шк.»
) Курсовое проектирование по теории механизмов и машин
Девойно М.: «Высш. шк.»
) Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.– М.
Выбор структуры водяного насоса
Выбор структуры водяного насоса.
В состав насоса включаем источник движения – нерегулируемый
электродвигатель 1 несущий механизм 2 который обеспечит преобразование
вращательного движения электродвигателя в требуемое возвратно-
поступательное движения рабочего органа (поршня) 3 механизм зубчатый 4
снижающий частоту вращения вала электродвигателя до требуемой частоты
вращения входного звена несущего механизма механизм кулачковый 5.
Для снижения тепловых потерь электродвигателя 1 и в конечном счете
для повышения К.П.Д. возможно внесение дополнительной маховой массы в виде
Получаем предварительную блок-схему:
Предварительная блок схема водяного насоса.
Электродвигатель приводной
Рабочий орган (поршень)
Геометрический синтез механизмов поршневого насоса для перекачивания
жидкостей (водяной насос) исследование его динамической устойчивости
Изобретение насоса относится к глубокой древности. Первый Н. для
тушения пожаров который изобрёл древнегреческий механик Ктесибий был
описан в 1 в. до н. э. древнегреческим учёным Героном из Александрии в
сочинении "Pneumatica" а затем М. Витрувием в труде "De Architectura".
Простейшие деревянные насосы с проходным поршнем для подъёма воды из
колодцев вероятно применялись ещё раньше.
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

Лист1.cdw

Электродвигатель приводной (N
Рабочий орган (поршнь)
(синтез несущего механизма)
Насос для перекачивания жидкостей
Геометрический синтез механизмов
линия атмосферного давления
Движение поршня вверх
Движение поршня вниз
Блок-схема механизма:
Механизм кулачковый.
Диаграмма энергомасс.
Циклограмма работы насоса.
Индикаторная диаграмма.

Лист2.cdw

Насос для перекачивания жидкостей
Исследование схемы насоса