Проектирование механизмов насосной установки с электроприводом

титульник.docx

Московский Государственный Технический Университет им. Н. Э. Баумана
Факультет «Робототехники и комплексной автоматизации»
Кафедра «Теории механизмов и машин»
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту на тему:
«ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ
НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ С ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ»
Руководитель проекта

4лист.cdw

Построение центрового и конструктивного
Диаграммы зависимостей перемещения от первой передаточной функции
для фаз удаления при реверсивном движении
центровой и конструктивный профили кулачка.
Дано: типовой закон изменения первой передаточной функции;
угол рабочего профиля кулачка
ход толкателя h=0.012 м;
допустимый угол давления [
Курсовой проект по ТММ
Проектирование кулачкового
Проектирование и исследование
а - центровой профиль ;
б - конструктивный профиль ;
Первая кинематическая передаточная функция
Функция положения толкателя
Диаграммы угла давления для фаз удаления при реверсивном движении
Вторая кинематическая передаточная функция
Наименование параметра
Радиус началной шайбы центрового профиля
Радиус началной шайбы конструктивного профиля
Результаты проектирования кулачкового механизма

2лист.cdw

Проектирование и исследование
механизмов насосной установки
Курсовая работа по ТММ
МГТУ им. Н.Э.Баумана
Рассмотрим группу звеньев 2-3
Рассмотрим группу звеньев 4-5

1лист.cdw

Курсовое проектирование по ТММ
Проектирование и исследование
Графики передаточных функций
Диаграмма приведенных моментов сил
Диаграммы приведенных моментов инерции
Диаграмма суммарной работы
кинетической энергии и угловой скорости
Диаграмма механической характеристики электродвигателя

3лист.cdw

Курсовая работа по ТММ
Проектирование и исследование
Проектирование механизмов
с зубчатыми передачами
МГТУ им. Н.Э.Баумана
Графики качественных показателей зубчатой передачи
Станочное зацепление шестерни z = 16 с реечным инструментом
Двухрядный планетарный редуктор с одним внешним и одним внутренним зацеплением
Результаты проектирования зубчатой передачи и планетарного редуктора

РПЗ.docx

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту “Проектирование и исследование механизмов насосной установки с электроприводом” содержит 40 страниц машинописного текста 7 таблиц.
В состав курсового проекта входят: данная расчетно-пояснительная записка и 4 листа формата А1 с необходимыми графическими расчетами и зависимостями.
Расчетно-пояснительная записка содержит динамический расчет механизмов насосной установки. Расчет включает определение закона движения механизма силовой расчет механизма расчет и исследование зубчатой передачи и планетарного механизма расчет кулачкового механизма.
Данная курсовая работа полностью была выполнена на персональном компьютере с использованием следующего программного обеспечения:
- Компас 3D V13 АСКОН
- Mathcad версия 15.0.0.163 Parametric Technology Corporation
- Microsoft Word 2010 Microsoft Corporation
- программные средства разработанные в МГТУ имени Н. Э. Баумана:
Техническое задание 5
1. Назначение функциональная схема принцип работы 5
2. Исходные данные 6
Проектирование основного рычажного механизма и определение его закона движения 7
1. Определение размеров основного рычажного механизма 7
2 Построение графика силы сопротивления 7
3 Построение графиков передаточных функций и передаточных
отношений звеньев механизма 8
4 Построение графиков приведенных моментов и суммарной
5 Построение графика суммарного приведенного момента инерции II
6 Построение механической характеристики электродвигателя .10
7 Построение графика кинетической энергии 10
8 Построение графика угловой скорости 10
1. Исходные данные для силового расчета 10
2 Построение плана скоростей 11
3 Построение плана ускорений 12
4 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции 13
5 Определение погрешности по движущему моменту 13
Проектирование зубчатой передачи 14
1. Исходные данные 14
2. Последовательность расчета зубчатой передачи 15
3. Выбор коэффициента смещения x1 с учетом качественных показателей
работы зубчатой передачи 15
4 Проектирование планетарного редуктора 16
Проектирование кулачкового механизма 18
1. Исходные данные 19
2. Построение кинематических диаграмм 19
3. Определение основных параметров кулачкового механизма
графическим методом 19
4. Построение профиля кулачка 19
5. Построение графика изменения угла давления 20
Список литературы 22
Техническое задание.
1. Назначение функциональная схема принцип работы
Установка для перекачки жидких нефтепродуктов представляет собой двух плунжерный насос простого действия с приводом от электродвигателя (рис. 1а). Насос состоит из двух кривошипно-ползунных механизмов 123 (и 156) плунжеры 3 и 3' которых совершают возвратно-поступательное движение в горизонтальных цилиндрах 4. При движении плунжеров 3 и 3' вправо происходит всасывание жидкости в цилиндры 4 и 4' при давлении ниже атмосферного Рmin а при движении плунжера влево - нагнетание жидкости при давлении.
Рmax(см. индикаторную диаграмму рис. 1б). Рабочий цикл при этом совершается за один оборот кривошипа 1 который приводится во вращательное движение от электродвигателя 7 через планетарный редуктор с колесами 891011 и водилом 12. Для обеспечения требующейся равномерности движения имеется маховик 13.
Смазка подвижных соединений механизмов установки осуществляется под давлением от масляного насоса 16 кулачкового типа (рис. 1в). Закон движения толкателя 16" в пределах рабочего угла поворота кулачкаφраб. представлен в задании (рис. 1 г).
Вращение кулачка 16' осуществляется от кривошипа 1 через зубчатые колеса 14 и 15.
Наименование параметра
Средняя скорость плунжера
Число оборотов коленчатого вала
Отношение длины шатуна к длине кривошипа
Положение центра тяжести звена 2 и 2'
Положение центра тяжести звена 3
Момент инерции шатуна относительно оси проходящей через центр его тяжести
Коэффициент неравномерности вращения вала
Момент инерции коленчатого вала (без маховика)
Маховый момент ротора электродвигателя
Момент инерции редуктора приведенный к кривошипу
Угловая координата кривошипа для силового расчета
Число сателлитов в планетарном редукторе
Передаточное отношение планетарного редуктора
Ход плунжера 16" масляного насоса 16
Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме
Угол рабочего профиля кулачка
Проектирование основного рычажного механизма и определение его закона движения.
1. Определение размеров основного рычажного механизма.
Для того чтобы сделать возможным дальнейший кинематический расчет необходимо определить основные размеры механизма по заданным параметрам (средняя скорость поршня и количество оборотов коленчатого вала).
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.
По заданной относительной длине определяется расстояние до точки S2.
Таким образов все длины звеньев механизма определены:
Механизм с рассчитанными длинами звеньев вычерчен на листе №1 формата А1.
2 Построение графика давления и силы сопротивления.
Механическая характеристика т.е. зависимость силы сопротивления от перемещения плунжера насосной установки строиться по диаграмме давления в цилиндре.
Сначала строится исходный механизм в произвольном положении и в проекции перемещения точки B строиться диаграмма давления. Беря значения с диаграммы давления и умножая на значение площади плунжера
f =получается значение механической характеристики механизма достраивающееся также в проекции перемещения точки B изображенная на листе №1 формата А1. Значения перемещения и силы сопротивления приведены в Приложении 1:
3 Построение графиков передаточных функций и передаточных отношений звеньев 2 и 3 механизма
Траекторию движения точки А кривошипа 1 разобьем на 12 равных частей и найдем передаточные функции точек A В S2 методом векторных контуров. Составляются векторные контуры ОA OAB OAS2. Аналитические выражения приведены в Приложении 1. На листе А1 приведены графики зависимостей передаточных функций от угла поворота кривошипа.
Диаграммы передаточных функций и передаточных отношений звеньев 2 и 3 механизма изображены на листе №1 формата А1.
4 Построение графиков приведенных моментов и суммарной работы
Для упрощения определения закона движения реальный механизм заменяют динамической моделью под которой понимается отдельно взятое звено приведения условно снабженное переменным моментом инерции IΣпр и вращающееся под действием момента MΣпр. Величину этого момента определяют по формуле:
Можно пренебречь моментами сил тяжести т.к. они не оказывают сколько-нибудь существенного влияния на величину суммарного приведенного момента. Формулы и основной расчет приведенного момента сопротивления проводится в приложении П1.
Диаграмма приведенного момента силы сопротивления изображена на листе №1 формата А1
Напрямую определить движущий момент приложенный к кривошипу мы не можем так как неизвестны характеристики электродвигателя. Поэтому поступают следующим образом: интегрируют момент силы сопротивления и находят работу силы сопротивления. Имея график работы момента силы сопротивления строим график работы движущего момента. Графиком работы движущего момента будет прямая которую можно построить по двум точкам (0) = 0 и (2)=(2=2.2 кДж.
Суммарная работа определяется формулой:
Диаграммы работы изображена на листе №1 формата А1
Далее строим график движущего момента который в нулевом приближении представляет собой константу на интервале поворота кривошипа от 0 до 2. Её значение равно:
Для получения искомой зависимости суммарного приведенного момента нужно просуммировать значения моментов в соответствующих положениях. Значения суммарного приведенного момента приведены в Приложении П1. Для всех же остальных положений величина суммарного приведенного момента равна величине момента движущего. Диаграмма приведенных моментов изображена на листе №1 формата А1
5 Построение графика суммарного приведенного момента инерции II группы звеньев
Моменты инерции для второй группы звеньев куда входят шатун и плунжер определяются по формулам:
Суммарный приведенный момент звеньев 2 и 3 находим по формуле:
Расчет проводится в приложении П1 к пояснительной записки.
Диаграммы приведенных моментов инерции изображены на листе №1 формата А1
6 Построение механической характеристики электродвигателя
Подбор и расчет характеристик электродвигателя приведено в приложении П1
Масштаб графика: = 5
7 Построение графика кинетической энергии
Кинетическая энергия второй группы звеньев механизма определяется как:
Было использовано приближенное равенство (допущение Мерцалова) так как коэффициент неравномерности мал.
Поэтому график суммарного приведенного момента второй группы звеньев был принят за приближенную кривую с соответственным масштабом:
Кинетическая энергия первой группы звеньев:
Далее проведем расчет наибольшего изменения кинетической энергии первой группы звеньев. На кривой нашли точки соответствующие и далее произвели расчет:
()нб = ()нб = 245.44 Дж
Исходя из этого можно рассчитать требуемый момент инерции первой группы звеньев:
8 Построение графика угловой скорости
При малых значениях коэффициента неравномерности верхняя часть графика может быть совмещена с .
Масштаб графика: = = 116
Расстояние от линии средней угловой скорости до оси :
1. Исходные данные для силового расчета
Угловая координата кривошипа φ1 = 120°.
Моменты инерции звеньев механизма:
= 13.6 кг·м² = 0.67 кг·м²
Массы звеньев механизма:
= 144.6 кг = 6.8 кг = 15 кг.
В заданном положении механизма определяем угловую скорость и угловое ускорение :
=13.6 кг·м² - суммарный приведенный момент инерции.
2 Построение плана скоростей
Так как точка A совершает вращательное движение вокруг неподвижной точки O то ее скорость определим по формуле:
Скорость точки B вокруг А определяется из векторного уравнения:
Из графического решения уравнения получается
откуда = -2.812 радс
Скорости точек S2 определяются графически:
Точка A’ совершает вращательное движение вокруг неподвижной точки O то ее скорость определим по формуле:
Скорость точки B’ вокруг А’ определяется из векторного уравнения:
3 Построение плана ускорений
Ускорение точки A звена 1 определяется по формуле:
где 33.99 мс2 и 0.66 мс2
Ускорение точки B можно определить из системы векторных уравнений
Тангенциальное ускорение точки B вокруг А из плана ускорений:
Отсюда определяется угловое ускорение звена 2:
Ускорение точки B из плана ускорений:
Ускорение точки S2 из плана ускорений:
Далее рассчитываем:
4 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции
При силовом расчете механизмов используют принцип Даламбера с помощью которого получается уравновешенная система сил. Вектора главных сил инерции механизма направлены противоположно ускорениям центров масс. Главные моменты сил инерции направлены противоположно угловым ускорениям звеньев:
Момент инерции звеньев 2 и 3 определяем по формуле:
а силы инерции звеньев 2 и 3 по формуле:
Тогда получаем: = 19.71 Нм
Момент инерции звена 1 определяем по формуле:
Силы сопротивления действующие на звено 3 (при φ1 = 120°):
Силы сопротивления действующие на звено 5 (при φ1 = 120°):
Из уравнения моментов относительно точки B найдем
Рассмотрев звенья 2 и 3.И
Из уравнений для моментов находим .
Из векторного уравнения для сил действующих на эту группу сил определяем.
Таким образом определили:
Рассмотрим звено 5. Из уравнения моментов относительно точки B’ найдем
Рассмотрев звенья 4 и 5.
Из векторного уравнения сил действующих на это звено находим:
а из уравнения моментов сил относительно точки О1 определяется движущий момент: 36217 кHм.
Из планов сил для звеньев 3 и 5 изображенных на втором листе формата А1 найдем оставшиеся силы: 103377 Н
5 Определение погрешности по движущему моменту
Определим относительную погрешность значения движущего момента полученного в процессе расчетов на первом листе проекта со значением уравновешивающего движущего момента полученного в процессе расчетов на втором листа проекта.
Из первого листа 365.4 Hм
Таким образом расчет имеет приемлемую погрешность.
Проектирование зубчатой передачи.
Для расчета параметров цилиндрической эвольвентой зубчатой передачи используется программа ZUB.EXE.
Исходные данные для программы:
число зубьев шестерни: z14=16;
число зубьев колеса: z15=32;
угол наклона линии зуба: =18°;
главный угол профиля: α =20°;
коэффициент головки: hа*=1;
коэффициент радиального зазора: с*=0.25;
модуль нормальный: mn=4.
2. Последовательность расчета зубчатой передачи
Для удобства примем следующие обозначения: шестерне (z4) присвоим номер 1 колесу (z5) - номер 2.
Геометрические параметры
)Коэффициенты суммы смещений:
)Угол зацепления передачи определяется по формул:
)Межосевые расстояния для положительной зубчатой передачи:
)Делительные диаметры шестерни и колеса:
)Диаметры основных окружностей:
)Начальные диаметры шестерни и колеса:
)Коэффициенты воспринимаемого смещения:
)Коэффициент уравнительного смещения:
)Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
)Диаметры впадин шестерни и колеса:
)Высота зубьев колес:
)Толщины зубьев шестерни и колеса по дугам делительных окружностей:
)Углы профиля зуба в точке на окружности вершин:
)Толщины зубьев по окружности вершин:
Качественные показатели
Качественные показатели дают возможность произвести оценку зубчатой передачи при её проектировании. Коэффициент перекрытия позволяет оценивать непрерывность и плавность зацепления в передаче. Эти качества передачи обеспечиваются перекрытием по времени работы одной пары зубьев работой другой пары т.е. каждая последующая пара зубьев должна войти в зацепление до того как предыдущая пара выйдет из него. О величине перекрытия в прямозубой передаче судят по коэффициенту торцевого перекрытия выражающему отношение угла торцевого перекрытия зубчатого колеса к его угловому шагу:
Коэффициент скольжения зубьев учитывает влияние геометрических и кинематических факторов на величину проскальзывания профилей в процессе зацепления. Наличие скольжения и давления одного профиля на другой при передаче усилий приводит к износу профилей:
Коэффициент удельного давления учитывает влияние радиусов кривизны профилей зубьев на величину контактных напряжений. За расчётный коэффициент удельного давления принимается такой который соответствует контакту зубьев в полюсе зацепления:
На третьем листе используя указанные выше формулы и исходные данные строятся графики и .
3. Выбор коэффициента смещения x1 с учетом качественных показателей работы зубчатой передачи.
Ограничение по подрезу зуба определяет левую границу интервала для выбора коэффициента смещения x1. Взяв получаем правую границу по технологическому заострению. Допустимое значение коэффициента торцевого перекрытия для прямозубой цилиндрической зубчатой передачи. В результате получаем правую границу интервала для выбора x1. По ГОСТ 16532 - 81 выбираем
Выбрав коэффициент смещения x1 проводится расчет параметров зубчатой передачи по приведенным выше формулам. На основе данных расчета проводится построение станочного зацепления и зацепления колесо - шестерня.
В станочном зацеплении эвольвентный профиль зуба шестерни получается нарезанием методом обкатки. Схема станочного зацепления строится по упрощенной методике изложенной в [1].
Эвольвентный профиль зуба колеса получается по определению эвольвенты. По вычисленным на ЭВМ параметрам проектируемая зубчатая передача строится по методике изложенной в [1].
4. Проектирование планетарного редуктора.
Исходными данными для проектирования являются:
Планетарный двухрядный механизм со смешанным зацеплением.
Число сателлитов k =3
Передаточное отношение редуктора
Под синтезом будем понимать подбор (определение) чисел зубьев планетарных механизмов при условии что зубчатые колеса нулевые а радиальный габарит механизма минимальный.
При проектировании необходимо выполнить ряд условий:
Отклонение от заданного передаточного отношения не должно
Обеспечить отсутствие подреза у нулевых зубчатых колес:
У колес с внешними зубьями z1 z2 z3 ≥18;
У колес с внутренними зубьями z4 ≥85.
Обеспечить отсутствие заклинивания в зацеплении сателлит –
Заклинивания нет если z4 – z2 ≥ 8
Обеспечить выполнение условия соосности входного и
Необходимо обеспечить выполнение условие соседства
(окружности вершин соседних сателлитов не должны касаться друг
Обеспечить выполнение условия сборки. Определить условие
сборки исходя из чертежа невозможно необходимо проверить
выполнение этого условия по уравнению.
Формула для определения передаточного отношения через число зубьев редуктора со смешанным зацеплением имеет вид:
Представим внутреннее передаточное число механизма в виде произвольной комбинации сомножителей:
Тогда для определения числа зубьев редуктора необходимо подобрать неизвестные коэффициенты входящие в уравнения:
При этом должны выполняться условия:
z1>17 z2>17 z3>20 z4>85
В результате подбора коэффициентов A(A=2)B(B=4)C(C=2)D(D=11) и параметра q(q=15) получены следующие числа зубьев редуктора:
Определим погрешность передаточного отношения:
В исходных данных не задано значение модуля m зубчатых колес редуктора.
Определим m из условия контактной прочности и изгибной выносливости.
Формулы справедливы если зубчатые колеса выполнены из стали 40Х.
m=2.08 по ряду стандартных модулей примем:
Проверим выполнение ряда условий:
z1+ z2 = z4- z3 36+72 = 132-24 108 = 108
где k = 3 Ц-целое число p = 123 .
Т.е. все условия выполнены. Тогда определим радиусы делительных окружностей колес:
Для планетарного редуктора берем полученные параметры зубчатых колес.
С помощью графического метода было определено передаточное отношение полученного планетарного редуктора =12 что совпало с подсчитанным значением как и следовало ожидать.
Проектирование кулачкового механизма.
На рис.1в задан закон изменения ускорений
ход толкателя кулачкового механизма: = 0.012 м
максимальный угол давления кулачка[] = 28°
угол рабочего профиля = 360
2. Построение кинематических диаграмм.
Все построения изображены на листе №4 формата А1.
Применяя возможности ЭВМ и программу list4.mcd находим недостающие кинематические характеристики мехназма и .
Определим масштабы диаграмм (:
3 Определение основных параметров кулачкового механизма графическим способом
Основные размеры механизма определяют с помощи фазового портрета представляющего собой зависимость ().
Фазовый портрет ограничиваем в характерных точках лучами которые проводим под заданным допустимым углом давления. Внутри ограниченной лучами ОДР выбираем положение оси вращения кулачка и определяем искомые размеры кулачкового механизма: = 0.01 м.
4 Построение профиля кулачка
Для построения профиля кулачка был использован метод обращения движения: вращение кулачка останавливается а толкателю сообщается угловая скорость равная - .
в котором были осуществлены построения:
Построения начинают с построения окружности радиусом . Выбирают произвольно точку и от нее по направлению - откладывают угол рабочего профиля кулачка. Затем полученную дугу разбивают на 12 равных дуг получая точки 123..24. На продолжении лучей ограничивающих дуги откладывают перемещения взятые с графика перемещений в соответствующих точках получая точки 1’2’3’..24’. Проводя дугу через полученные точки строят теоретический (центровой) профиль кулачка. По условию задано принять радиус ролика равным = 0.25 =0.0025 м. Выбрав радиус ролика построим ряд окружностей этим радиусом в выбранном масштабе построений с центрами на теоретическом профиле. Чем чаще будут построены окружности тем лучше. Затем строим касательные к этим окружностям и получают рабочий профиль кулачка.
Радиус начальной шайбы конструктивного профиля 0.0075 м.
5 Построение графика углов давления
Воспользуемся аналитическим методом определения угла давления.
Формула и вычисления привидены Результаты в таблице 5.1:
Диаграмма угла давления изображена на листе №4 формата А1.
В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:
Определены размеры и определен закон движения механизма насосной установки при установившемся режиме работы. Определено среднее значение угловой скорости кривошипа равное =25.1 радc рассчитан необходимый момент инерции маховых масс обеспечивающий заданный коэффициент неравномерности =0.029 и равный = 13.6 кг·м². Получена величина движущего момента в нулевом приближении на участке поворота кривошипа от 0 до 2 которая равна =365.4 Hм а также построена зависимость движущего момента в первом приближении.
Для заданного положения механизма проведен силовой расчет определены реакции в кинематических парах механизма и движущий момент действующий на звено 1.
Величина движущегося момента определенная при силовом расчете отличается от значения определенного на 1 листе на 0.88%.
Спроектирована эвольвентная цилиндрическая зубчатая передача:
Угол наклона профиля
Смещение инструмента
Радиус делительной окружности
Радиус основной окружности
Радиус окружности вершин
Радиус окружности впадин
Радиус начальной окружности
Межосевое расстояние
Воспринимаемое смещение
Уравнительное смещение
Толщина зуба по делительной окружности
Толщина зуба по окружности вершин
Угол главного профиля
Спроектирован двухрядный планетарный редуктор с передаточным отношением =10 и числами зубьев z1 =36 z2 =72 z3 =24 z4 =132.
Спроектирован кулачковый механизм. Параметры кулачкового механизма: минимальный радиус начальной шайбы кулачка = 0.01 м при допустимом угле давления []=28° радиус ролика =0.0025 м и радиус начальной шайбы конструктивного профиля 0.0075 м
Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование. Под редакцией Г.А. Тимофеева и Н.В. Умнова М.: МГТУ 2010г.
Определение закона движения механизма. В.Б. Тарабарин Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана 2005г.
Теория механизмов и механика машин. К.В. Фролов М: МГТУ 2002г.
Силовой расчет механизмов. Под редакцией В.Б. Тарабрина М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана 1999г.
Проектирование зубчатых простых и сложных механизмов. В.Б. Тарабарин М.: МВТУ 2003г.
Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование кулачковых механизмов. В.Б. Тарабарин М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана 2005г.