Проектирование механизмов поршневого насоса. Вариант 20

Л3.cdw

График перемещения точки F
График скорости точки F
График ускорения точки F

ПЗ.doc

СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА6
1 Вычисление геометрических параметров зубчатых колес6
2 Вычисление эвольвентного профиля зуба8
3 Вычисление коэффициентов удельных скольжений для шестерни и колеса8
4 Определение скорости скольжения в зацеплении9
5 Масштабные коэффициенты10
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ11
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА12
1 Определение законов движения кулачка12
2 Определение перемещения аналогов скорости и ускорения12
3 Определим основные размеры Ro и е кулачкового механизма13
4 Определяем полярные координаты центрового профиля кулачка13
5 Определяем действительный профиль кулачка14
6 Рассчитаем характеристики замыкающей пружины14
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА16
1 Определение недостающих размеров механизма16
2 Определение скорости выходного звена механизма в заданном положении по плану скоростей17
3 Определение ускорения выходного звена механизма в заданном положении по плану ускорений18
4 Сравнение скоростей и ускорений получившихся при расчете на компьютере и по планам скоростей и ускорений19
5 Масштабные коэффициенты20
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА21
1 Анализ исходных данных21
2 Составляем уравнение статического равновесия для группы 4-521
3 Определяем величину реакций для группы 4-521
4 Составляем уравнение статического равновесия для группы 2-322
5 Определяем величину реакций для группы 2-322
6 Составляем уравнение статического равновесия для звена 123
7 Определяем величину реакций для звена 123
8 Масштабные коэффициенты23
СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА
1 Вычисление геометрических параметров зубчатых колес
Число зубьев шестерни число зубьев колеса . С модулем m=25 мм
)Коэффициенты смещения:
)Делительные диаметры:
)Основные диаметры:
)Делительное межосевое расстояние:
)Межосевое расстояние:
)Передаточное число:
)Начальные диаметры:
)Коэффициент воспринимаемого смещения:
)Коэффициент уравнительного смещения:
)Диаметры вершин зубьев:
)Окружной делительный шаг:
)Окружные делительные толщины зубьев:
)Начальные окружные толщины зубьев:
)Угол профиля зуба на окружности вершин:
)Окружные толщины зубьев по вершинам:
)Радиусы кривизны эвольвенты на вершине зуба:
)Длина линии зацепления:
)Длина активной линии зацепления:
)Коэффициент перекрытия:
)Радиус кривизны эвольвенты в нижней точке активного профиля:
)Радиус кривизны эвольвенты в граничной точке эвольвенты:
Проверка на подрезание
Проверка выполнена подрезание отсутствует.
Полученные значения находятся в пределах рекомендуемых норм.
2 Вычисление эвольвентного профиля зуба
Для расчета профиля зуба вычислим ширину зуба различным окружностям.
Расчетная формула для нахождения ширины зуба:
Результаты вычисления профиля зуба шестерни.
Результат вычисления профиля зуба колеса.
3 Вычисление коэффициентов удельных скольжений для шестерни и колеса
где ρk1 – радиус кривизны эвольвенты шестерни в точке контакта.
Так как фактически зацепление происходит по активной линии зацепления то удельные скольжения целесообразно исследовать лишь в пределах g.
Формула для вычисления коэффициента удельных скольжений для колеса:
Результаты расчета коэффициентов удельных скольжений для шестерни и колеса.
4 Определение скорости скольжения в зацеплении
Величину скорости скольжения в зацеплении можно определить по формуле:
где VS – скорость скольжения в зацеплении ммс; – длина отрезка мм; 1 – угловая скорость шестерни радс; 2 – угловая скорость колеса радс.
Зная угловую скорость колеса найдем угловую скорость шестерни:
Подставив в исходное уравнение вычисленные значения угловых скоростей а также измерив на чертеже длину отрезка Р0а получим:
Зоны двухпарного зацепления.
Шаг по основной окружности
5 Масштабные коэффициенты
Масштабный коэффициент для построения зубчатого зацепления профиля зубьев а также для изображения зоны двухпарного зацепления:
Масштабный коэффициент для построения графика скорости скольжения в зацеплении:
Масштабный коэффициент для построения графика коэффициентов удельных скольжений:
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Число оборотов вала (7) см. рис 20-1 задания n7 = 105 обмин
Схема планетарного (а) см [2]
Проверяем на условие сборки (6) [2]
Дано число стеллитов k = 3
Выбраны следующие числа зубьев
z1 = 24 z2 = 57 z3 = 138 u1H = 675
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
1 Определение законов движения кулачка
Угол рабочего профиля кулачка:
Фазовый угол удаления
Фазовый угол дальнего стояния
Фазовый угол возвращения
Максимально допустимый угол давления
Максимальное перемещение выходного звена h = 35 мм
Замыкание высшей пары – силовое.
На фазе удаления принимаем параболический закон движения на фазе возвращения – косинусоидальный.
2 Определение перемещения аналогов скорости и ускорения
Рассчитаем перемещение аналог скорости и аналог ускорения по соответствующим заданному закону формулам. На фазе удаления выходное звено движется по параболическому закону: для ; для где мм; рад; .
На фазе возвращения выходное звено движется по косинусоидальному закону: ; ; где мм; рад; .
Результаты расчетов приведены в табл. 3.1.
3 Определим основные размеры Ro 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.
Принимаем мм; мм; Приняли на основании данных графика зависимости в функции угла поворота кулачка на фазе удаления..
Определяем по формуле угол давления только на фазе удаления так как высшая пара имеет силовое замыкание и заклинивание механизма может произойти только на фазе удаления (на фазе возвращения толкатель движется под действием пружины):
Результаты вычислений заносим в табл. 3.1. На основании полученных данных строим график зависимости в функции угла поворота кулачка на фазе удаления.
4 Определяем полярные координаты центрового профиля кулачка
где мм; на фазе удаления а на фазе возвращения изменяется от 0 до 6. Результаты расчетов заносим в табл. 3.1.
5 Определяем действительный профиль кулачка
Действительный профиль кулачка найдем как эквидистантную кривую отстоящую от центрового профиля на расстоянии равном радиусу ролика.
Радиус ролика выберем наименьшим из условий (2.27) (2.28) [2]:
Окончательно примем мм.
Для получения действительного профиля кулачка на его центровом профиле выбираем ряд точек из которых проводим полуокружности (в сторону уменьшения радиус-вектора кулачка) радиусом равным радиусу ролика . Огибающая этих полуокружностей и является действительным профилем кулачка (лист 2).
=мм по чертежу 4153 мм (расчет для i = 2 на фазе удаления)
=мм по чертежу 6130 мм (расчет для i = 8 на фазе возвращения)
где — радиус ролика; . Полярный угол вектора в обращенном движении
6 Рассчитаем характеристики замыкающей пружины
Для определения силы пружины и ее жесткости построим график сил инерции толкателя функции перемещения si (лист 2)
Для расчета выбираем фазу удаления так как на этой фазе аналог ускорения толкателя имеет большее значение чем на фазе возвращения. Для параболического закона движения толкателя
мм. Сила инерции толкателя
где тт = 120 г а угловая скорость кулачка
n6 = 24 обмин (согласно дано)
Т. к. сила инерции толкателя мала принимаем значение Н. Принимаем минимальную реакцию Н а предварительное натяжение пружины мм. Производим построения (лист 2). Соединив точки а и b получим зависимость Fnp(s). Максимальная сила пружины Н. Жесткость пружины
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1 Определение недостающих размеров механизма
CD = 170 мм H = 130 мм
Определим угол перекрытия
выбираем положительный отсюда 1 = 2875
Уточняем длину CD необходимую для обеспечения хода ползуна.
Расстояние между опорами
2 Определение скорости выходного звена механизма в заданном положении по плану скоростей
Определяем скорости точек А В С D F
Изображаем эту скорость отрезком pa = 50 мм
Движение точки F по отношении к точки D ()
3 Определение ускорения выходного звена механизма в заданном положении по плану ускорений
( т.к угловая скорость постоянна)
Изображаем отрезком pa = 100 мм
- соответствует отрезку an2 ; мм
- соответствует отрезку an3 ; мм
т.к направляющая xx неподвижна.
Вычислим нормальное ускорение
Для сравнения произведем расчет скоростей и ускорений звеньев механизма при помощи программы ТММ Analizer (см. приложение 1)
4 Сравнение скоростей и ускорений получившихся при расчете на компьютере и по планам скоростей и ускорений
Результаты занесены в таблицу 4.1
Масштабный коэффициент для построения механизма:
Масштабный коэффициент для построения графика перемещения:
Масштабный коэффициент для построения графика скорости:
Масштабный коэффициент для построения графика ускорения:
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1 Анализ исходных данных
Вес поршня с ползуном G5 = 40 Н
Ориентировочный вес единицы длины остальных звеньев q = 06 Нсм
2 Составляем уравнение статического равновесия для группы 4-5
3 Определяем величину реакций для группы 4-5
Плечи сил и на листе 2 не обозначены.
Определим реакции в опоре F (см. лист 2)
4 Составляем уравнение статического равновесия для группы 2-3
В данного уравнении неизвестными являются: и определим их значения.
5 Определяем величину реакций для группы 2-3
Нормальные составляющие сил и определяем из плана сил.
6 Составляем уравнение статического равновесия для звена 1
7 Определяем величину реакций для звена 1
По плану сил определяем Н
F01 – реакция между стойкой и кривошипом
8 Масштабные коэффициенты
Масштабный коэффициент для построения групп асура из которых состоит данный механизм:
Масштабный коэффициент для построения планов сил
Масштабный коэффициент для построения графика изменения давления в цилиндре
)С.А. Попов Г.А. Тимофеев Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин : учебник для вузов. -5-е изд. перераб. и доп. - М.: «Высшая школа» 2004. - 457 с.
)Курсовое проектирование по теории механизмов и машин Акулич В.К. Анципорович П.П. Астахов Э.И. и др. под редакцией Девойно Г.Н. – Минск: Высшая школа 1986. 285 с.
******************** КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ********************
Пользователь: Рожков И.А.
Руководитель: Филимонов И.Е.
*********************** Исходные данные ************************
Длина кривошипа L= 0051 м
Начальный угол поворота кривошипа FIO= 250000 (град.)
способ сборки = 1 Х=-01870 Y=00000
звено присоединения =2 ХF=-00990YF=02120
L1 = 02640;тета1 = 000;L2 = 01800;тета2 = 000
способ сборки =-1 Х=00000 Y=00000
звено присоединения =0 ХF=15708YF=-02270
L1 = 01000;тета1 = 000;L2 = 00000;тета2 = 000
***********************************************************************
В программе приняты следующие обозначения:
AJ - точка А j-ой группы BJ - точка B j-ой группы
FJ - угол FI1 j-ой группы PJ - угол FI2 j-ой группы
V и W - символы аналога скорости и ускорения таким образом:
VXA1 - проекция аналога скорости точки A1 1-ой группы на ось Х
MU1 и MU2 - углы передачи
*********************** Расчетные данные ************************
Векторные кинематические параметры получены в виде проекций на оси координат
Все угловые кинематические характеристики получены в градусах !
Точка M 11 : № группы =1 № звена = 1 ХM= 0148 YM= 0000
XM 1 1 013038 015642 018012 019511 019739 018634 016492 013888 011518 010019 009791 010896
YM 1 1 -004746 -004974 -003869 -001727 000877 003247 004746 004974 003869 001727 -000877 -003247
VXM 1 1 004746 004974 003869 001727 -000877 -003247 -004746 -004974 -003869 -001727 000877 003247
VYM 1 1 -001727 000877 003247 004746 004974 003869 001727 -000877 -003247 -004746 -004974 -003869
WXM 1 1 001727 -000877 -003247 -004746 -004974 -003869 -001727 000877 003247 004746 004974 003869
WYM 1 1 004746 004974 003869 001727 -000877 -003247 -004746 -004974 -003869 -001727 000877 003247
Точка M 22 : № группы =2 № звена = 2 ХM= 0050 YM= 0000
XM 2 2 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700
YM 2 2 019560 019560 019560 019560 019560 019560 019560 019560 019560 019560 019560 019560
VXM 2 2 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000
VYM 2 2 -000155 -000155 -000155 -000155 -000155 -000155 -000155 -000155 -000155 -000155 -000155 -000155
WXM 2 2 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000
WYM 2 2 -004157 -004157 -004157 -004157 -004157 -004157 -004157 -004157 -004157 -004157 -004157 -04157
FI 1 2500 2800 3100 3400 3700 4000 4300 4600 4900 5200 5500 5800
XA 1 -001727 000877 003247 004746 004974 003869 001727 -000877 -003247 -004746 -004974 -003869
YA 1 -004746 -004974 -003869 -001727 000877 003247 004746 004974 003869 001727 -000877 -003247
VXA 1 004746 004974 003869 001727 -000877 -003247 -004746 -004974 -003869 -001727 000877 003247
VYA 1 -001727 000877 003247 004746 004974 003869 001727 -000877 -003247 -004746 -004974 -003869
WXA 1 001727 -000877 -003247 -004746 -004974 -003869 -001727 000877 003247 004746 004974 003869
WYA 1 004746 004974 003869 001727 -000877 -003247 -004746 -004974 -003869 -001727 000877 003247
F 1 683 742 795 834 854 853 823 761 681 619 604 631
P 1 -01 00 00 02 03 05 06 05 04 02 00 -01
VF 1 019302 019201 015667 010179 003439 -004841 -015228 -025334 -026101 -013388 002850 014254
VP 1 000884 012570 022270 028577 029732 023609 007851 -016153 -035245 -036447 -025598 -012050
WF 1 004195 -004015 -008992 -011739 -014115 -017781 -021365 -013950 012922 031594 027721 015527
WP 1 023643 020776 015805 007725 -003973 -020255 -039899 -047280 -020428 013026 025217 025645
MU 1 1072 1034 1034 1072 1140 1224 1303 1354 1354 1303 1224 1140
XA 2 -028542 -028583 -028577 -028284 -027533 -026462 -025646 -025844 -027058 -028175 -028578 -028576
YA 2 022677 022007 020281 017776 014974 012518 011113 011429 013764 017238 020296 022140
VXA 2 -000013 -000101 000205 000978 001851 002050 000792 -001578 -002621 -001444 -000231 000113
VYA 2 -000165 -002348 -004159 -005253 -005243 -003910 -001236 002575 006047 006661 004781 002250
WXA 2 -000348 000128 001072 001766 001311 -000835 -003928 -004204 000612 002944 001452 000030
WYA 2 -004408 -003894 -002906 -001140 001251 003839 006345 007793 004429 -001854 -004651 -004803
XB 2 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700 -022700
YB 2 014560 013920 012190 009480 006219 003253 001557 001936 004764 008870 012206 014048
VXB 2 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000
VYB 2 -000155 -002275 -004308 -005912 -006265 -004743 -001480 003098 007316 007606 004949 002168
WXB 2 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000
WYB 2 -004157 -003985 -003677 -002161 001038 004706 007627 009477 005074 -003424 -005696 -004823
F 2 3057 3060 3060 3039 2989 2921 2871 2883 2958 3032 3060 3060
VF 2 000161 001254 -002531 -011795 -021146 -022123 -008287 016627 029119 017258 002861 -001399
WF 2 004283 -001566 -013199 -020348 -012511 011004 041311 045200 -002698 -033232 -017887 -000359
MU 2 2157 2160 2160 2139 2089 2021 1971 1983 2058 2132 2160 2160
Fmax= 014560 Fmin= 001421

Л1.cdw

Диаграммы коэффициентов удельных скольжений
График скоростей скольжения
График зон двухпарного зацепления
Схема зубчатой передачи
Синтез эвольвентного

20.doc

ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ПОРШНЕВОГО НАСОСА
Вертикальный одноцилиндровый поршневой насос (рис.20-1) предназначен для повышения давления жидкости в гидросистеме и подачи её в напорный трубопровод. Насос приводится в движение асинхронным электродвигателем 1 механическая характеристика которого изображена на рис.(20-1б). Вращательное движение от электродвигателя через зубчатую передачу 2-3 с неподвижными осями колес и однорядный планетарный редуктор 4-5-б-в передается на вал 7 шестизвенного кривошипно-ползунного механизма 7-8-9-10-11. Всасывание жидкости в цилиндр 12 при ходе поршня 11 вверх осуществляется через впускной клапан 13 при давлении жидкости близком к атмосферному (в расчёте принять Pmin = 0). Нагнетание жидкости в напорный трубопровод 14 под давлением Рmax осуществляется через выпускной клапан 15. Изменение давления в цилиндре по пути поршня характеризуется индикаторной диаграммой изображенной на рис.20-1в. Применение кривошипно-коромыcлового механизма дает возможность обеспечить движение поршня (в период всасывания жидкости) с большей средней скоростью чем при ходе поршня вниз (в период нагнетания) что увеличивает производительность насоса. Для обеспечения необходимой равномерности движения на кривошипном валу 7 закреплен маховик 16. В данной установке отсутствует кулачковый механизм. Проектирование кулачкового механизма провести по заданию №18.
Центры тяжести S8 и S10 принять посредине звена.
Моменты инерции I8S I9S I10S подсчитать по формуле IS=m·l212 где m - масса звева и l - длина звена
Число оборотов электродвигателя (nд) при установившемся режиме определяется по механической характеристике (рис.35-1б).
Численные значения для вариантов
Номинальное число оборотов
Синхронное число оборотов эл. двигателя
Момент на валу двигателя при номинальном числе оборотов
Число оборотов вала (7)
Максимальное давление жидкости в цилиндре
Коэффициент неравномерности вращения кривошипного вала (7)
Коэффициент изменения средней скорости поршня
Маховой момент ротора электродвигателя
Приведенный к валу 7 момент инерции всего зубчатого редуктора
Момент инерции кривошипного вала 7 (без маховика)
Вес звена 11 (поршень с ползуном)
Ориентировочный вес единицы длины звеньев 8 9 10
Числа зубьев колес 2 3
Модуль зубчатой передачи 2 3
Число сателлитов в планетарном редукторе

Л2.cdw

Определение наибольшей силы пружины k
Определение минимального радиуса кулочка К
График изменения угла давления К

Л4.cdw