43253

Расчет водяного насоса

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Задачу решают подбором и перераспределением масс звеньев введением дополнительной маховой массы с постоянным моментом инерции в виде маховика. Расчет масс и моментов инерции звеньев.Располагая центры масс по серединам рычагов определим их массы и моменты инерции: вычисление масс момент инерции звена относительно центра масс момент инерции звена относительно оси вращения 2.Массы зубчатых колес и их моменты инерции определим по следующим формулам: масса iго колеса где =7800 кг м3 а d делительный диаметр колеса момент инерции iго...

Русский

2013-11-06

922.5 KB

23 чел.

Введение

Основная цель дисциплины ТММ состоит в том, чтобы дать студенту знания о строении современных машин и их механизмов, о физических процессах происходящих в машинах, о динамическом взаимодействии их отдельных частей; о свойствах машин как объекте управления.

  В процессе выполнения курсового проекта студент получает практические навыки применения основных положений материала лекционных занятий к решению конкретных технических задач. Задание на курсовой проект предусматривает синтез и исследование основных видов механизмов объединенных  в систему машин; в проекте предусмотрена разработка следующих вопросов:

1 синтез кинематических схем механизмов (рычажных, зубчатых, кулачковых) по заданным кинематическим условиям.

2 согласование во времени движений основного и вспомогательного механизма.

3 динамический синтез машины и определение закона движения звена приведения.

4 ограничение передачу количества скорости при установившемся режиме движения.

5 силовой анализ механизма.

Курс ТММ базируется на знаниях полученных при изучении физики, высшей и прикладной математики, теоретической механики, инженерной графики и вычислительной техники. Знания, навыки  и умения, полученные, при изучении ТММ служат, базой для курсов: основы конструирования деталей машин; машины и оборудования газа - нефтепроводов.

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 махового колеса.

Получаем предварительную блок-схему:

Предварительная блок схема водяного насоса.

  1.  Электродвигатель
  2.  Механизм несущий
  3.  Рабочий орган (поршень)
  4.  Механизм зубчатый
  5.  Механизм кулачковый
  6.  Маховик

К ЛИСТУ 1. Синтез механизмов водяного насоса.

2.1. Расчет привода.

2.1.1.  Расчет энергопотребления:

Определим работу полезных сил по формуле :

. Тогда  из уравнения  ,  приняв К.П.Д. насоса равным 0.7, К.П.Д. зубчатого механизма 0,86,  а К.П.Д. двигателя 0.98 получаем .

Определим расход энергии на выпуск единицы продукции (1м3 воды):

Определим объём засасываемой жидкости в цилиндр по формуле , где   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:     т.е.  .

Работа, произведённая двигателем за этот период, рассчитывается  по формуле:     или  .  Следовательно,  энергия, потребляемая насосом из питающей сети, равна:     . Определим время, за которое насосом перекачивается 1 м3 воды:   ,  . Следовательно, число циклов насоса в минуту необходимое для обеспечения требуемой производительности равно:     . Определяем продолжительность цикла:     . Значит, теоретическая мощность приводного электродвигателя равна:                             . Принимаем коэффициент запаса мощности К=1.1, и окончательно принимаем:       .

2.1.2. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.

Из каталога электродвигателей серии 4А выписываем в таблицу параметры электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с . Для серии 4А:

ТАБЛИЦА  1

Марка эл. двигателя

 

 

  

Ном. Мощность

кВт

Nном

Частота вращения вала

мин-1

Отношение к номинальному моменту

Масса двиг.

кг.

mд

Момент ротора

кгм2

Передаточное отношение редуктора

uпер

Синх-

рон-

ная

nс

Номиналь-ная

nном

Пус-

ково-

го

Mп

Критичес-

кого

Mк

4А180M2У3

4А180М4У3

4А200L6У3

4А225М8У3

30

30

30

30

3000

1500

1000

750

2945

1470

980

735

1,4

1,4

1,3

1,3

2,5

2,3

2,4

2,1

185

185

280

355

0,34

0,93

1,81

2,95

28,5

14,2

9,5

7,1

Чтобы получить частоту вращения  мин-1, в каждом из случаев привод должен содержать понижающую передачу с передаточным отношением  . Результаты расчётов внесены в таблицу 1. Данные передаточные отношения мы сможем получить, используя одновременно планетарный механизм и простую одноступенчатую открытую передачу. Произведем разбивку общего передаточного отношения следующим образом:

ТАБЛИЦА  2

Марка эл. двигателя

Общее передаточное отношение

uред

Передаточное отношение по ступеням

uпл

uзп

4А180M2У3

4А180М4У3

4А200L6У3

4А225М8У3

28,6

14,3

9,5

7,1

8,0

6,0

9,5

7,1

3,575

2,38

1

1

 Для дальнейших расчетов выбираем двигатель марки  4А180М4У3

2.2. 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  

Синтез планетарного механизма проводим на основе следующих условий:

2.2.1. Планетарный механизм

  1.  

Условие выполнения требуемого передаточного отношения:       где передаточное отношение от 1-го колеса к водилу при закрепленном колесе 3   , а передаточное отношение обращенного механизма      .    В результате получаем   .

 

  1.  Условие правильного зацепления, по которому Zmin≥17:                                                 Принимая   Z1=18,  получаем  Z3=5▪Z1=90  зубьев.

  1.  Условие соосности:                                                                                                                         Z1+2▪Z2=Z3        откуда    Z2=0.5▪(Z3Z1)= 0.5▪(90-18) = 36 зуба.                                                      По условию правильности зацепления Z3Z2=90-36 =54>6.

  1.  Условие соседства:                                                                                                                               

      Число саттелитов может быть k=1,2,3   самый рациональный вариант  k=3.   Уточним передаточное отношение    .      Проверим возможность сборки полученного механизма      , где П и Ц целые числа.  Выражение     удовлетворяется  при любых целых  П.

Окончательно принимаем  Z1=18,  Z2= 36,  Z3=90,  k=3.

2.2.2. Открытая зубчатая передача

Для открытой зубчатой передачи    принимая  Z4=17  поучаем                     Z5=Z4U4-5=17▪2,38=40,46 зубьев.

Окончательно принимаем для открытой зубчатой передачи    Z4=17,  Z5=40 зубьев.

Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определим по максимальному моменту в зубчатом механизме, который имеет место на выходном его валу. Момент на этом валу          ,  где  номинальная угловая скорость двигателя. Модуль зубьев находится по формуле мм   берем ближайший больший модуль первого ряда m=6 мм.

Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитаем по моменту на валу кривошипа              мм. Учитывая повышенный износ открытой передачи, принимаем   мм.  

2.2.3.  Определение размеров зубчатых колес.

Определим делительные диаметры зубчатых колес:

мм

мм

мм

мм

мм

Определим диаметр водила    принимаем .

2.3.  Синтез несущего механизма.

Определим угол перекрытия θ:             

  1.  По углу θ выбираем из таблиц  вариант четырехзвенника с оптимальным интервалом угла давления. Выписываем значения угла размаха коромысла , номер расчетной точки  и значение :  , , .
  2.  Вычисляем  :             
  3.  Находим относительные размеры звеньев по следующим формулам:

     

     получаем при      , , , .

  1.  Уточняем углы давления:          , где   и       т.е. ,а  .
  2.  Определим угол β:           
  3.  Определяем истинные размеры звеньев:

      

Окончательно получаем:

 

Рис.2

2.4. Синтез кулачкового механизма.

2.4.1. 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:                                  ,  , . Т.к. расчет производится для каждой фазы отдельно, с начала фазы, то в формулы необходимо внести поправки для фазы возвращения: , , .

Результаты расчета оформим в таблицу 3: (для 93  75    19,2)

Таблица 3

Фаза удаления

Закон косинусоидальный

Фаза возвращения

Закон косинусоидальный

S

S

0

0

0

0,0937

0

0,05

0

-0,144

0,0033

0,024

0,081

0,047

-0,03

-0,125

0,013

0,042

0,047

0,038

-0,052

-0,072

0,025

0,048

0

0,025

-0,06

0

0,038

0,042

-0,047

0,013

-0,052

0,072

0,047

0,024

-0,081

0,0033

-0,03

0,125

0,05

0

-0,0937

0

0

0,144

   

Рис. 3   График изменения перемещения толкателя.

2.4.2. Профилирование кулачка.

Основные размеры механизма определяют с помощью фазового портрета, представляющего собой зависимость SА(VqА). Масштабы, выбранные по оси  (перемещений) и оси  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  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.

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  и e в произвольном масштабе . 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 1,2,3… к данной окружности. Затем из точки О1 проводятся окружности радиусами О1А1, О1А2,... Точки пересечения лучей 1,2,3… 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 = (0,2-0,4) R0; или r0 < 0,8 min, где min - минимальный радиус кривизны центрового профиля кулачка.

Величины, заданные для построения профиля кулачка: доп=30, h=0.05м, e=5мм.

Величины найденные после построения профиля кулачка: R0=67,50мм, r0=R00,2=13,5мм

(построения представлены:  лист 1)

2.5. 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 маховика.   

2.5.1. Расчет масс и моментов инерции звеньев.

Принимаем, что массы по длинам рычагов распространены равномерно, что интенсивность распределения . Принимаем зубчатые колеса как сплошные диски с шириной , зависящей от межосевого расстояния  :   , где - коэффициент ширины зуба.

1.Располагая центры масс по серединам рычагов, определим их массы и моменты инерции:

-вычисление масс

-момент инерции звена относительно центра масс

- момент инерции звена относительно оси вращения

2.Массы зубчатых колес и их моменты инерции определим по следующим формулам:

-масса i-го колеса, где =7800 кг/м3, а d- делительный диаметр колеса

- момент инерции i-го колеса относительно оси вращения

3.Массу водила планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы:

, где  момент инерции (как сплошного диска)  

4.Массу и момент инерции кулачка оцениваем по среднему его радиусу  и ширине  т.е.  момент инерции ищем по формуле

5.Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому моменту                          = 0.93 кгм2          

6.Массу кулисного камня принимаем равной нулю, массу ползуна (поршня) принимаем как  . Массу  цилиндра принимаем  

7.Динамические характеристики остальных движущихся элементов из-за малых масс либо скоростей считаем пренебрежимо малыми.

Результаты расчетов заносятся в таблицу 4

Таблица 4

Наименование

Обозначение

Параметр и обозначение

Длина рычага, диаметр колеса, м.

Масса, кг.

Момент инерции относительно оси вращения, кг*м2

Момент инерции относительно центра масс, кг*м2 

Рычаг

OA

AB

BC

CF  

0.096(lOA)

0.484(lAB)

0.642(lBC+lCF)

2.88(m1)

14.52(m2)

19.26(m3)

0.00885 (IO1)

-

2.65(IO3)

-

0.2834(IS2)

-

Зубчатое колесо

Z1

Z2

Z3

Z4

Z5

0.108(d1)

0.216(d2)

0.540(d3)

0.136(d4)

0.320(d5)

2.89 (mZ1)

11.57(mZ2)

72.31(mZ3)

4.59(mZ4)

25.39(mZ5)

0.0042(IZ1)

0.067(IZ2)

-

0.0106(IZ4)

0.325(IZ5)

0.0042 (IZ1)

0.067 (IZ2)

-

0.0106 (IZ4)

0.325 (IZ5)

Ползун

D

-

57.78(mn)

-

-

Водило

H

0.36(dH)

16.069(mH)

0.2603(IH)

0.2603(IH)

Кулачок

-

0.16(DСР)

5.02(mКУЛ)

0.0161(IКУЛ)

-

Ротор

-

-

-

0.116(IP)

-

2.5.2.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 приведения.

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 насоса:

  1.  Ротора приводного электродвигателя:                                                                                          

Зубчатой передачи:                                                                                                                            , где Iпл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного механизма, вычисляется по следующей формуле:                                                               , k- число сателлитов. Передаточные функции высчитываются по формулам:       

  1.                     

Подставив в формулы значения из таблицы 4 получаем:

       

  1.  Кулачкового механизма:                                                                                           существенного влияния на работу насоса не оказывает.
  2.  Несущего механизма:                                                                         , 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=0.096м,lAS2=0.242м, lAB=0.484м, lOC=0.481м, lBC=0.292м, H=0.274м

(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.

Таблица 5а

№ положения

1

37

57,2

29

86,2

0,054434

0,178627

0,092628

0,016872

2

86,7

72,4

23,8

96,2

0,307045

0,034344

0,052783

0,086698

3

120

83,2

23,9

107,1

0,329222

-0,04459

0,10468

0,090234

4

155

91,1

26,7

117,8

0,258056

-0,11994

0,132249

0,073734

5

230

86,5

39,7

126,2

-0,05889

-0,19298

0,093299

-0,0183

6

300

63,7

47,5

111,2

-0,34976

0,033848

0,066305

-0,09659

7

335

54,86

42,84

97,7

-0,37234

0,204111

0,134839

-0,10425

8

355

52,7

40,5

93,2

-0,29478

0,246795

0,14961

-0,08501

9

360

52,6

40,3

92,9

-0,26767

0,249357

0,149475

-0,07738

Таблица 5а

Положение кривошипа АО

Значение обобщенной координаты φ˚

Работа сил

Приращение кинетической энергии ΔТi  кДж

Момент инерции, приведенный к валу кривошипа кг×м2

движущих АДВ Дж

сопротивления АС Дж

IР ПР

IПЕР ПР

IНЕС ПР

1

0

0

0

0

23.39

10.44

0,154888

2

49,62

1090,582

1722.2

-0,631

23.39

10.44

0,420255

3

83,48

1834,978

3425.9

-1,590

23.39

10.44

0,586583

4

118,53

2605,377

5124.8

-2,519

23.39

10.44

0,530709

5

192,57

4232,623

6814.5

-2,581

23.39

10.44

0,160352

6

263,65

5795,027

7104.7

-1,309

23.39

10.44

0,547108

7

297,78

6545,292

7370

-0,824

23.39

10.44

0,826674

8

318,27

6995,509

7639.1

-0,643

23.39

10.44

0,69751

9

322,92

7097,716

7698.2

-0,600

23.39

10.44

0,636959

Момент инерции маховика найдем как:

, где определяется с помощью диаграммы энергомасс, учитывая что частота вращения приводного электродвигателя за цикл установившегося движения должна изменяться в пределах допустимого коэффициента

Построим диаграмму энергомасс- зависимость Тi  от Iпр i .

Iпр i = Тi  =  Адв - Апс  

Рис. 7. Определение осей координат диаграммы энергомасс.

Определим углы наклона касательных, решив уравнения:

(принимается , а средняя угловая скорость кривошипа равна )

,где    получаем      

Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси DI , находим отрезки O1K и

O1L, записываем уравнения касательных             решив уравнения совместно определяем координаты начала системы T- Iпр :    

Т0=34348Дж

=568.685 кг×м2

Определим момент инерции маховика:

Принимаем массу маховика равной .

Пользуясь формулой    найдем радиус маховика  .

Определим ориентировочную массу насоса, пользуясь таблицей 4:

,  -масса станины насоса, -масса соединительных деталей и валов. Т.е. масса всего насоса приблизительно равна  

* Мы можем перенести маховик на более быстроходный вал, при этом . Пусть это будет выходной вал планетарного механизма, тогда  

К ЛИСТУ 2. Исследование схемы водяного насоса.

3.1. 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:

, где его кинетическая энергия  , а приведенный момент инерции      (все входные данные были определены ранее).

Результаты расчета заносим в таблицу 6.

Таблица 6

Полож. мех-ма

1

2

3

4

5

6

7

8

9

 

0

49,62

83,48

118,53

192,57

263,65

297,78

318,27

322,92

 , Дж

34348

33716

32757

31828

31766

33038

33523

33704

33747

 , кгм2

568,83

569,10

569,27

569,21

568,84

569,23

569,51

569,38

569,32

,   с-1 

10,989

10,885

10,727

10,575

10,568

10,774

10,850

10,880

10,888

С помощью таблицы 6 проверяем достоверность определения параметров маховика:

 

что соответствует принятым значениям (  0,038 0,04; )

По данным  таблицы 6 строим график зависимости обобщенной скорости от угла поворота кривошипа ОА, в пределах одного цикла установившегося движения 012. С помощью этого графика можем определить угловое ускорение кривошипа ОА в любом его положении:

, где и - приращения координат по осям  и ,  и - масштабы по этим осям соответственно, - угол наклона касательной к построенной кривой  с положительным направлением оси  при выбранном значении обобщенной координаты .

3.2. 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 – структурных групп:

поршень – ползун 5 и кулисный камень 4

кулиса 3 и шатун 2

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)

 

3.2.1. 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:

, а с помощью графика  определяем  следовательно  и   противоположны по направлению.

По теореме о вращательном движении кривошипа ОА, ускорение точки А:                  , где нормальная составляющая ускорения  на чертеже (лист 2) отложена в векторе  с модулем  в направлении от точки А кривошипа ОА к центру его вращения О, а тангенциальная составляющая  отложена в векторе  с модулем  в соответствии с направлением углового ускорения  перпендикулярно вектору .           ()

Ускорение точки В определяется совместным решением векторных уравнений сложного движения точки В относительно точки А:  и вращательного движения точки В: .

Для точки D45 , принадлежащей кулисному камню 4 и ползуну – поршню по теореме о сложном движении получаем:

 

ускорение Кориолиса определяется как  ,  - определяется из плана скоростей. Ускорение точки D3 ранее рассматриваемого звена BCD можем найти по теореме о подобии планов ускорений и положений:                                                        .

Чтобы определить  и , определим нормальные составляющие ускорений ,   и ускорение Кориолиса  , где         

                  

      . Выписав из таблицы 5 значения передаточных функций  =0,0343; =0,307, определив по формуле   , где    =90°- j 3+ θ получаем  =0,373с-1 =3.34с-1  =0.2095м/с, вследствие чего ,  ,  =2,24м/с 2 .

После графического решения уравнений для  и определения отрезка bc получаем длины отрезков из уравнения для d3c, измерив D3C непосредственно по чертежу.

При графическом решении вектор ускорения Кориолиса   направлен как вектор скорости  , повернутый на 90° в направлении ω3 .

Отрезки изображающие эти ускорения в масштабе плана ускорений:

Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров масс и угловых ускорений звеньев:

3.2.2. Расчет сил инерции.

Имея ускорения, находим силы инерции:

где  - момент инерции относительно оси вращения О связанных между собой кривошипа ОА и и зубчатого колеса Z5

3.2.3. 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=37680Н. 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 4 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 многоугольник сил

 

Учитывая , что масштаб построения    неизвестные реакции оказались равны          Р05=8001Н, Р34=36820Н .

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:

из плана находим:

==41989.5Н

= =45374Н

=++= 41716.5Н

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 кривошипа:

Из построенного плана находим Р01=24342.5Н

3.3. Определение мгновенного К.П.Д., оценка интенсивности износа кинематических пар.

Мгновенный К.П.Д. рассмотренного механизма находим по формуле

, где - 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=0,01м, 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: , а в поступательных:  , где   -  номера звеньев образующих кинематическую пару;

- реакция между этими звеньями;

- относительная угловая скорость звеньев;

- относительная скорость звеньев;

С учетом всего этого:

где  =

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.

4. Краткие выводы и результаты.

Выполнено первое приближение проекта водяного насоса , получены ориентировочные технико-экономические показатели, которые подлежат защите. Эти показатели сводятся к следующим :

Производительность                            140 м3/ч  

Давление                                               0,3 МПа

Ход поршня                                           0,2м

Ориентировочная масса станка           910кг

Литература:

Теория механизмов и машин

Фролов        М.: «Высш. шк.»

2)  Курсовое проектирование по теории механизмов и машин

    Девойно      М.: «Высш. шк.»


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

72730. Создание простейшего прикладного приложения: калькулятор, просмоторщик рисунков, графический редактор, текстовый редактор, медиаплеер 4.9 MB
  Цель работы. Разработка приложений использующих главное меню формы всплывающего меню строки состояния панели инструментов быстрых кнопок с картинками подсказок к кнопкам а также стандартных диалогов открытия и сохранения файлов на примере создания приложения для просмотра графических файлов точечных рисунков.
72732. Изучение компонентов среды С++ Builder 6: TStringGrid (таблица строк), TMainMenu. Работа с массивами данных 264 KB
  Получение навыков работы с компонентами TStringGrid (таблица строк), TMainMenu (главное меню), программирования ввода матрицы смежности графа с помощью компоненты TStringGrid, разработки классов для решения задач на графах.
72733. История одного ордена (орден Отечественной войны) 75.5 KB
  Цель: Через знакомство с историей ордена Отечественной войны установить имена ветеранов Великой Отечественной войны проживающих в нашем поселке награжденных этим орденом. Актуальность: В 2011 году 22 июня весь наш народ вспоминал одну из самых трагичных страниц в истории России начало Великой Отечественной...
72734. История семьи в судьбе Отечества (вечер воспоминаний) 35 KB
  Цель: Затронуть патриотические чувства учащихся, сделать акцент на выборе доблестной и почетной профессии военного. Побуждать родителей делиться опытом о том, как в семье хранит память о старшем поколении, воспитываются моральные ценности, строятся отношения между поколениями, формируется отношение к окружающему миру.
72735. Бактерии полезные и вредные 42 KB
  Цель: выяснить какие бактерии полезные а какие вредные. Задачи исследования: выяснить где живут бактерии от чего зависит их жизнь какие бывают бактерии и микробы. Сидя перед телевизором часто слышу слова бактерии полезные бактерии вредные бактерии пробиотики пребиотики высказывания о различных йогуртах...
72736. Исследование влияния состава воздуха на здоровье населения города Омска 138.5 KB
  Город Омск – один из крупнейших городов азиатской части России с населением более 1,1 млн. человек. В процессе своей жизнедеятельности город, как и любой другой крупный населенный пункт, производит значительное количество веществ, загрязняющих окружающую среду: воздух, водные объекты и территорию.