Реферат: Проектирование механизмов машинного агрегата двухпоршневого насоса двухстороннего действия

<hr />Kurs prikl mex var4 cxem7 krasovsky.pdf мой титульный лист.pdf Mathcad — 460+meh.(kursovik)dim мой 01 Редуктор мой чертеж схема МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Санкт-Петербургский государственный университет водных коммуникаций/>Кафедра ТМ и ОДМ

Курсовой проект

Проектирование механизмов машинного агрегата двухпоршневого насоса двухстороннего действия

Специальность: 180400 “Электропривод и автоматика промышленных установок и технологических комплексов”

Вариант N4 схема N7 Выполнил: Студент 3 курса ЗО фк-т ЭМп. Красовский А.В. Преподаватель: Галилеев С.М.

Санкт-Петербург 2008

1. Данные для проектирования: Объемная производительность насоса: Qт = 0.01 м^3/с;

Среднее постоянное удельное давление на поршень: Рср = 300 000 Па;

Частота вращения кривошипа: nкр = 280 об/мин;

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна: λ= 0.25;

Диаметр поршня: dп = 0.1 м;

Коэффициент неравномерности вращения кривошипа: δ = 0.01;

Объемный коэффициент полезного действия насоса: ηоб = 0.8;

2. Метрический синтез кривошипно-ползунного механизма насоса.

Определим подачу насоса: Qт := 0.9 nкр := 500 ηоб := 0.9

q := 60 Qт = 60 0.02 = 510 − 3 м3 q0.12

×= nкр⋅ηоб 300 0.8

⋅

Определим ход поршней: dп := 0.15 − 3

So := q = 510 = 0.071 м 22

π⋅dп3.14 0.15

⋅

Определим радиус кривошипа: 11

rкр := ⋅So =⋅0.071 = 0.036 м 22 Определим длину шатуна: λ := 0.2 11

Lш := ⋅rкр =⋅0.036 = 0.18 м λ 0.2

3. Кинематический анализ кривошипно-ползунного механизма насоса.

Определим угловую частоту вращения кривошипа: π⋅nкр 3.14 300 рад

⋅

ωкр :== = 31.4 3030 c

k2 := 180

φ := 01… 360 ⎛ 2⎞

S φ⎜−

():= rкр⋅ 1cos (φ⋅k2)+ 1 λ ⋅ ⋅sin (φ⋅k2)

⎟

⎝ 2 ⎠

⎛ (⎞

V φ():= rкр⋅ωкр⋅⎜sin (φ⋅k2)+ 1 λ ⋅ ⋅sin 2φ⋅k2)

⎟

⎝ 2 ⎠

a φ(():=rкр⋅ωкр2 ⋅(cos(φ⋅k2)+λ⋅cos 2 ⋅φ⋅k2)) ()= V φ()=

S φ()= a φ

2.793·103

1.551·10-4

0.931

2.792·103

6.205·10-4

1.861

2.79·103

1.396·10-3

2.791

2.787·103

2.481·10-3

3.719

2.782·103

3.875·10-3

4.645

2.777·103

5.577·10-3

5.57

2.77·103

7.588·10-3

6.492

2.761·103

9.905·10-3

7.411

2.752·103

0.013

8.326

2.741·103

0.015

9.238

2.729·103

0.019

10.145

2.716·103

0.022

11.048

2.701·103

0.026

11.946

2.686·103

0.03

12.839

2.669·103

0.035

13.725

2.651·103

0.039

14.606

2.632·103

0.044

15.48

2.611·103

0.05

16.346

2.59·103

0.055

17.206

2.567·103

0.061

18.058

2.543·103

0.067

18.901

2.518·103

0.074

19.737

2.492·103

0.08

20.563

2.465·103

0.087

21.38

2.437·103

1.5

S φ

()

S(φ−90)

0.5

0 50 100 150 200 250 300 350 400

60 40 20

V φ

()

V( φ−90) 20 40 60 0 50 100 150 200 250 300 350 400

3000

2000

1000

a φ

()

a( φ−90) 0

1000

2000 0 50 100 150 200 250 300 350

4. Силовой анализ кривошипно-ползунного механизма.

Определим равнодействующую постоянного давления на поршень: 6

Pср := 0.3 10

⋅

Pсрπ ⋅ ⋅dп0.3 10⋅0.15 4

F :== = 1.125 × 10H 44

Найдем значение приведенного к кривошипу момента сил давления для первого цилиндра:

V φ

()

Tпр1 φ

():=F⋅

():=Tпр1 φ

Tпрср φ()+Tпр1(φ−90) ωкр

1 ()⎞

Tпрср := 358 ⋅⎛⎜∑Tпрср φ⎟ 3

Tпрср =5.774 ×10⎝φ ⎠

()= Tпр1(φ−180 )= Tпр1 φ

Tпр1 φ()+Tпр1(φ−180 )=

0

4.409·10-13

4.409·10-1394.241

62.831

157.072

188.438125.657314.095

282.55188.474471.024

376.532251.276627.808

470.343314.059784.402

563.938376.818940.756

657.277439.5471.097·103

750.316502.2421.253·103

843.013564.8971.408·103

935.326627.5081.563·103

1.027·103690.0681.717·103

1.119·103752.5711.871·103

1.21·103815.0132.025·103

1.3·103877.3862.177·103

1.39·103939.6862.329·103

1.479·1031.002·1032.481·103

1.567·1031.064·1032.631·103

1.655·1031.126·1032.781·103

1.742·1031.188·1032.93·103

1.828·1031.25·1033.078·103

1.914·1031.312·1033.225·103

1.998·1031.373·1033.371·103

2.082·1031.435·1033.517·103

2.165·1031.496·1033.661·103

8000

6000 Tпр1 φ

() Tпр1( φ−90) (Tпр1 φ+

()Tпр1( φ−90))4000 Tпрср

2000

0 50 100 150 200 250 300 350 400

5. Расчет мощности движущих сил и подбор электродвигателя.

Определим мощность сил производственных сопротивлений: 3

⋅

Pпс := Tпрср ⋅ωкр = 240.584 31.4 = 7.554 × 10Вт

Для того, что бы определить мощность движущих сил необходимо посчитать коэффициент полезного действия машинного агрегата (без учета потерь в электродвигателе). Он определяется по формуле: η :=ηкпм ⋅ηр

где ηкпм := 0.8

ψ2 := 0.01 и ψ3 := 0.02

ψn :=0.007 -коэффициент потерь в одной паре подшипников.

mn :=2 -число пар подшипников.

ηр -кпд редуктора, который определяется по формуле:

⋅

ηр := 1 − ⎡⎣(ψ2 +ψ3)+ mn⋅ψn⎤⎦ = 1 − [(0.01 + 0.02) + 2 0.007 ηр = 0.956

Тогда, коэффициент полезного действия машинного агрегата бедет равен:

⋅

η:= ηкпм⋅ηр = 0.8 0.956 = 0.765 Тогда, требуемую мощность движущих сил можно установить следующим образом: 3

Pпс 7.554 × 103 Pдс := = 9.875 × 10Bт

η 0.765

По рассчитанной требуемой мощности движущих сил из условия Рдс≤ Рэл (требуемая мощность электродвигателя должна быть больше, либо равна мощности движущих сил) выбираем электрический двигатель удовлетворяющий этому условию. Из таблицы П.1 («Курсовое проектирование деталей машин» С.А. Чернавский, И.М. Чернин и др.) выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, 4А 132М6 с параметрами: мощность Рдв = 15 кВт и скольжением 3,2% (ГОСТ 19523-81).

6. Проектировочный расчет зубчатой передачи.

Определим требуемое передаточное число:

об

nэл := 1000 мин

nэл

u := 1000

= 3.333

nкр =

300

Принимаем значения твердости материала для зубчатого колеса (Н1) и шестерни (Н2):

H1 := 250 HB H2 := 300 HB

Sh1 := 1.1 KhL := 1

Khβ :=1.1 -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (при расчете на контактную выносливость).

ψвd :=0.8 -коэффициент ширины колеса.

Kd := 680 MПа -коэффициент диаметра.

Tпрср

T1 := -вращающий момент на шестерне зубчатой передачи, Н*м. u

T1 = 2.887 × 10Нм

⋅

σhlimв1 := 2 H1 + 70 = 2250 + 70 = 570 HB

σhlimв2 := 2 H2 + 70 = 2300 + 70 = 670 HB

σhlimв1 570

σh1 := ⋅KhL =⋅1 = 518.182 Sh1 1.1 МПа

σhlimв2 670

σh2 := ⋅KhL =⋅1 = 609.091 МПа

Sh1 1.1

σh := 0.45 (σh1 +σh2) 0.45 ⋅(518.182 + 609.091) = 507.273 МПа

3/>3/>

T1 Khβ⋅(u + 1) 108.263 1.1 ⋅(3.333 + 1)

Dw1' := Kd ⋅

= 680 ⋅

= 61.839 мм 22

⋅

ψвd⋅σh⋅u 0.8 507.273⋅3.333

aw' := 0.5 Dw1' ⋅(u + 1) = 0.5 61.839 ⋅(3.333 + 1) = 133.974 мм ⋅

mh := 0.02 aw' mh = 5.813 мм π

k1 := 180

⋅

β := 10 k1 β= 0.175 Dw1' cos β⋅ (

⋅ ()= 61.839 cos 0.175) = 26.012

z1' := mh 2.341 z1 := 26 z2' := z1' u z2' =26.012 3.333 z2' = 65.654 z2 := 76 z2 76

u := = 2.923 u2.923

z1 26

u := 3 mh z1 2.341 26

dw1 :== = 61.81 мм cos β(

() cos 0.175) mh z2 2.341 76

dw2 :== = 180.676 мм cos β(

() cos 0.175)

dw1 + dw2 61.81 + 180.676

dw :== = 121.243 мм 22

b2 := ψвddw1 = 0.8 61.81 = 49.448 мм b1 := b2 + 10 = 49.448 + 10 = 59.448 мм da1 := dw1 + 2 mh = 61.81 + 2 2.341 = 66.492 мм da2 := dw2 + 2 mh = 180.676 + 2 2.341 = 185.358 мм df1 := dw1 − 2.5 mh = 61.81 − 2.5 2.341 = 55.958 мм df2 := dw2 − 2.5 mh = 180.676 − 2.5 2.341 = 174.823 мм

7. Проверочный расчет зубчатой передачи.

Для улучшенных и нормализованных зубчатых колес определим базовый предел выносливости:

⋅⋅ =

σfLimв1 := 1.8 H1 1.8 250 = 450 σfLimв1450 ⋅⋅ =σfLimв2 := 1.8 H2 1.8 300 = 540 σfLimв2540

Определим допускаемые напряжения изгиба:

Kf1 :=1 -коэффициент безопасности при расчете на изгибную прочность.

Sf1 :=2 -коэффициент долговечности при сроке службы более 20000 часов.

σfLimв1 450

σf1' := ⋅Kf1 =⋅1 = 225 Sf1 2

σfLimв2 540

σf2' := ⋅Kf1 =⋅1 = 270 Sf1 2

Теперь определим, какая у нас будет удельная окружная сила:

Kfβ :=1.1 -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, при расчете на изгибную выносливость (Kfβ = 1,05...1,11). Kfυ:= 1.35 -коэффициент, учитывающий динамические нагрузки в зацеплении при расчете на изгибную выносливость (Kfυ = 1,15...1,35).

Тогда, удельная расчетная окружная сила будет:

2T1 ⋅Kfβ⋅Kfυ 2 72.175 ⋅1.1⋅1.35 H

Wft :== = 0.07 dw1 b2 61.81 49.448 мм

Определим расчетные напряжения:

⎛ β⎞ 0.175

Yβ := 1 −⎜ ⎟= 1 −= 0.999

⎝ 140 ⎠ 140

z1 24

Zv1 :== = 25.134 3

()3 cos 0.175)

cos β(

z2 74

Zv2 :== = 77.497 3

()3 cos 0.175)

cos β(

Yf1 := 3.90

Yf2 := 3.60

Wft 0.07

σf2 := Yf2 Yβ⋅ = 3.60 0.999 ⋅= 0.108 mh 2.341

⎛ Yf1 ⎞ 3.90

σf1 := σf2⋅⎜ ⎟= 0.145 ⋅= 0.157

⎝ Yf2 ⎠ 3.60

8. Проектировочный расчет валов и элементов корпуса редуктора.

T2 :=Tпрср -крутящий момент передаваемый выходным валом. 3

T2 = 5.774 × 10Нмм

⋅

T1 := -крутящий момент передаваемый входным валом. u

T1 = 1.925 × 1H⋅мм

Тогда, ориентировочное расчетное значение диаметра конца входного и выходного валов определяется из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях, по формуле:

А). Для входного вала: τ1 := 15 МПа -допускаемое касательное напряжение для входного вала. 3/>3 />

T1 1080.195 10

d1 :=

= 29.9 мм

⋅

0.2⋅τ1 0.2 15

Принимаем значение диаметра входного вала d1 := 30 мм Б). Для выходного вала: τ2 := 20 МПа -допускаемое касательное напряжение для выходного вала.

3/>3/>

T2 10= 240.584 10

d2 :=

= 39.18 мм

⋅ Принимаем значение диаметра выходного вала d2 := 40 мм Теперь, примем диаметры валов под подшипники качения на 5-8 мм больше, т.е. А). Для входного вала: dh1 := d1 + 5 dh1 =30 + 5 dh1 = 35 мм

0.2⋅τ2 0.2 20

Б). Для выходного вала:

dh2 := d2 + 5 dh2 =40 + 5 dh2 = 45 мм

9. Подбор подшипников, уплотнений, шпонок и муфт.

1. Выбор подшипников.

Для ведущего вала выбираем подшипники в количестве2-х штук:

ГОСТ 8338-75

Серия: особолегкая;

Тип: 206 80108;

Основные размеры:

d30 мм

D62 мм

B16 мм

r1.5 мм

Co =19.5 103H -статическая грузоподъемность подшипника, Н.

⋅

C10 103 H -динамическая грузоподъемность подшипника, Н.

=⋅

Для ведомого вала выбираем подшипники в количестве2-х штук:

ГОСТ 8338-75

Серия: легкая;

Тип: 208 80209;

Основные размеры:

d40 мм

D80 мм

B18 мм

r2мм

Co =32 103 H -статическая грузоподъемность подшипника, Н.

⋅

C17.8 103 H -динамическая грузоподъемность подшипника, Н.

=⋅

10. Проверочный расчет валов на выносливость.

Материал валов: -сталь 45 нормализованная, с σв = 570 МПа.

Расчет производим после установления окончательной конструкции вала и его размеров в результате выполнения эскизной компоновки.

Составим расчетную схему, считая, что нагрузки в зацеплении приложены к середине зубчатого венца колеса.

Представим наш вал в виде балки, концы которой закреплены шарнирно-неподвижной опорой (точка А) и шарнирно-подвижной опорой (точка В). Укажем так же все силы, моменты и определим реакции опор.

Для косозубой передачи нагрузки в зацеплении определяются по формулам:

а). для окружной силы; T23 3

⋅

Ft2 := 2⋅⋅102 338.321 ⋅103

= 3.512 × 10Н

dw2 =

192.651 dw2 = 448.62 мм -диаметр начальной окружности колеса.

б). для радиальной силы; αw := 20 k1 -угол зацепления. αw0.349

⋅= tan 0.349) = 0.364

( cos β

()= 0.985 3

Ft2 tan (αw)= 3.512 10⋅0.364 3

Fr2 := () 0.985 = 1.298 × 10Н cos β в). для осевой силы; β -угол наклона линии зуба.

Fa2 := Ft2 tan β⋅ ()= 619.26 Н

⋅ ()= 3512 tan β

г). для момента; dw2 192.65 4

M2 := Fa2⋅= 619.26 ⋅= 5.965 × 10Нм

⋅

2 2

Теперь, из уравнений равновесия, определим реакции опор:

L1 := 57 мм -расстояние от точки опоры (А) до середины балки. L2 := 57 мм -расстояние от точки опоры (В) до середины балки.

1. Определим реакцию опоры в точке В: 3

Fr2 L2 − M2 1298 57 − 59.66 10

RBy := = 125.667 H L1 + L2 57 + 57

2. Определим реакцию опоры в точке А:

Fr2 L2 + M2 3

⋅

RAy := = 1298 57 + 59.66 103

L1 + L2 = 1.172 × 10H 57 + 57

Проверка:

3. RAy + RBy − Fr2 = 1.819 × 10 − 12 11Mx = 0

− 22Mx = RAy L = 1390 0.057 = 79.23

− ⋅⋅ 33Mx = RAy L − M 2 = 19.63

−⋅ 44Mx = 0

− 55Mx = 0

−

RAx := −Ft2 ⋅L1 = 57 − ⋅ 3.512 × 10=−2.002 × 106

RAx =−1.467 × 10H

−Ft2 ⋅L1 5

RBx := =−3.512 × 10⋅575 4

L1 + L2 =−1.756 × 10RBx =−1.287 × 10114 H

11My = 0

−

22My = 0

− 33My = RAx L = − 200 0.057 = − 17.2

− ⋅⋅

44My = 0

− 55My = 0

−

Проверка:

−Ft2 Ft2

−+ Ft2 = 0 22

Определим коэффициенты концентрации напряжений, в опасном сечении исходя из следующих зависимостей:

σв := 570 МПа -предел выносливости выбранной марки стали (сталь 45).

Kσ :=1.55 -эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.

Kτ := 1.70 -эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.

Kf := 1.25 -коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала в рассматриваемом сечении (класс шероховатости — 5). Kd := 0.79 -коэффициент, учитывающий масштабный фактор (размеры) вала.

Kυ:= 1.8 -коэффициент, учитывающий упрочнение поверхностей (закалка токами высокой

частоты). Теперь, все выбранные коэффициенты подставляем в формулы и определяем коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении.

Kσ 1.55

+ Kf − 1 + 1.25 − 1 Kd 0.79

Kσр :== = 1.229 Kυ 1.8

Kτ 1.70

+ Kf − 1 + 1.25 − 1 Kd 0.79

Kτр :== = 1.334 Kυ 1.8

11. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность.

Kt := 1-температурный коэф-т (при температуре узла меньше 100 С). Kδ:= 1.3 -коэфициент безопасности. V :=1 -коэф-т показывающий какое кольцо подшипника вращается (внешнее или внутреннее).

18.6 10

⋅

-статическая грузоподъемность подшипника, Н.

33.2 10H -динамическая грузоподъемность подшипника, Н.

⋅

Коэффициентырадиальной и осевой нагрузок определяются с учетом вспомогательного параметра «е», который для радиальных шарикоподшипников рассчитывается по зависимости:

0.25

Fa2

⎛⎜⎝

⎞⎟⎠

e0.434

019 Далее, если отношение (Fna/V*Fnr) < e, то Х=1, Y=0. В противном случае Х=0.56, а Y=0. Fa2 561.548 VFr2 1 1177

⋅

e := 0.618

⋅

должно быть

≤

= 0.477