ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА ДВУХЦИЛИНДРОВОГО

Федеральное агентство морского и речного транспорта

Федеральное государственное бюджетное образовательное

учреждение

высшего образования

«Государственный университет морского и речного флота

имени адмирала С. О. Макарова»

Институт водного транспорта

Кафедра основ инженерного проектирования

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА ДВУХЦИЛИНДРОВОГО ГИДРАВЛИЧЕСКОГО НАСОСА

ВАРИАНТ №

СОДЕРЖАНИЕ

1.ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

2. СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ.

2.1Структурный анализ кривошипно-ползунного механизма гидравлического насоса.

2.2Структурный анализ зубчатого редуктора.

3.МЕТРИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО НАСОСА.

3.1. Основные положения

3.2Метрический синтез механизма насоса

4. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА

4.1 Графоаналический метод

4.1.1 Расчет кинематических параметров гидравлического

насоса.

4.2Аналитический метод.

4.3Аналог скорости.

4.4.Построение графиков функции перемещения,

и аналога скорости

5 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СУММАРНОГО ПРИВЕДЕННОГО МОМЕНТА СИЛ.

5.1 Выбор электродвигателя привода насоса и расчет параметров редуктора

5.2. Расчет передаточного отношения редуктора

6. РАСЧЕТ МОМЕНТА ИНЕРЦИИ МАХОВИКА.

Литература.

Приложение (пример компоновки чертежа).

2

1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ.

Расчитать параметры привода гидравлического двух поршневого насоса двух стороннего действия, входящего в состав машинного агрегата (Рис 1.1).

Рис. 1.1. Схема машинного агрегата

1- электродвигатель( трехфазный асинхронный единой серии 5А).

2- редуктор одноступенчатый цилиндрический;

3- двухпоршневой насос двухстороннего действия;

4- маховик;

5,6- соединительные упругие (эластичные) муфты

3

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Q =0,015 м3/с – действительный расход рабочей жидкости или действительная подача (производительность) насоса.

Pср =0,3 Мпа - среднее постоянное удельное давление на поршень. nкр =280 об/мин - частота вращения кривошипа.

dП =0,15 м - диаметр поршня.

=0,2 - геометрический параметр механизма (отношение радиуса кривошипа к длине шатуна)

=0,02 - допускаемый коэффициент неравномерности вращения кривошипа. φ =15° - угол положения кривошипа.

4

2 СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ.

При структурном анализе по заданной структурной схеме механизма

определяют его степень подвижности и число избыточных связей.

2.1 Структурный анализ кривошипно-ползунного

механизма гидравлического насоса.

Структурная схема насоса показана на Рис 2.1.

Рис.2.1 Структурная схема поршневого насоса

0 – Стойка

1 – кривошип

2;5 – шатун

3;4 – ползун

Число подвижных звеньев n=5.

Кинематические пары:

0-1(3пары);1-2;2-3;3-0;1-5;5-4;4-0 –низшие (Рн = 9)

5

По формуле Чебышева определяем подвижность насоса:

= 3 − (2н + в)

Получим: W=3*5-(2*9+0)=-3,

Что говорит о наличии избыточных связей, число которых, с учетом реальной степени подвижности такого механизма равной W=1, будет:

q=W-3n+2P+Pв = 1-15+18=4.

Эти избыточные связи образованы подшипниками кривошипа, введенными из конструктивных соображений.

Убирая эти связи и представляя структурную схему в виде Рис. 2.2.

Для этой схемы получим:

Число звеньев n=5.

Низшие кинематические пары Pн=7 (0-1:1-2;2-3;3-0:1-5;5-4;4-0).

Тогда

W=3*5-2*7=1.

6

Рис.2.2 Структурная схема насоса.

2.2 Структурный анализ зубчатого редуктора.

Структурная схема зубчатого редуктора приведена на Рис.2.3.

Как видно из Рис.2.3а редуктор состоит из двух звеньев: шестерни – 1 и

колеса – 2. Таким образом n=2 Эти звенья образуют между собой высшую кинематическую пару (1-2), а также четыре низшие пары со стойкой: 1-0 (2

пары) и 2-0 (2 пары). Таким образом имеем: n=2: Рн=4 и Рв=1.

7

Рис.2.3 Структурная схема одноступенчатого редуктора.

Тогда степень подвижности редуктора будет:

W=3*2-4*2-1= -3.

Число избыточных связей

q=1-3*2+2*4+1=4

8

Если убрать две избыточные кинематические пары введенные из конструктивных соображений (Рис. 2.3б), получим:

W=3*2-2*2-1=1

И

q=1-3*2+2*2+1=0.

Таким образом структурный анализ механизмов, входящих в машинный агрегат привода насоса показал, что их степень подвижности равна 1 т.е. для его привода необходимо одно ведущее звено. С другой стороны наличие избыточных связей предполагает высокую точность изготовления звеньев механизмов.

3.МЕТРИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО НАСОСА.

Механизмом насоса является шестизвенный кривошипно-ползунный механизм. Поскольку в нем центр вращения кривошипа находиться на прямой, по которой перемещается центр шарнира B(B), то механизм называется соосным.

Целью метрического синтеза является определение длин звеньев механизма насоса: радиуса кривошипа rкр и длины шатуна lш по заданной подаче насоса и другим исходным параметрам.

3.1. Основные положения

Теоретическая подача QТ насоса или его расход больше фактической подачи:

QQ , м3/с,

Тηоб

9

где ηоб – объемный кпд насоса(безразмерный коэффициент подачи насоса),

учитывающий утечки и перетечки рабочей жидкости в рабочих камерах В курсовом проекте рекомендуется принимать ηоб =0,8…0,9

рис. 3.1 Рабочий объем насоса

На рис. 3.1 обозначено:

ВПП – верхнее предельное положение поршня НПП – нижнее предельное положение поршня

So, м – рабочий ход поршня

dП , м – диаметр поршня

Номинальный рабочий объем одного цилиндра насоса подобного типа: