Курсовая работа: Водяной насос

🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Учреждение образования «БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
– проектирование структурной и кинематической схемы рычажного механизма по заданным основным и дополнительным условиям
– анализу режима движения механизма при действии заданных сил
– учет сил трения в кинематических парах и определение коэффициента полезного действия
– проектирование зубчатых рядовых и планетарных механизмов
– расчет оптимальной геометрии зубчатых зацеплений выходного звена
– разработка циклограмм и тактограмм для систем управления механизмами
– определение мощности и выбор типа движения.
Задание на курсовое проектирование содержит название темы проекта, краткое описание назначения машины или прибора и функции их исполнительных органов и элементов, схемы согласованности перемещений исполнительных органов, исходные данные.
Насос:
Процессы в водяных насосах осуществляются за период одного оборота кривошипа.
Одноцилиндровый поршневой насос предназначен для перекачивания жидкости. Движение от электродвигателя передается кривошипу через планетарный редуктор и зубчатую передачу. Преобразование вращательного движения кривошипа в возвратно-поступательное движение поршня осуществляется трехзвенным рычажным кулисным механизмом, состоящим из кривошипа, шатуна и ползуна (поршня). Всасывание жидкости в цилиндр происходит через впускной клапан во время хода поршня вверх при давлении ниже атмосферного. Нагнетание жидкости происходит через выпускной клапан при ходе поршня вниз. Смазывание механизмов насоса осуществляется плунжерным масляным насосом кулачкового типа. Кулачек закрепленный на одном валу с зубчатым колесом приводит в движение толкатель. Равномерное движение обеспечивает маховик.
1. – кривошип; 2. – шатун; 3 – ползун.
0–1 – кинематическая пара 5-го класса, вращательная;
1–2 – кинематическая пара 5-го класса, вращательная;
2–3 – кинематическая пара 5-го класса, вращательная;
3–0 – кинематическая пара 5-го класса, поступательная;
Степень подвижности механизма определим по уравнению Чебышева
где – количество движущихся звеньев механизма;
Для механизма, что исследуется, =3, кинематических пар 5-го класса =4, кинематические пары 4-го класса отсутствуют.
Для работы механизму необходима только одно ведущее звено, так как степень подвижности равна единице.
Определим длину l
1

и l
2

, которые находятся из следующего неравенства:
АВ – отображающий ее отрезок на чертеже, мм
Для построения планов скоростей воспользуемся векторными уравнениями для построения планов скоростей.
Введем масштабный коэффициент скорости (м/мм*с)
Вектор скорости точки В
перпендикулярен звену АВ, вектор скорости точки С
направлен по направлению движения поршня 3, вектор скорости точки С
относительно точки В
перпендикулярен звену ВС
.
Для построения отрезкаps 2
, изображающего вектор скорости центра масс S 2
, воспользуемся теоремой подобия:
Измеряем на планах скоростей длины соответствующих векторов и полученные значения записываем в таблицу 1.2.
Вычерчиваем заданную индикаторную диаграмму, под линией движения ползуна. Масштабный коэффициент длин принимаем таким же как и для планов перемещений .
Максимальную ординату на графике давления принимаем равной 50 мм, тогда .
Полный цикл водяного насоса совершается за 1 оборот кривошипа.
Значение силы полезного сопротивления F C
определяем по формуле: .
Знак «+» берется в том случае, когда сила F C
направлена противоположно движению ползуна.
Определяем значения давлений и сил сопротивления для всех положений кривошипа. Результат заносим в таблицу 1.3.
Строим диаграмму аналогов скоростей рабочего звена, принимая максимальную ординату 150 мм.
Строим диаграмму аналогов скоростей выходного звена в зависимости от угла поворота кривошипа.
В связи с необходимостью в данном проекте выполнения динамического анализа кривошипно-ползунного механизма целесообразно динамическую модель машинного агрегата представить в виде вращающегося звена (звена приведения), закон движения которого был бы таким же, как и у кривошипа 1 механизма, т.е. , , .
Приведенный момент сил M n
представим в виде:
-приведенный момент сил сопротивления.
-приведенный момент движущих сил, принимается в проекте постоянный.
Приведенный момент инерции агрегата определяется из условия равенства кинематической энергии звена приведения и кинетической энергии звеньев машинного агрегата, характеризуемых переменными по величине аналогами скоростей, а приведенный момент М n
находится из условия равенства элементарных работ этого момента и тех действующих сил, которые приводятся к звену приведения.
За звено приведения примем кривошип АВ.
Общая формула для определения приведенного момента инерции звеньев имеет вид:
В моем курсовом проекте эта формула будет следующей:
Отношение скоростей есть передаточные функции, которые определяются из планов скоростей.
Результаты вычислений приведены в таблице 1.5. По этим же данным строим диаграмму приведенного момента инерции механизма.
По оси абсцисс принимаем масштабный коэффициент:
где L – длина отрезка оси абсцисс, соответствующая углу 2π рад.
Определяем приведенный к валу кривошипа момент от сил сопротивления, при этом учитываем действие сил , , . Силу веса кривошипа учитывать не следует, так как ее работа равна нулю (центр тяжести кривошипа совпадает с осью вращения – его скорость равна нулю) и приведенный момент от нее равен нулю.
Приведенный момент найдем из условия и равенства мощностей приведенного момента и приводимых сил:
α-угол между направлением силы и направлением скорости центра тяжести .
Знак «+» перед мощностями сил веса и сил сопротивлений будем ставить тогда, когда эта сила является силой сопротивления; знак «–» перед движущими силами.
G
2
= m
2
* g
= 7.8*9.81 = 76,518 H
G
3
= m
3
* g
= 7.8*9.81 = 76,518 H
Так как работы сил сопротивления равны ,то график строим методом численного интегрирования графика по формуле трапеции:
Для построения графика изменения кинетической энергии поступаем следующим образом: вычитаем ординаты графика из соответствующих ординат графика и строим график суммарной (избыточной) работы , который одновременно является графиком изменения кинетической энергии механизма и приведенного момента инерции.
Для определения момента инерции маховика по закону коэффициента неравномерности движения δ следует провести касательные к графику «энергия-масса» под углами ψ max
и ψ min
к оси абсцисс (оси приведенного момента инерции) тангенсы которых определяются по формуле:
Т.к. маховик выполнен в форме стального диска, момент инерции маховика будет равен:
где m – масса маховика, r – плотность (для стали r=7800 кг/м3), y
b

= b/D – относительная ширина маховика.
Истинная угловая скорость звена приведения находится следующим образом:
Результаты вычислений приведены в таблице 1.8
Задачей силового анализа является определение при заданном законе движения неизвестной внутренней силы, то есть усилия (реакции) в кинематических парах. Эта задача решается с применением принципа Даламбера. Силовой расчет плоских рычажных механизмов выполняется по группам Асура в порядке обратном их присоединения к входному звену.
2.1 Определение углового ускорения звена приведения

Угловое ускорение определяем из дифференциального уравнения машинного агрегата:
Расчет производим для 10-го положения механизма (М пр
10
- максимальный).
-угол наклона касательной к кривой графика к оси абсцисс в исследуемой точке.
Подставляем ранее определенные значения и получим:
2.2 Определение линейных и угловых скоростей, ускорений точек и звеньев механизма

Для построения плана механизма в 10-ом положении примем масштабный коэффициент м/мм
Для построения плана скоростей определим скорость точки В.
Приняв отрезок pb=340 мм, определим масштабный коэффициент.
Построение плана ведется в соответствии с векторными уравнениями рассмотренными в положении №10. Тогда действительные скорости:
Направление получим, поместив вектор в точку С звена 2 и рассмотрев поворот звена под его действием относительно точки В.
Так как кривошип вращается неравномерно, ускорение точки В кривошипа равно:
Выбираем масштабный коэффициент для ускорения .
Из полюса откладываем ║ АВ направленный к центру вращения, отрезок ┴ АВ в направлении .
Ускорение точки С найдем, решив графически систему векторных уравнений.
где нормальная составляющая ║ СВ и равна:
Точка принадлежит стойке, поэтому ║.
Положение точки найдем по теореме подобия:
Тогда действительные ускорения точек и звеньев равны:
Направление получим, помещая в точку С и рассматривая поворот звена 2 под его действием относительно точки В. Звено движется ускоренно.
2.3 Расчет сил, действующих на звенья механизма

Определим силы тяжести звеньев, главные векторы и главные моменты сил инерции звеньев.
2.4 Определение значений динамических реакций в кинематических парах групп Ассура

Отсоединим группу Асура (2; 3). Приложим все известные внешние силы, главный вектор сил инерции F и2
и главный момент сил инерции М и2
, а вместо отброшенных звеньев 1 и стойки 0 приложим реакции F 21
и F 30
, причем неизвестного по величине F 21
представим как сумму: , а реакцию F 30
направим перпендикулярно направляющей ползуна.
Определим реакцию из условия для звена 2
Для определения составляющей и реакции F 30
запишем на основании принципа Даламбера векторное уравнение статики для групп Ассура (2; 3)
Выбираем масштабный коэффициент Н/мм
Определим чертежные отрезки, изображающие силы на чертеже:
Строим план сил группы Асура (2; 3)
Переходим к силовому расчету механизма 1 класса. В точку В приложим реакцию . К звену 1 прикладываем главный момент сил инерции и движущий момент. Рассмотрим равновесие звена 1 относительно точки А.
594,6 + 1258,8 – 33600·58,05·0,00095 = 1853,4 – 1852,9 = 0,5 ≈ 0.
Параметры открытой зубчатой передачи:
Параметры исходного контура по ГОСТ 16532–70:
Подбор чисел зубьев и числа сателлитов производим с учетом условия соосности: воспользуемся формулой Виллиса с учетом
Подбор зубьев производим путем подбора с учетом ряда ограничений:
Для колес с внешними зубьями: Z 1
≥ Z min
= 17
Для колес с внутренними зубьями: Z 3
≥ Z min
= 85 при h
a
* = 1
Принимаем Z 1
= 24, Z 3
= (U 1
H
– 1)*Z 1
= 4.5 * 24 = 108
Число зубьев Z 2
определяем из условия соседства:
Сборка нескольких сателлитов должна выполняться без натягов при равных окружных шагах между ними. Оно выражается следующим соотношением:
, где Ц
= 1, 2, 3, … – целое число; p
= 0
Окончательно принимаем Z
1

= 24;
Z
2

= 42;
Z
3

= 108.

Определяем диаметры колес планетарного редуктора. Редуктор собирается из колес без смещения.
Вычерчиваем схему редуктора в масштабе 1: 3
Z 1
=13, Z 2
=28 – числа зубьев колёс;
h *
a
= 1 – коэффициент высоты головки зуба;
с *
= 0,25 – коэффициент радиального зазора.
Коэффициенты смещения и должны соответствовать условию: (При отсутствии подрезания зубьев.)
x
min
1
и x
min
2
определяем по формуле:
Наименьший коэффициент смещения по критерию отсутствия подрезания зуба при заданных числах зубьев:
Выбираем коэффициенты смещения и из таблицы коэффициента смещения для силовых передач при свободном выборе межосевого расстояния (Z 1
= 10…30, Z 2
≤ 30): x
1

=0.3; x
2
=0; x
å

= x
1

+ x
2
=0,3.
a w
= r w
1
+ r w
2
= 52.72 + 113.56 = 166.28 (мм)
h = r a1
– r f1
= r a2
– r f2
= 56,68 – 44,4 = 114,28 – 102 = 12,28 (мм)
Относительные толщины зубьев на вершинах в пределах нормы.
Вычерчиваем по полученным данным эвольвенту зубчатого зацепления в масштабе М 2,5: 1.
Кулачковым механизмом называется трехзвенный механизм, составленный из стойки и двух подвижных звеньев (кулачка и толкателя), связанных между собой посредством высшей кинематической пары. Механизм служит для воспроизведения заданного периодического закона движения ведомого звена. Ведущим звеном в кулачковом механизме является, как правило, кулачок, ведомым звеном толкатель.
Толкатель в кулачковом механизме заканчивается, как правило, вращающимся роликом, который касается кулачка непосредственно. Наличие ролика никак не отражается на законе движения толкателя. Назначение ролика – перевод трения скольжения толкателя по кулачку, в трение качения ролика по поверхности кулачка. В итоге получаем повышение долговечности кулачкового механизма по износу.
Кулачку в кулачковом механизме присущи два профиля – действительный (рабочий) и теоретический.
Действительным профилем является профиль кулачка, с которым непосредственно соприкасается ролик толкателя.
Теоретический профиль – это кривая, которую описывает центр ролика толкателя при движении относительно кулачка.
Действительный и теоретический профили кулачка являются эквидистантными (равноудаленными друг от друга) кривыми.
В движении кулачкового механизма различают в общем случае четыре этапа (фазы):
1 этап – удаление толкателя, фазовый угол , 2 этап – дальнее стояние толкателя, фазовый угол . Профиль кулачка на этапе дальнего стояния есть окружность радиуса с центром на оси О вращения кулачка.
3 этап – приближение толкателя, фазовый угол . 4 этап – ближнее стояние толкателя, фазовый угол .
Профиль кулачка на этапе ближнего стояния толкателя, является дугой окружности радиуса , с центром на оси О вращения кулачка. При этом .
Соответствие между фазовыми углами в движении кулачка и перемещением толкателя устанавливается, так называемой, циклограммой работы кулачкового механизма.
фазовые углы кулачка, соответствующие этапам удаления и приближения толкателя, градусы;
фазовые углы кулачка, соответствующие дальнему и ближнему стоянию толкателя, градусы;
– при приближении: параболический симметричный


h = 20 (мм); φ
y
= 120º = 2.093 рад; j i
=0, 0.348, 0.697, 1.046, 1.395, 1.744, 2.093 рад
φ
b
= 50º = 0,872 рад, j i
=0, 0.145, 0.29, 0.436, 0.581, 0.726, 0.872 рад
Определим минимальный радиус кулачка из условия выпуклости профиля. Для этого на основании графиков S(φ) и S» (φ), строим график S(S’’). Проведем касательную под углом 45 к оси S. За центр вращения кулачка выбираем точку О i
лежащая ниже точки О на 10 мм.
Проводим окружность радиусом R o
. Так как e = 0, линия движения толкателя yy проходит через центр вращения кулачка О i
. Вдоль этой линии от точки А О
откладывается перемещение толкателя согласно графику.
В результате выполнения курсовой работы закрепил и обобщил знания и навыки, полученные при изучении дисциплины, научился применять на практике теорию курса (кинематику, динамику, синтез эвольвентного зацепления и синтез кулачкового механизма).
Выполняя курсовой проект по теории машин и механизмов, овладел навыками использования общих методов проектирования и исследования механизмов. Также овладел методами определения кинематических параметров механизмов, оценки сил, что действуют на отдельные звенья механизма, научился оценивать сконструированный механизм с точки зрения его назначения – обеспечивать необходимые параметры движения.
1. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. – М.: Высшая школа, 1986.
2. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. – М.: Высшая школа, 1999.
3. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. / Под ред. Девойно Г.Н. – Мин.: Высшая школа, 1986.
4. Теория механизмов и машин. / Под ред. Фролова К.В.

Название: Водяной насос
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 10:59:40 18 ноября 2010 Похожие работы
Просмотров: 838
Комментариев: 14
Оценило: 2 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Водяной насос
Дипломная работа: Оценка стоимости недвижимости на примере ООО СРП Усадьба
Сочинение Рассуждение 27 Егэ
Курсовая работа: Значение и функции баланса в рыночной экономике
Диссертации Машиностроение
Реферат: Законность в Вооруженных Силах, способы ее обеспечения
Контрольная Работа 3 Четверть 2 Вариант
Цвет и цветовое воздействие
Темы Дипломных Работ На Специальность Доу
Сочинение Моя Семья В Истории России
Начало Термодинамики Реферат
Реферат по теме Нові рубежі лінгвістичної географії
Курсовая Контроль И Его Значение В Управлении
Дипломная работа: Влияние профессиональной деятельности в сфере туризма на имидж личности. Скачать бесплатно и без регистрации
Толкование Понятий Для Сочинения Огэ 9.3
Продать Стихи Собственного Сочинения За Деньги
Курсовая работа: Налоговая ответственность предприятий за нарушение налогового законодательства. Скачать бесплатно и без регистрации
Сочинение На Тему Актуальность Комедии Недоросль
Реферат по теме Описание электронного учебника
Реферат по теме Дубровницкая республика в Новое время
Курсовая работа по теме Денежная реформа 1992-1993 гг. и проблемы регулирования инфляции в России
Реферат: Боэций
Реферат: Концепция профессионально ориентированного курса "Элементарная физика" в педвузе
Реферат: Новая миссия французской школы: предложения, направленные на профилактику наркомании