Лист. Лист 1. Исследование механизмов поршневого насоса двойного действия

• Название: Исследование механизмов поршневого насоса двойного действия
• Дата: 16.02.2022
• Размер: 2.12 Mb.
• Имя файла: Лист 1.docx
• Тип: Исследование; #364645

ТЕХИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ПОРШНЕВОГО НАСОСА ДВОЙНОГО ДЕЙСТВИЯ

Горизонтальный одноцилиндровый поршневой наосос двойного действия, приминяемый в теплоэнергетике, служит для перекачки воды или тепловых нефтепродуктов. Коленчатый вал I насоса приво­дится в движение от электродвигателя 12 через муфту II, пару зубчатых колес с числами зубьев Z5 и Z6, планетарный редуктор 6 и коническую зубчатую передачу 5 с передаточным отношением, рав­ным единице (рис. 1 а, б). На выходном валу редуктора установлен маховик 7. При вращении кривошипа I через шатун 2 поршневой шток 3 с поршнем 3*, находящимся в цилиндре 4, получает возврат­но-поступательное движение.

В процессе работы поршневого насоса двойного действия жидкость вытесняется при движении поршня в обе стороны. При ходе поршня вправо клапаны I и П открыты (рис. 1 6). Через клапан I происходит всасывание, а через клапан П- вытеснение жидкости в напорную трубу. В это время клапаны Ш и IV закрыты. При обратном ходе поршня жидкость через клапан Ш поступает в рабочую камеру, а через клапан IV - в напорную трубу. Таким образом, всасывание и нагнетание жидкости происходят при каждом ходе поршня.

Изменение давления Р жидкости в цилиндре от перемещения S3 поршня З* характеризуется индикаторной диаграммой (рис. 1 в).

Смазка элементов кинематических пар механизма поршневого на­соса осуществляется под давлением от масляного насоса 10, плунжер (толкатель) 13 которого перемещается от кулачка 9, установленного на коленчатом валу I (рис. 1 а, г). Перемещение толкателя осуществляется по закону a_d = a₁*cos(2*π* φ_d / φ_p) . (рис. 1д).


Исходные данные

№ ц/п	Наименование параметра	Обозначение	Единица СИ	Численные значения
1	Средняя скорость поршня	υcр	м/с	0,55
2	Частота двойных ходов поршня 3	n1	1/с	1,5
3	Отношение длины шатуна 2 к длине кривошипа 1	λ=lbс/lаb	-	4,8
4	Длина штока 3 в долях от хода H	λ3=l3/H	-	1,06
5	Диаметр штока 3	d3	м	0,04
6	Диаметр цилиндра 4	d4	м	0,08
7	Максимально давление жидкости в цилиндре	Pmax	Па	8,6*105
	Минимальное давление жидкости в цилиндре	Pmin	Па	-8,6*104
8	Масса шатуна 2	m2	кг	12
9	Масса поршня 3 и штока 3*	m3	кг	8,2
10	Момент инерции коленчатого вала	I1A	кг·м2	0,024
11	Момент инерции шатуна 2 относительно оси, проходящей через его центр масс S2	I2S	кг·м2	0,200
12	Моменты инерции зубчатых колес передачи и редуктора, приведенный к валу двигателя	I3k	кг·м2	0,021
13	Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала	δ	-	1/30
14	Угловая координата кривошипа	φ1	град	45
15	Число зубьев колес зубчатой передачи	Z6	-	21
		Z5	-	18
16	Передаточное отношение планетарного редуктора	U1h	-	12
17	Число блоков сателлитов	k	-	3
18	Модуль зубчатых колес передачи и редуктора	m	мм	2,5
19	КПД зубчатой передачи	η3п	-	0,9
20	КПД редуктора	ηр	-	0,95
21	Угол рабочего профиля кулачка	δр	град	260

1. Проектирование основного механизма поршневого насоса и определение закона движения его начального звена

1.1 Проектирование кинематической схемы и определение длин звеньев механизма

Средняя скорость поршня

V_sr = 0,55 м/c;

Частота двойных ходов поршня

n₁ = 1,5 1/c;

Отношение длины шатуна 2 к длине кривошипа 1:

λ₁ = l_BC/l_AB = 4,8 м;

Положение центра масс шатуна :

λ₂ = l_BS2/l_BC = 0,3 м;

Длина штока 3 в долях от хода Н:

λ₃ = l₃/H = 1,06 м
Определим габариты механизма по синтезу средней скорости. Вычисления были проведены в программе Mathcad.


























Размеры механизма:

l_AB = 0,092 м

l_CB = 0,44 м

l_BS2 = 0,132 м

l_CD = 0,194 м

Н = 0,183 м
На листе вычерчиваем схему механизма.
Примем масштаб:

Установим зависимости координат точек B,C, S2, S3 механизма от угла поворота кривошипа.























При помощи пакет Mathcad получим кинематическую схему механизма

1.2 Кинематические передаточные функции скорости
Кинематические передаточные функции (аналоги скоростей) – это производные от функции положения по обобщенной координате. Тогда аналогов линейных и угловых скоростей определяем по следующим формулам:
;








Вычерчиваем графики на листе 1.
1.3 Выбор динамической модели.

Механизм представляет собой сложную систему звеньев, нагруженных различными силами и моментами. Чтобы упростить определение закона движения такой сложной системы, применяют метод приведения сил и масс, который позволяет заменить реальный механизм некоторой эквивалентной (расчетной) схемой - одномассовой динамической моделью механизма. Вращающееся звено динамической модели двинется так, что его координата  M совпадает в любой момент времени с координатой  начального звена механизма (обобщенной координатой механизма): (t) (t)  М  . К звену модели приложен приведенный момент М_^пр, а момент инерции J_м этого звена относительно оси вращения является суммарным приведенным моментом инерции механизма J_м  J_^пр . В качестве звена приведения выбираем кривошип 1.
М_с^пр. - приведенный момент от сил сопротивления;

М_д ^пр. - приведенный момент от движущих сил;

J_^пр. - суммарный приведенный момент инерции

М_^пр. - суммарный приведенный момент

Динамическое исследование механизма проводится по методу Н.И. Мерцалова.

1.4 Определение приведённого момента инерции II группы звеньев
Ко второй группе относятся звенья, для которых приведенный момент инерции не является постоянной величиной. В рассматриваемом механизме переменный приведенный момент инерции имеют звенья 2 и 3. Звено 2 совершает плоское движение. Звено 3 совершает поступательное движение. Суммарный приведённый момент инерции второй группы звеньев равен сумме приведенных моментов инерции этих звеньев.














1.5 Приведение сил

Для технологических машин необходимо определить приведённый момент сил сопротивления М_с^пр. Приведённый момент сил сопротивления складывается из приведённых моментов сил действующих на поршень и приведённых моментов от сил тяжести звеньев.

Определим силу сопротивления из индикаторной диаграммы усилий прессования.


Па

Па



Определим площадь поршня(1), штока (2), и площадь на которую действует сила в левом объеме (3).















При ходе поршня вправо клапаны I и П открыты Через клапан I происходит всасывание, а через клапан П- вытеснение жидкости в напорную трубу. В это время клапаны Ш и IV закрыты. При обратном ходе поршня жидкость через клапан Ш поступает в рабочую камеру, а через клапан IV - в напорную трубу. Таким образом, всасывание и нагнетание жидкости происходят при каждом ходе поршня.









Приведённый момент от силы определяется как скалярное произведение вектора силы на вектор аналога скорости точки приложения этой силы.











Работу сил сопротивления за цикл определяем по формуле:



Приведенный момент движущих сил определен из условия, что при установившемся движении за цикл


Суммарный приведенный момент:



Суммарная работа всех сил равна работе :







1.6 Определение кинетической энергии второй группы звеньев

Для определения кинетической энергии используют приближенное равенство , впервые предложенное Н.И. Мерцаловым.













1.7 Определение изменение кинетической энергии первой группы звеньев





Определим максимальное и минимальное значение ∆Т_I для нахождения наибольшего изменения кинетической энергии первой группы звеньев.

1.8 Определение момента инерции первой группы звеньев

Момент инерции первой группы звеньев находится по формуле Мерцалова:




_1.9 Определим максимальное и минимальное значение ∆Т_I для нахождения наибольшего изменения кинетической энергии первой группы звеньев.



- наибольшее изменение кинетической энергии первой группы звеньев;

1.10 Определение закона движения. Угловая скорость. Угловое ускорение.

При установившемся режиме работы, для определения угловой скорости, вследствие неравномерности вращения необходимо вводить поправки на определение угловой скорости, для этого определяю изменение угловой скорости.








1.11 Определение необходимого момента инерции маховых масс



Определим размеры и массу маховика в виде обода для минимизации габаритов