Исследования машинного агрегата и проектирование редуктора (среднее удельное давление на поршень насоса = 0,38 МПа, средняя скорость поршня насоса = 0,42 м/с)

десятков тысяч кВт, с диаметром колёс от долей миллиметра до десяти и более метров.

          Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают существенными достоинствами:

·  малыми габаритами

·  высоким КПД

·  постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания

·  возможностью применения в широком диапазоне моментов, скоростей и передаточных отношений

           К недостаткам зубчатых передач может быть отнесён шум при работе со значительными скоростями.

2.   Исходные  данные

Р – среднее  удельное давление на поршень насоса = 0,38  МПа

Ѡ_кр – угловая скорость кривошипа = 9,8 рад/с

V_ср – средняя скорость поршня насоса = 0,42 м/с

S/D – отношение хода поршня S к диаметру поршня D = 1,35

λ = r/ℓ - отношение длины кривошипа r к длине шатуна ℓ  = 0,25

[δ] – допускаемый коэффициент неравномерности вращения звена приведения = 0,015

Ѡ_эл – угловая скорость ротора электродвигателя = 157 рад/с

u_рп – передаточное отношение ременной передачи = 3,3

Материал зубчатых колес – сталь 45

Термообработка зубчатых колес – нормализация или улучшение, обеспечивающая твердость по Бринеллю НВ = 200 … 250

σ_в – временное сопротивление = 800 … 900 МПа

L – долговечность (время работы под нагрузкой) = 10000 ч

Схема – одноступенчатый  редуктор цилиндрический косозубый с валами в вертикальной плоскости.

3.   ИССЛЕДОВАНИЕ  МЕХАНИЗМОВ  МАШИННОГО АГРЕГАТА

3.1.    Структурный анализ

W = 3 (n – 1) – 2p₅ – p₄

n – число подвижных звеньев

р₅, р₄ – число кинематических пар соответственно 5-го и 4-го классов.

Звено 1 – ведущее, включает ротор (вал) двигателя и шкив

Звено 2 – ведомый шкив, вал редуктора и шестерня

Звено 3- ведомое зубчатое колесо, вал, соединительная муфта, кривошипный вал и маховик

Звено 4 - шатун

Звено 5 - ползун

Звено 6 - шатун

Звено 7 - ползун

Звено 8 - стойка

n = 8  (1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8)

k = 7

КП = 11 (A,B, C, D, E, F, M, N, O, R, S)

р₄ =  2 (B, D)

р₅ = 9 (A, C, E, F, M, N, O, R, S)

W = 3 (8 – 1) – 2 • 9 – 2 = 1

3.2.   Кинематический синтез

По исходным данным Ѡ_кр,  V_ср и  λ следует определить ход ползуна S, размер кривошипа r и длину шатуна ℓ.

Ход ползуна определяется по формуле

  (м)

  (м)

Из схемы кривошипно – ползунного механизма (КПМ) следует:

r =  0,5 • S = 0,5 • 0,134 = 0,067  (м)

Длина шатуна  ℓ = r / λ

  (м)

Диаметр поршня Dнаходим из заданного соотношения  S/D

S/D = 1,35

  (м)

3.3.  Кинематический анализ

Из кинематической схемы машинного агрегата следует, что передаточное отношение привода насоса

u_пр 

u_пр =

При выборе в качестве редуктора цилиндрической или конической зубчатой пары вводится ременная передача. Тогда

u_пр = u_рп • u_р

u_рп, u_р – передаточные отношения ременной передачи и редуктора

u_р 

u_пр =3,3 • 4,854 = 16,02

Угловая скорость Ѡ₁ ведущего (быстроходного) вала цилиндрического редуктора

  (рад/с)

Угловая скорость Ѡ₂ ведомого (тихоходного) вала, равна угловой скорости кривошипа

  (рад/с)

            Кинематический анализ (КПМ) насосов сводится к расчету скоростей ползунов и построению диаграммы скорости одного из ползунов в зависимости от угла поворота кривошипа при постоянной угловой скорости этого звена.

Скорость движения первого и второго ползунов рассчитывается по приближенным формулам:

где Ѡ_кр – угловая скорость кривошипа; φ – угол поворота кривошипа.

        При кинематическом исследовании механизма  второго КПМ следует учесть, что его кривошип повернут относительно первого на угол, равный 90° .

Скорость движения первого ползуна можно записать в виде

V_B(φ)= V_B1(φ) + V_B2(φ).  (м/с)

Здесь V_B1(φ) = -rѠ_кр sinφ – является первой гармоникой, а V_B2(φ)= -r Ѡ_кр  sin 2φ   – второй гармоникой скорости.

         Расчеты по формулам необходимо выполнить при значениях угла поворота φ кривошипа, изменяющегося от 0° до 360° с интервалом 15°. По результатам расчетов необходимо построить график зависимости скорости V_B(φ) первого ползуна от угла поворота кривошипа. На графике также показать первую V_B1(φ) и вторую V_B2(φ) гармоники скорости ползуна. Данные сведем в таблицу № 1

Таблица № 1.

4.   ДИНАМИЧЕСКИЙ  АНАЛИЗ

4.1.   Определение приведенных моментов сил производственных сопротивлений

Силами производственных сопротивлений являются силы давления жидкости в цилиндрах насоса на поршни при прямых и обратных ходах.  Они характеризуются средним постоянным удельным давлением Р.

Сила постоянного давления F, Нна поршень определяется

F = P • 10⁶   (Н)

F= 0,38• 10⁶   (Н)

где  - площадь поршня насоса, м²; D – диаметр поршня, м; Р – среднее удельное давление, МПа.

          Располагая значениями сил давления Fв цилиндрах насоса, можно