Кинематический анализ.
Из кинематической схемы машинного агрегата следует, что передаточное отношение привода насоса uпp = ?эл / ?кр =157/10=15,7 Скорость движения первого и второго ползунов может быть подсчитана по следующим приближенным формулам V1 (?) = - r?кр (SIN? + SIN2?) = - 0,06*10(SIN?+ SIN2?) V2 (?) = - r?кр (SIN(?+90)+ SIN2(?+90)) = = - 0,06*10(SIN(?+90)+ SIN2(?+90)) Где ?кр - угловая скорость кривошипа ?-угол поворота кривошипа При кинематическом исследовании механизма второго КПМ следует учесть, что его кривошип повернут относительно первого на угол=90°. Скорость движения первого ползуна можно записать в виде: v1(?)= vB1(?)+ vВ2(?) Здесь vв1(?)= - r?крSIN? - является первой гармоникой, vВ2(?) = - r?кр SIN2? - второй гармоникой скорости. 7. Динамический анализ. 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 на поршень опред. По формуле, Н, F = P 0,4*106 2322,3 Н Где - площадь поршня насоса, м2; D - диаметр поршня, м; Р - среднее удельное давление, МПа. Располагая значением силы давления F в цилиндрах насоса, можно определить приведенные моменты сил Тпр.1(?) для первого КПМ и Тпр.2(?) для второго КПМ. Значения приведенных моментов сил давления определяется по формулам; Нм: Тпр1(?)=F 2322,3 Тпр2(?)=F 2322,3 Суммарный приведенный момент сил производственных сопротивлений для каждого значения угла ? поворота кривошипа представляет собой сумму приведенных моментов сил давления жидкости на поршни двух КПМ. Тпр.сум(?) = Тпр. 1 (?) + Тпр.2(?) Все расчеты по определению суммарного приведенного момента на валу насоса сводим в таблицу. По данным расчета строим диаграммы приведенных моментов при изменении угла поворота кривошипа в пределах от 0° до 360°. На этом же графике показано значение Тпр.ср за один цикл движения, которое определяется по формуле: Тпр.ср.= 176,65 Расчеты скоростей и моментов сведены в таблицу: ? SIN? SIN2? SIN(?+90) SIN2(?+90) V1 V2 T1пр. T2пр. ?Tпр. Определение мощности сил движущих и подбор электродвигателя 1. Мощность сил движущих определяется по формуле: Рсд = Рсп/?агр , где Рср – мощность сил производственных сопротивлений 2. Рсп = =1,7 кВт 3. Определение коэффициента полезного действия ?агр = ?рп.•?р•?н•?м , где ? – КПД машинного агрегата без учета потерь в двигателе ?рп. =0,92…0,96 – КПД ременной передачи ?р= 0,75…0,8 – КПД червячного редуктора ?м = 0,98 – КПД соединительной муфты ?н = 0,9 - КПД насоса ? = 0,8•0,982•0,9=0,69 4. Мощность сил движущих определяем по формуле: Рсд = 2,4 кВт Необходимая мощность электродвигателя Рэл = (1,1…1,2) • Рсд Рэл = 1,2•2,4=2,88 кВт Тип электродвигателя АИР100S4 номинальная мощность 3 кВт, частота вращения 1500 оборотов в минуту; Jр=0,01 кг•м2 , dвых = 28 мм. 9. Расчёт зубчатого редуктора Определение допускаемых напряжений. Расчёт зубчатых колёс редуктора производится из условий обеспечения прочности зубьев по контактным напряжениям ?н ? [?н] Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость [?н] = где ?нlim – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа; Sн – коэффициент безопасности; Zн – коэффициент долговечности. Приближённое значение предела контактной выносливости при зданной твёрдости поверхности зубьев НВ ? 350 определяют из выражения ?нlim = 2HB + 70 При заданной долговечности редуктора L=10000 ч. Величина Zн=1, а коэффициент безопасности зависит от термообработки зубчатых колёс. При нормализации или улучшении рекомендуется значение Sн = 1,1. Сталь 45, НВ=230 ?нlim = 2HB+70 = 2*230+70 =520 МПа. [?н] = =473 МПа. 10. Расчёт цилиндрической косозубой передачи. Межосевое расстояние определяется по формуле. аw ? 0,75(up + 1) , Eпр = 2,1*105 МПа- пр.модуль упругости материала зубчатых колёс. Т2 = - вращающийся момент на колесе. где Р2 = Рэл ?р мощность, передаваемая колесом, кВт ?2=?кр – угловая скорость вращения колёс. Кн? = 1…1,15 - коэффициент концентрации нагрузки. ?ba = 0,3…0,5 – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния. = мм По ГОСТ 6636-69 Приближённое значение нормального модуля определяется из выражения Принимаем - коэффициент осевого перекрытия, = 1,2. 80 ? ? ? 200 Суммарное число зубьев шестерни и колеса число зубьев шестерни Z2 = Zc - Z1 Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса, мм. Ширина шестерни b1 = b2+5…6 мм. 11. Проектный расчёт валов и предварительный выбор подшипников. Ориентировочное значение диаметра быстроходного и тихоходного валов редуктора под соединительную полумуфту или шкив определяется по формуле, мм. P – мощность на соответствующем валу, кВт. ? – угловая скорость вала, рад/с. Посадочные диаметры валов под подшипники рекомендуется применять на 2…5 мм, а посадочные диаметры валов под зубчатые колеса - на 8…10 мм больше по сравнению с диаметром под полумуфту. При выборе типоразмеров подшипников и схем их установки следует прини¬мать во внимание значения действующих нагрузок на опоры, размеры посадоч¬ных мест вала и корпуса, способ смазки, удобство сборки и разборки, стои¬мость подшипников. Подшипники подбираются по наиболее нагруженной опоре (в которой сум¬марная радиальная реакция R - наибольшая). На каждой из двух опор вала ус¬танавливают одинаковые подшипники. Если осевая нагрузка на опору Fa ? 0,25R, то назначают радиальные под-шипники, если же Fa ? 0,25R, то - радиально-упорные шариковые или кони¬ческие роликовые подшипники. 12. Расчёт шпоночных соединений на прочность и подбор стандартных муфт. Зубчатые колеса имеют посадку на вал с гарантированным натягом. Наряду с этим используются шпоночные соединения. Шпонки в соответствии с ГОСТ 23360-78 подбираются по диаметру вала и проверяются по напряжениям смятия, МПа. где lр – рабочая длина шпонки, мм; d - диаметр вала, мм; h - высота шпонки, мм. Допускаемое напряжение [?]= принимается равным 100 МПа Типоразмер муфты выбирается по диаметру вала и по расчетному значению вращающего момента, Н м, где к – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, к = 1,3…2,5; Т – вращающий момент на валу, Н м; [Т]- значение допускаемого вращающе-го момента, передаваемого данной муфтой. Значения [Т] для различных типов муфт приведены в соответствующих нормалях или, например, в [4]. Механизм поршневого насоса. Кинематическая схема.