Геометрический синтез механизмов поршневого нефтяного насоса и исследование динамической устойчивости

Титульники.doc

Министерство Образования Республики Беларусь
Полоцкий государственный университет
Кафедра теоретической
по дисциплине: «Теория механизмов и машин»
на тему: «Геометрический синтез механизмов поршневого насоса для
перекачивания вязких жидкостей (нефтяной насос) исследование его
динамической устойчивости»
РАСЧЕТНО-ПРОЕКТИРОВОЧНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине: «Теория механизмов и машин»

Лист2.dwg

F=40 Джмм L=0.004 ммм
F=10 Hмм L=0.005 ммм
F=10 HммnL=0.005 ммм
График обобщенной скорости

Записка.DOC

Основная цель дисциплины ТММ состоит в том чтобы дать студенту
знание о структуре современных машин и их механизмов о физических
процессах происходящих в машинах по динамическому взаимодействию их
отдельных частей о свойствах машин как объекте.
В процессе выполнения курсового проекта студент получает
практические навыки применения основных положений материала лекционных
занятий к решению конкретных технических задач. Задание на курсовой
проект предусматривает синтез и исследование основных видов механизмов
объединённых в систему машин. В проекте предусматривается разработка
Синтез кинематических схем механизмов
(рычажных зубчатых кулачковых) по
заданным кинематическим условиям;
Согласование по времени движений
основного и вспомогательного
Динамический синтез машины и
определение закона движения звена
Ограничение периодических колебаний
скорости при установившемся режиме
Силовой анализ механизма;
Курс ТММ базируется на знаниях полученных при изучении физики
высшей и прикладной математики теоретической механики инженерной
графики и вычислительной техники. Знание ТММ служит базой для курсов:
основы конструирования деталей машин машины и оборудования газо- и
Курсовой проект состоит из двух взаимосвязанных чертежей формата А1
и пояснительной записки объёмом 30-35 листов формата А4 с необходимыми
пояснениями расчётами и выводами.
АНАЛИЗ И СТРУКТУРНАЯ СХЕМА.
Одноцилиндровый поршневой насос предназначен для перекачивания
вязких жидкостей. Привод кривошипа AB осуществляется асинхронным
электродвигателем (АЭД) через коробку передач которая состоит из
планетарного редуктора и ступени внешнего зацепления.
Шестизвенный рычажный механизм включает кривошип шатун коромысло-
кулису кулисный камень и ползун (поршень). В рычажном механизме
вращательное движение кривошипа преобразуется в возвратно-поступательное
Всасывание жидкости в цилиндр происходит через впускной клапан
который открывается автоматически при достижении в цилиндре разряжения
5 МПа. Открытие этого клапана происходит в момент соответствующий
отходу кривошипа от в.т.м. на угол 15º. При достижении поршнем н.т.м.
выпускной клапан закрывается и жидкость сжимается в цилиндре до Рmax =
5МПа. В этот же момент толкатель кулачкового механизма откроет
выпускной клапан и жидкость под давлением Рmax будет вытекать из
цилиндра. Кулачок закреплен на распределительном валу который вращается
с частотой кривошипа.
Предварительная блок-схема.
Механизм несущий рычажный.
Рабочий орган поршень.
Механизм кулачковый.
Привод служит источником механических движений звеньев механизма
причём эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной
производительностью.
Оценка энергопотребления. Определение требуемой мощности
Определим работу полезных сил:
Определяем работу движущих сил:
Адв. =( Aп.с.к.)·дв.
Из справочника берём: к.=07 дв.=098
Тогда Адв.=2288.664 Дж.
Теперь определим расход энергии на выпуск 1 м3 нефти.
Определим наполнение цилиндра нефтью:
где α - коэффициент наполнения (принимаем α=09).
Определим цикловую производительность насоса:
Определим число циклов насоса для выпуска 1 м3 жидкости:
Определим работу произведённую двигателем насоса за этот период:
Определяем энергию потребляемую насосом из питающей сети:
Определим время необходимое для производства 1 м3 жидкости:
Определим число циклов насоса в минуту необходимое для обеспечения
требуемой его производительности:
nк=20(60·346·10-3)=9634 цикловмин
Определим продолжительность цикла:
Тц=609634=0623 сцикл
Определяем теоретическую мощность приводного электродвигателя:
Nдв.т=22886640623 = 3674 кВт
Принимаем коэффициент запаса прочности к = 11. Получаем
Nдв. =3674·11 = 404 кВт
Выбор электродвигателя по каталогу.
Из каталога электродвигателей выписываем в таблицу 2.1 параметры
электродвигателей с большей ближайшей мощностью по сравнению с Nдв. =
Частота вращенияОтношение к Масс Передат
Марка Ном. вала мин-1 номинальному а Маховой очное
электро-двигамощнос моменту двигмомент отношен
теля ть ателротора ие
По данным таблиц 2.1 и 2.2 приходим к выводу что по основным
параметрам (простота и вес конструкции к.п.д. — по мере роста
передаточных чисел он уменьшается) для нашего случая является привод
Синтез зубчатых механизмов.
Рисунок 2.1 Схема зубчатой передачи.
Основу передачи составляет планетарный механизм с передаточным
Открытая зубчатая передача z4—z5 имеет передаточное отношение
Синтез (подбор числа зубьев) планетарной ступени производим на
основе четырёх условий:
Условие выполнения требуемого передаточного отношения:
U1-н(3) = 1- U1-3(н) (1.1)
Передаточное отношение обращённого механизма
На основании этого из (1.1) получаем
Условие правильности зацепления по которому
Zmin >=17 Принимаем Z1=18 получаем
Z3 = 7·18=126 зубьев
Z2 = 0.5·(Z3-Z1) = 0.5·(126-18) = 54 зуба
По условию правильности зацепления получаем:
Z3 – Z2 =126-54=72 >8
Sin k >=(Z2+2)(Z1+Z2)
Sin k = (54+2)(18+54)=0777=0867 так же удовлетворяется
Число саттелитов равно:
к=arcsin(0777) = 354
Т.е. число саттелитов может быть к=1 к=2 либо к=3. С целью
обеспечения уравновешенности механизма принимаем к=3.
Проверяем возможность сборки полученного механизма:
[pic] где Ц—целое число
Принимаем П=0 – минимальное время на сборку.
Окончательно принимаем для планетарного механизма
Z1=8 Z2=54 Z3=126 k=3.
Для открытой зубчатой передачи находим уточненное значение
передаточного отношения:
Приняв Z4 = 19 найдём Z5 =Z4·U4-5
Модуль зубчатых колёс планетарного редуктора определяем по
максимальному моменту в зубчатом механизме который имеет место на
выходном его валу. Момент на этом валу
[pic] где пл=086 а номинальная угловая скорость двигателя
дв=·288030=301.44 с-1
Мн =(4040·086·8)301.44 =92.21 Н·м
Больший ближайший модуль первого ряда m=25 мм.
Модуль зубчатых колёс открытой передачи рассчитываем по моменту на
Mкр =92.21·3.74=344.87 Н·м
Учитывая повышенный износ при работе без смазки принимаем для
Определяем делительные диаметры колёс:
d1 =m·Z1=25·18= 45 мм
d2 =m·Z2 =25·54= 135 мм
d3 =m·Z3 = 25·126= 315 мм
d4 =m1·Z4 = 5·19= 95 мм
d5 =m1·Z5 = 5·71= 355 мм
dH >d1+2·d2 2=45+135=180 мм
Принимаем dH =200 мм.
СИНТЕЗ НЕСУЩЕГО МЕХАНИЗМА.
Определим угол перекрытия :
По углу выбираем вариант четырёхзвенника с оптимальным интервалом угла
давления (две цифры в клетке). Выписываем значения угла размаха коромысла
[pic] номер расчетной точки [pic] и значение [pic]: [pic] [pic] [pic]
Находим относительные размеры звеньев по следующим формулам:
Уточняем углы давления:
Определяем истинные размеры звеньев:
Находим длину [pic]м
Окончательно получим:
План положений несущего механизма предоставлен на листе 1.
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА.
Кулачковым называется механизм с высшей кинематической парой одно
из звена которого называется кулачком а выходное – толкателем.
Он предназначен для преобразования вращательного движения или
поступательного движения кулачка в возвратно-вращательное или возвратно-
поступательное движение толкателя. При этом в механизме можно реализовать
преобразование движения по сложному закону.
Кулачковые механизмы классифицируются по следующим признакам:
). По расположению звеньев в пространстве (пространственные
). По виду движения кулачка (вращательное поступательное
). По виду движения выходного звена (возвратно-поступательное
(толкатель) возвратно-вращательное (коромысло)).
). По виду кулачка (дисковый цилиндрический коноид (сложный
). По форме рабочей поверхности выходного звена (плоское
цилиндрическое сферическое заострённое эвольвентное).
). По способу замыкания элементов ВКП (силовое геометрическое).
Задача синтеза кулачковых механизмов заключается в определении
основных размеров и профиля кулачка по заданным кинематическим и
динамическим параметрам.
В нашем случае угол возвращения φв равен фазовому углу удаления. Эти
углы разделены между собой фазовым углом дальнего стояния φд.с..
Угол дальнего стояния – угол поворота кулачка в пределах которого
толкатель в крайнем верхнем положении совершает выстой.
Угол возвращения – угол поворота кулачка при котором толкатель
движется из крайнего верхнего положения в крайнее нижнее положение.
Угол ближнего стояния – толкатель совершает выстой в крайнем нижнем
Вычертив положения несущего механизма методом засечек замеряем с
помощью транспортира угол удаления φу = 72° и строим положения 0 и 4
несущего механизма соответствующие окончаниям фаз дальнего стояния
(принято φд.с. = 36°) и возвращения (принято φв = φу = 72°).
Выбираем закон движения толкателя кулачкового механизма на фазах
удаления и возвращения. (Таблица 4.1).
Для нашей конструкции насоса принимаем закон движения с равномерно
убывающим ускорением.
Из таблицы выписываем формулы для определения функции положения
толкателя кулачкового механизма и передаточных кинематических функций 1-
В нашем случае и φу и φв разбиты на шесть равных частей т.е.:
Результаты расчётов заносим в таблицу 4.1.
S [pic] [pic] S [pic] [pic]
По данным таблицы строим закон движения толкателя кулачкового
механизма (рисунок 4.1.)
Рисунок 4.1 Закон движения толкателя кулачкового
Профилирование кулачка.
Профилирование можно осуществлять на том же чертеже где определены
основные размеры механизмов. При профилировании пользуются методом
обращения движения для чего вводят в рассмотрение плоскость вращающуюся
вокруг оси вращения кулачка с угловой скоростью кулачка но в
противоположную сторону и помещают на неё наблюдателя.
Для поступательно движущегося толкателя из произвольной точки
(центра вращения кулачка) проводим окружность радиусом R0 и e. К
внутренней окружности проводим касательные которые пересекаются с
внешней в точке А0. Затем откладывают отрезки (А0А1 А0А2 А0А3 А0А4
А0А5 А0А6) в соответствии с перемещением толкателя.
С центром вращения кулачка опускаем перпендикуляр на касательную к
внутренней окружности и от его в сторону противоположную вращения
кулачка откладываем фазовые углы которые делим лучами на равные части.
Количество частей соответствует количеству отрезков на оси графика
перемещений толкателя на участке фазы.
Через точки пересечения лучей с внутренней окружностью проводим к
Из центра вращения кулачка проводим дуги радиусом ОА1 ОА2 ОА3
ОА4 ОА5 ОА6 до пересечения с соответствующей касательной. Точки
пересечения соединяем плавной кривой. Получаем центровой профиль кулачка
На фазе дальнего стояния кулачёк очерчивается дугой радиусом R0+h.
На фазе возвращения построение аналогично построению на фазе
На фазе ближнего стояния профиль очерчивается радиусом R0.
Из прочностных или геометрических соображений выбирают радиус
ролика учитывая соотношения r0 = (02-04) или r0 08 (min где
(min - минимальный радиус кривизны центрового профиля кулачка.
Величины заданные для построения профиля кулачка: (доп=30( h=002 м
Величины найденные после построения профиля кулачка: R0=29.84 мм
(построения представлены: лист 1)
ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ НАСОСА.
Динамический синтез насоса проводим с целью повышения его общего
к.п.д. путём снижения теплового излучения обмоток приводного
электродвигателя при неравномерном вращении ротора внутри цикла.
Задачу решают подбором и перераспределением масс звеньев введением
при необходимости дополнительной массы с постоянным моментом инерции в
виде маховика. Предварительно анализируем инертные свойства имеющихся
Расчёт масс и моментов инерции звеньев.
). Рычажный механизм
Массы рычагов определяются как: mi = q(li
Моменты инерции звеньев относительно центра масс (плоскопараллельное
Момент инерции относительно оси вращения (для вращающихся звеньев):
б). Поступательно движущиеся звенья:
). Зубчатая передача:
Момент инерции зубчатого колеса
Массу водила планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы:
Где ширину водила принимаем:
Момент инерции водила:
IH = 5.51(0.228 = 0.028 кг(м
). Кулачковый механизм:
Массу кулачка mk и момент инерции Iк оцениваем по среднему его
Rср = (2·0.03+0.02)2 = 0.04 м ;
и ширине bk которую мы задаём как
bk = 02(Dср ; bk = 02·2·004 = 0016мм
Ik = 7.84·(00828 = 0006 кг(м
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому моменту
Ip = 237·10-48 = 03·10-4 кг(м2.
Динамические характеристики остальных движущихся звеньев из-за малых
их масс либо скоростей точек считаем пренебрежимо малыми и далее не
Полученные результаты расчётов заносим в таблицу 5.1.
Наименование параметра и его обозначение
Наименование Обозначени
Длина Момент Момент
рычага инерции инерции
диаметр кг относительно относительно
колеса м оси вращенияцентра масс
Рычаг AB 0113 113 0.005 (I01)----------0
BC 1.008 (m1) ---------- 85 (IS2)
CDF 0.803 10.08 1.73 ----------
Z1 0045 0.097 2.5(10-5(IZ1)----------
Зубчатые Z2 0135 (mz1) 2(10-3 ----------
колёса Z3 0315 0.87 (IZ2) ----------
Z4 0095 (mz2) ---------- ----------
Z5 0355 4.73 0.001 (IZ4)----------
Ползун F ---------- 21.9 ---------- ----------
Водило H 0.2 5.51 0028 (IH)----------
Кулачок -------------------- 7.84 0006 ----------
двигателя -------------------- ---------- 0.3·10-4 ----------
Расчёт приведённых моментов инерции механизмов.
Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведённой
массой либо приведённым моментом инерции в зависимости от того
линейным или угловым является перемещение звена приведения.
Приведённый момент инерции механизма может быть приведён к главному
валу машины для чего его величину умножают на квадрат передаточной
функции от звена приведения к указанному валу.
Главным приведённым моментом насоса будет момент приведённый к валу
). Приведённый момент ротора приведённого электродвигателя:
Ip.пр = Ip(Uпер2 = 0.3·10-4(29.892 = 0.027кг(м2
).Приведённый момент привода:
[pic] где Iпл – приведенный к валу водило момент инерции
планетарного механизма.
Величину Iпл вычисляем:
[p где k – число сателлитов
Передаточная функция:
V01H = lH = (d1+d2)2 = (0045+0135)2 = 009м
H = (Z1+Z2)Z2 = (d1+d2)d2
H = (0045+0135)0135 = 1333 а Uпл= 8
Остальные данные берем из таблицы 5.1.
Iпл = 0028+25(10-5(64+3(087(0092+0002·13332)= 0061 кг(м2
Iпер. пр = (0061+0001) ·3742+0237 = 1104 кг(м2
). Приведенный момент инерции несущего механизма:
[pic] где передаточная функция в движении ползуна 5 относительно
кривошипа AB может быть вычислена как:
V53 = VВ1 = Нcos2φ1*
Для присоединенного тангенсного механизма:
S = H(tgφ*1; где φ*1 – замеряем из построенного положения
Значения φо1 – угла кривошипа AB с направлением стойки AD – замеряем
непосредственно из плана положений.
Полученные результаты расчетов заносим в таблицу 5.2 и 5.3:
Движущих Сопротивления
φ010 – угол поворота кривошипа AB от своего нулевого положения
соответствующего одному из крайних положений ползуна.
В таблице определено:
На листе 1 строим диаграмму энергомасс – зависимость Т от Iнес.пр.
С помощью этой диаграммы находим момент инерции постоянной составляющей
маховых масс(I*пр) при которой частота вращения приводного
электродвигателя за цикл установившегося движения изменяется
соответственно допустимому коэффициенту изменения средней скорости
хода. Такое ограничение необходимо для предохранения приводного
электродвигателя от перегрева для повышения общего к.п.д. работы насоса
за счет снижения получаемого тепла обмотками электродвигателя. Принимаем:
Средняя угловая скорость вала кривошипа AB:
ср= ·nкр30 = ·964330 = 1009 с-1
Углы наклона касательных к диаграмме энергомасс определяем по
T=2 Джмм – масштабы приведенного момента инерции и энергии
выбранные для диаграммы энергомасс.
После подстановки чисел получаем:
Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси Iпрi
находим отрезки О1К и О1L(в мм) которые используем для определения
координат начала О системы Т- Iпр - зависимости полной кинетической
энергии движущихся звеньев механизма от их приведенного момента инерции
(О1К = -15мм; О1L= -1274мм).
Уравнения касательных:
Решаем совместно вычитанием второго уравнения из первого:
[pic]откуда: x = -6295 мм
После чего подстановка в первое уравнение дает:
y=-6295·026-15=-16382 мм
Определение моментов инерции и массы маховика.
Постоянная составляющая момента инерции насоса:
Iпр*=x(I=6295·0.01=6295 кг(м2
T0=y( T=16382·2=32764 Дж.
Чтобы перейти от системы координат Т-I к системе Т-Iпр вычислим:
Т=Т0+Тmax= 32764+22506=350146 Дж.
Что соответствует подводимой из сети энергии
Т*=Тдв=350146 098=992·10-4 кВт·ч.
Максимальный маховый момент определим по следующей формуле
Задаваясь радиусом маховика r = 0.4 м примем его массу
mмах=6182042=3864 кг.
Переносим маховик на более быстроходный вал: [pic]
Пересчитываем массу маховика mмах=0164042 =1 кг
Определение ориентировочной массы звеньев насоса.
[pic]А с учетом массы электродвигателя соединительных валов и деталей
(принимаем mсоед=01·m) станины (принимаем mстан=12·m) ориентировочная
масса насоса оказывается приблизительно равной:
m = m+01·m+12·m=23·m=333 кг.
ИСЛЕДОВАНИЕ СХЕМЫ НЕФТЯНОГО НАСОСА.
При разработке технического предложения параллельно синтезу схемы
ведут анализ в процессе которого уточняют значения принимаемых величин
исследуют параметры используемых механизмов проводят оценку
эксплуатационных характеристик машины и т.д.
Исследование установившегося движения насоса.
Обобщенной координатой считаем угол поворота кривошипа AB. Обобщенную
скорость – скорость кривошипа AB при установившемся движении определяем
из выражения кинетической энергии насоса:
[p где кинетическая энергия:
а приводной момент инерции:
Значения [pic] и Iпрi= Iнес.прi+Iпоп.прi берем из таблицы 5.3
Т0=407 кДж – начальная кинетическая энергия и Iпр* =7562 кг(м2 -
постоянная составляющая момента инерции маховых масс – определены выше.
Результаты вычислений заносим в таблицу 6.1
Положения 0 1 2 3 4 5 6 7 8
φ100 0 54 94 137 184 204 247 287 321 [pic] Дж 32764 318768
3827 308501 305525 3103 30513 31956 32332 [pic] кгм2
i с-1 10198 10037 99486 98781 99095 99095 979796 100451
С помощью таблицы 6.1 проверяем достоверность определения параметров
ср=(max+min)2=(10198+979796)2=9998 c-1
Это соответствует принятым значениям(=004 ; ср= 1009 с-1)
По данным таблицы 6.1. строим график обобщенной скорости станка в
функции его обобщенной координаты (1=f(φ10)) в пределах одного цикла
установившегося движения 0=φ10=2. С помощью этого графика можно
определить угловое ускорение кривошипа AB в любом его положении:
= ddt = ddφ· dφdt = · ddφ = limx0·yx·φ =
этих осей; α- угол касательной и построенной кривой 1=f(φ10) с
положительным направлением оси φ при выбранном значении обобщенной
Определение реакций в кинематических парах механизма.
Для определения реакций в кинематических парах механизма
воспользуемся принципом Даламбера согласно которому если ко всем
звеньям приложить силы инерции то движение этих звеньев можно описать
уравнениями статики.
Принцип Даламбера применяют к простейшим определимым кинематическим
цепям (структурным группам) степень подвижности которых W=0.
Отсоединение указанных цепей ведут от рабочего органа
последовательно приближаясь к валу приводного электродвигателя. В данной
работе необходимо рассчитать только несущий механизм.
Исследуем механизм в 3-ом положении
Планы скоростей и ускорений.
А=1lAB = 100113=113 мс
Отобразим отрезком pa скорость B. P - полюс плана скоростей. Тогда
масштабный коэффициент =004 мсмм что соответствует рекомендуемым.
Вектор [pic] перпендикулярен к кривошипу при данном расположении и
направлен в сторону его вращения. Он представляет собой план скоростей
Переходим к построению плана скоростей для группы BCD. Скорости
точек B и C известны: B изображена на плане скоростей [pic] а D =0.
определим скорость точки C. По отношению к точке B уравнение в векторном
виде можно записать как [pic](1). По отношению к точке D [pic] (2).
Уравнения (1)(2) решаем графически.
Согласно(1) из точки B проводим прямую перпендикулярную к CB.
Согласно(2) при D =0 из точки P проводим перпендикуляр к CD. Точка
пересечения двух перпендикуляров является концом вектора [pic]. Этот
вектор изображает абсолютную скорость точки C.
Из чертежа [pic]= 2352 мм. Тогда C=0.94 мс.
Переходим к определению скоростей группы DEF. Точка F принадлежит
звену 3` а точка E принадлежит ползуну 4. Из подобия треугольников CDF
и pcf получаем следующую методику нахождения планов скорости [pic]и
[pic]: из полюса p проводим прямую перпендикулярную DF. Из точки c
проводим перпендикуляр к линии соединяющей точки C и F. На пересечении
этих двух прямых лежит точка F вектор которой [pic] и есть план скорости
точки F. Из точки f проводим прямую параллельную DF а из полюса p –
прямую параллельную оси хх. На пересечении этих двух прямых лежит точка
e а вектор [pic] есть план скорости для точки E.
В результате получаем:
Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Даламбера необходимо найти ускорения
центров масс и угловые ускорения. Эту задачу решаем путем построения плана
В расчетном положении рассматриваемой кинематической цепи при
установившемся движении станка из таблицы 6.1. находим:
[pic]а с помощью графика [pic] определяем [pic] следовательно [pic] и
[pic] противоположны по направлению.
По теореме о вращательном движении кривошипа AB ускорение точки B:
[pic] где нормальная составляющая ускорения [pic]мс2 на
чертеже (лист 2) отложена в векторе [pic] в направлении от точки B
кривошипа AB к центру его вращения A а тангенциальная составляющая [pic]
отложена в векторе [pic] в соответствии с направлением углового ускорения
[pic] перпендикулярно вектору [pic]. ([pic])
Ускорение точки C определяется совместным решением уравнений
относительно точки B: [pic] и вращательного движения точки C: [pic].
Для точки E45 принадлежащей кулисному камню 4 и ползуну – поршню по
теореме о сложном движении получаем:
ускорение Кориолиса определяется как [pic] [pic] - определяется из плана
скоростей. Ускорение точки E3 ранее рассматриваемого звена CDE можем найти
по теореме о подобии планов ускорений и положений:
Чтобы решить уравнения определим нормальные составляющие ускорений
[pic] [pic] и ускорение Кориолиса [pic] где
[pic] [pic]. Выписав из таблицы значения передаточных функций
[p [pic]=02367 определив по формуле [pic] получаем
[pic]=04с-1 [pic]=234с-1 вследствие чего [pic] [pic] [pic].
После графического решения уравнений для [pic] и определения отрезка cd
получаем длины отрезков из уравнения для e3d измерив E3D непосредственно
При графическом решении вектор ускорения Кориолиса [pic] направлен как
вектор скорости [pic] повернутый на 90( в направлении [pic].
Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров
масс и угловых ускорений звеньев:
Имея ускорения находим силы инерции:
Определение реакций в кинематических парах.
Прикладываем силы инерции и моменты сил инерции к соответствующим
звеньям противоположно ускорениям центров масс и угловым ускорениям этих
звеньев. Кроме того в центрах масс прикладываем силы тяжести звеньев:
К рабочему органу прикладываем силу полезного сопротивления Fпс=2205 Н.
К кривошипу прикладываем “уравновешивающую силу” – действующую на колесо
Z5 со стороны колеса Z4 по линии зацепления зубьев колес под углом 70( к
линии их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем передаточный
механизм на структурные группы. Отделяем звено 4. Из условия равновесия
кулисного камня получаем:
Отделяем от механизма два последних звена 4 и 5 а действие отброшенных
звеньев заменяем реакциями. На звено 5 со стороны стойки 0 действует
реакция Р05 а на звено 4 – реакция со стороны кулисы. Для определения
модуля неизвестных реакций строим многоугольник сил
Учитывая что масштаб построения [pic] неизвестные реакции оказались
Далее определяем структурную группу состоящую из звеньев 3 и 2
дополнительно нагружаем силой Р43=-Р34 реакциями Р03 и Р12 которые
раскладываем на нормальные и тангенциальные составляющие затем составляем
уравнение равновесия для каждого из звеньев в форме моментов относительно
центра шарнира С. Из этих уравнений:
Далее строим план сил:
Далее рассматриваем Кривошип AB вместе с зубчатым колесом Z5 и
соединяющих их с валом. Прикладываем к данной группе необходимые
(известные и неизвестные) усилия составляем уравнение моментов
относительно центра A вращения вала кривошипа:
Из построенного плана находим:
Определение мгновенного К.П.Д. оценка интенсивности износа
Мгновенный К.П.Д. рассмотренного механизма находим по формуле:
[pic] где [pic]- мгновенная в данном положении мощность сил трения в
кинематических парах A B C D E и F.
Предположим что вращательные пары A B C D выполнены как цилиндр в
цилиндре с радиусом сопрягаемой поверхности rц=001м а материалы трущихся
поверхностей выбраны таким образом что коэффициент трения f = 0.15
Такое же значение коэффициента предполагаем в поступательных
кинематических парах.
Тогда мгновенные мощности во вращательных парах кинематических парах
можно определить как: [pic] а в поступательных: [pic] где [pic] -
номера звеньев образующих кинематическую пару;
С учетом всего этого:
Мгновенная мощность сил трения:
Мгновенная мощность полезных сил:
Т.о. искомый К.П.Д.:
КРАТКИЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ.
Выполнен геометрический синтез механизмов нефтяного насоса
произведено исследование его динамической устойчивости и получены
ориентировочные технико-экономические показатели:
Производительность (м3ч) ..20
Потребляемая энергия (кВт·ч) 992·10-4
Ориентировочная масса насоса (кг) 333
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ:
Курсовое проектирование по теории механизмов и машинПод ред.
Г.Н.Девойно - Мн.: Вышэйшая школа 1986.- 385 с.
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.М.: Наука 1975.-640 с.
Теория механизмов и машинПод ред. К.В.Фролова - М.: Высшая школа
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “
Теория механизмов машин и манипуляторов”Cост.
Коренский В.Ф. – Новополоцк: ПГУ1995.

Лист1.frw

Содержание.doc

Анализ и структурная схема нефтяного насоса .5
Синтез несущего механизма ..14
Синтез кулачкового механизма .16
Динамический синтез насоса .20
Исследование схемы нефтяного насоса 27
Краткие выводы и результаты 34
Список использованной литературы 35

Лист1.dwg

Движение поршня вверх
Движение поршня вниз
Электродвигатель приводной 4A100S2Y3
Механизм несущий рычажный
Рабочий орган (поршень)
синтез механизмов насаса
А=7 ДжммnH=0.002 ммм
F=49 НммnH=0.002 ммм
Диаграмма энергомасс