Анализ механизма привода глубинного насоса

8.Литература к КП.doc

Артоболевский И. И.“Курс теории машин и механизмов”.- М: Наука 1988
Под ред. Девойно Г. Н. “Курсовое проектирование по ТММ”.- Мн: Высшая школа 1986
Машков А. А. “ Теория механизмов и машин”.- Мн: Высшая школа1970

3.структурный анализ.doc

1 СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
1 Структурный анализ рычажного механизма
Обозначаем звенья механизма:
Кинематические пары механизма:
O(0-1); A(1-2); B(2-3); B(2-4); C(3-0); E(4-5);K(5-0) — вращательные пары 5 класса
Число всех звеньев механизма:
Число подвижных звеньев механизма:
Число степеней свободы механизма:
W = 3×n - 2×P5 – P4 (1.1)
гдеW- число степеней свободы механизма;
n- число подвижных звеньев механизма;
P5 — число пар 5-го класса (низшие пары);
P4 — число пар 4-го класса (высшие пары);
Разложим механизм на группы Ассура
Рассмотрим группу (4-5) (Рисунок 1.2)
(4-5)-действительная пара
(5-0)-возможная пара
(4-2)- возможная пара
Определим число степеней свободы группы (4-5)
где Wгр — число степеней свободы группы;
n — число звеньев входящих в группу;
Р5 — число пар 5-го класса(действительные и возможные) входящих в
Wгр= 3×2 - 2×3 =6-6= 0
Рассмотрим группу (2-3) (Рисунок 1.3)
(2-3)-действительная пара
(2-4)-возможная пара
(1-2)-возможная пара
Число степеней свободы группы (2-3)
Wгр = 3×n - 2×P5 = 3×2 - 2×3 = 6-6=0
Рассмотрим начальный механизм:
Рисунок 1.4 – Начальный механизм
O(0-1) — вращательная пара 5-го класса
Определим число степеней свободы начального механизма:
W = 3×n - 2×P5 - P4= 3×1 - 2×1-0 = 1.
Формула начального механизма:
Структурная формула механизма:
Механизм II класса 1 вида.

7.Синтез кулачкового механизма..doc

5 СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
1 Построение графиков аналогов скоростей ускорений и перемещений.
Рабочая фаза кулачка:
где — рабочая фаза кулачка;
— фаза верхнего стояния;
Масштабный коэффициент по оси j:
где— масштабный коэффициент по оси j ;
L1-24 значение рабочей фазы кулачка на графике мм
Масштабный коэффициент по оси:
где — масштабный коэффициент по оси S ;
где H2 — величина снимаемая с чертежа мм.
Масштабный коэффициент по оси S”:
гдеH1 — величина снимаемая с чертежа мм.
2 Определение начального радиуса кулачка
Разбив угловой ход коромысла в соответствии с графиком отложим на каждой линии коромысла отрезок :
Величины отрезков с графика и мм сводим в таблицу.
Таблица - Значения и мм
Область возможного расположения центра вращения кулачка определяем проведя к крайним точкам лучи образующие с коромыслом угол .
Центр вращения кулачка (точка О) выбираем при вершине заштрихованной зоны.
3 Построение профиля кулачка
Центровой (теоретический) профиль кулачка строим способом обращения движения а затем определяем допускаемую величину радиуса ролика.
Зная радиус ролика строим конструктивный (действительный) профиль кулачка как огибающую семейства окружностей радиуса центры которых расположены на центровом профиле кулачка.

1.Титульник.doc

Министерство образования Республики Беларусь
Учреждение образования
Брестский государственный технический университет
Кафедра машиноведения
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ТММ и М
на тему: «Механизмы привода глубинного насоса»

3 лист ТММ.cdw

Схема планетарного редуктора
График коэффициентов относительного скольжения
Картина угловых скоростей
Эвольвентное зацепление

5.Силовой расчёт.doc

3. СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1.1Построение плана ускорений
Строим план ускорений для расчётного положения №2.
Ускорение точки А определяем по формуле
где - ускорение точки А
- нормальное ускорение точки А относительно точки О
- тангенциальное (касательное) ускорение точки А
Ускорение найдём по формуле:
где - угловая скорость кривошипа
Из произвольно выбранного полюса откладываем вектор длинной 150 мм. Найдём масштабный коэффициент плана ускорений:
Определим ускорение точки B из следующей системы уравнений:
Точка b находится на пересечении линий действия .
=0 (так как стойка неподвижна)
Точка Е принадлежит звеньям 4 и 5
Точка e находится на пересечении линий действия
Точки D и F принадлежат звену 4 а значит группе 4-5. Положение точек D и F на плане ускорений определим по подобию.
1.2 Определение линейных и угловых ускорений
Определим ускорения точек и звеньев:
Определяем тангенциальные ускорения:
Определим угловые ускорения:
1.3 Определение сил и моментов инерции звеньев
Силы инерции определяем по формуле:
где “-“ показывает направление силы инерции. Говорит о том что сила инерции направлена противоположно ускорению;
где g=10 –постоянная свободного падения
где “-“ показывает направление момента инерции. Говорит о том что момент инерции направлена противоположно угловому ускорению;
1.4 Определение уравновешивающей силы и уравновешивающего момента методом планов сил
Рассмотрим группу Ассура 4-5:
Найдём тангенциальные реакции из следующих уравнений:
где BF EK -плечи соответствующих сил мм
Реакции (DF) и (EK) определим графически через сумму всех сил для всей группы:
где - масштабный коэффициент группы 4-5
=100 –вектор силы GF принятый произвольно мм
Таблица 3 – Силы и вектора сил 4-го и 5-го звеньев.
Из плана сил определяем значения неизвестных сил:
Реакцию определяем из следующего векторного уравнения
Реакцию внутри группы определим графически из векторного уравнения:
Рассмотрим группу Ассура 2-3:
Реакции (BC) и (AB) определим графически через сумму всех сил для всей группы:
Реакцию внутри группы определяем из следующего векторного уравнения
Рассмотрим начальный механизм.
Определим уравновешивающую силу
Реакцию определяем графически
Из плана сил находим
Уравновешивающий момент равен:
2 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского
Для этого к повёрнутому на плану скоростей в соответствующих точках прикладываем все внешние силы действующие на механизм не изменяя их направления.
Уравновешивающий момент равен
3 Расчёт погрешности 2-х методов
где - уравновешивающий момент полученный методом Жуковского
- уравновешивающий момент полученный методом планов сил

4.динамич синтез.doc

2ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1 Построение планов положений механизма
Планы положений механизма строятся методом засечек. Для определения длин звеньев в миллиметрах задаётся масштабный коэффициент длины:
Масштабный коэффициент длины:
где - масштабный коэффициент длины
OA - длина звена OA на плане положений (принимаем OA = 30 мм).
Определение длин звеньев механизма:
- длина соответствующих звеньев механизма м.
За крайнее положение примем положение когда кривошип ОА и шатун АВ будут лежать на одной прямой. Тогда ОАВ=ОА+АВ=30+119=149 мм
2 Повернутые планы скоростей
Угловая скорость кривошипа:
где - угловая скорость кривошипа с-1:
n1 - частота вращения кривошипа мин-1.
где - длина кривошипа м
Масштабный коэффициент скорости:
где - масштабный коэффициент скорости;
pа - вектор скорости точки А ( принимаем pа=80 мм ) мм.
Точка B принадлежит звеньям 23
где -скорость точки С =0.
Точка с будет находиться на пересечении линий действия и
Точка E принадлежит звеньям 45
Точка e будет находиться на пересечении линий действия и
Положение точки F на плане скоростей находим из пропорций
где BF BE — длины звеньев на плане положений механизма мм
be — снимается с плана скоростей (be = 52 мм);
Положение точки D на плане скоростей находим из пропорций
где ED EB — длины звеньев на плане положений механизма мм
eb — снимается с плана скоростей (eb = 52 мм);
Расчет положений точек f и d для 12 положений механизма сводим в таблицу 1
Таблица 1 - Положений точек f и d на плане скоростей мм
Строим повернутые планы скоростей.
3 Определение значений скоростей точек и звеньев механизма
где V - линейная скорость точек или звена ;
- вектор скорости точки или звена мм.
Определяемскорости всех точек и звеньев для 2-го положения
Расчет скоростей точек для 12 положений механизма сводим в таблицу 2
4 Угловые скорости звеньев
Угловые скорости звеньев определяются по формуле:
гдеw - угловая скорость звена с-1;
V - скорость звена мс;
Расчет угловых скоростей точек для 12 положений механизма сводим в таблицу 3
Таблица 3 - Угловые скорости звеньев механизма с-1
5Определение приведенной силы
Для определения приведённой силы используем метод Жуковского.
где pa-плечи сил снятые с плана скоростей мм
-приведённая сила сопротивления H
6 Определение приведенного момента сил сопротивления
Приведённый момент определяется по формуле:
где - приведённый момент сил сопротивления Н м;
Значения приведённых сил и соответствующих приведённых моментов сил сопротивления для 12 положений механизма сводим в таблицу 4
Таблица 4-Приведенная сила Pпр момент сопротивления .
7 Определение приведенного момента инерции
Приведенный момент инеции:
IПР = IПРI + IПРII ;
где IДВ - момент инерции электродвигателя ;
m=mш=3873 кг - для положений 1-7;
m=mш+mж=3873+1172=5045 кг - для положений 8-12;
Расчет приведенного момента инерции для 12 положений сводим в таблицу 5
Таблица 5- приведенные моменты инерции кг м2
8 Построение графиков
Строим график приведенного момента инерции с учетом масштабных коэффициентов
где - масштабный коэффициент по оси приведенных моментов инерции ;
- значение максимального приведенного момента инерции ;
- значение вектора на графике мм:
- масштабный коэффициент по оси ;
- значение одного оборота кривошипа мм
Векторы приведенного момента инерции для 12 положений механизма сводим в таблицу 6
Таблица 6 - Векторы приведенного момента инерции мм
Определим масштабный коэффициент по оси моментов графика -:
где - масштабный коэффициент по оси моментов ;
- значение максимального момента сопротивления Н м;
- значение вектора на графике мм (Принимаем =100 )
Строим график моментов
Значения графических моментов определим по формуле:
Значения графических моментов сведём в таблицу 7
Таблица 7 -Значения мм
Под графиком момента сопротивления строим график работ методом графического интегрирования. Методом графических построений находим график от сил движения и график движущего момента.
Определяем масштабный коэффициент графика работ
где Н - полюс интегрирования мм
где - движущий момент Н м;
- вектор движущего момента мм
Строим график изменения кинетической энергии пользуясь выражением
где AДВ - работа движущих сил ;
AC - работа сил сопротивления.
Строим диаграмму энергия-масса на основе графика приведенного момента инерции и графика изменения кинетической энергии графически исключая ось .
К полученной кривой энергия-масса под углами и проводим касательные.
где - коэффициент неравномерности вращения кривошипа ;
- масштабный коэффициент по оси Т.
Получаем значения углов
Касательные по оси Т отсекают отрезок ab = 32 мм
Приведенный момент инерции маховика:

1 лист ТММ.cdw

График изменения кинетической энергии =358
График работы привеленного и
Графики момента сопротивления M
и движущего момента М
График приведенного момента инерции

2 лист ТММ.cdw

2.Содержание.doc

СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ5
1 Структурный анализ рычажного механизма5
ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА9
1 Планы положений механизма.9
2 Построение планов скоростей.10
3 Определение значений скоростей точек и звеньев механизма11
4 Угловые скорости звеньев 12
5 Определение приведенной силы .13
6 Определение приведенного момента ..15
7 Построение графиков работ сил сопротивления и изменения кинетической энергии 15
8 Определение приведенного момента инерции .16
СИЛОВОЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА19
1 Построение плана ускорений19
2 Определение значенийлинейных и угловых ускорений точек и звеньев механизма 20
3 Определение сил и моментов инерции звеньев21
4 Определение реакций в кинематических парах и уравновешивающей силы методом планов22
5 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского24
6 Расчет погрешности двух методов .24
ПРОЕКТИРОВАНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУТОРА И РАСЧЁТ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ25
1 Проектирование планетарного редуктора25
2 Построение планов линейных и угловых скоростей редуктора27
3 Расчёт параметров эвольвентного зацепления28
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА32
1 Построение графиков аналогов скоростей ускорений и перемещений32
2 Определение минимального радиуса кулачка и построение профиля32
3 Построение профиля кулачка33

4 лист ТММ.cdw

6.Зубчатое зацепление.doc

4 РАСЧЁТ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА. РАСЧЁТ И ПОСТРОЕНИЕ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
1 Расчёт кинематической схемы планетарного редуктора
Рисунок 4.1 Схема планетарного редуктора
где W число степеней свободы планетарного редуктора;
n число подвижных звеньев ( 12345 H);
P5 пары 5 класса ( (1-3) (2-H) (H-3)(H2 -5)(3-5)(4-3);
P4 пары 4 класса ( (1-2) (2-3)(4-5)(5-3)(6-7));
Спроектируем планетарный редуктор.
Определение угловых скоростей входного и выходного звеньев:
где угловая скорость входного звена;
угловая скорость выходного звена;
Определение передаточного отношения от входного звена к выходному звену:
Определение передаточного отношения от водила к выходному звену:
Определение передаточного отношения планетарного редуктора:
Спроектируем планетарный редуктор обеспечивающий передаточное отношение U1H=64
где Z1 Z2 Z3 число зубьев 1-го 2-го 3-го колёс
По формуле Виллиса передаточное число редуктора:
Z3= (U1H 1) Z1=(64 1)20=108;
Z2=( Z3 Z1)2=(10820)2=44;
Условие соседства (определим число сателлитов)
где K число сателлитов
Приняв Z1=20 Z2=44 Z3=108 проверяем передачу на условие сборки без натягов (при К=2 р=0)
Получаем целое число т. е. передача собирается без натягов.
Определим делительные диаметры зубчатых колёс редуктора:
где d делительный диаметр зубчатого колеса мм;
m модуль зубчатого колеса мм;
2 Построение плана скоростей и картины угловых скоростей для редуктора
где масштабный коэффициент построения схемы редуктора
r1 радиус колеса 1 редуктора м;
ОА радиус колеса 1 на схеме мм;
где скорость точки А колеса 1 мс;
угловая скорость колеса 1 1с;
n1 частота вращения колеса обмин;
где масштабный коэффициент плана скоростей ;
Аа вектор скорости точки А колеса1 мм;
O1a линия распределения скоростей колеса 1;
Ba линия распределения скоростей колеса 2;
O2h вектор скоростей наивысшей точки водила мм;
Ас вектор скорости водила на уровне колеса 1 мм;
OHh линия распределения скоростей водила;
По плану скоростей определяем передаточное число редуктора:
По плану угловых ускорений определяем передаточное число редуктора:
где углы между ОO и линиями распределения угловых скоростей О1 и ОН соответственно град.
3 Расчёт параметров зацепления
Исходные данные: Z1=Za=12; Z2=Zb=31; m=8;
Окружной шаг зубьев по делительной окружности:
Радиусы делительных окружностей:
Радиусы основных окружностей:
где - угол профиля зуба рейки.
Коэффициенты смещения исходя из числа зубьев
Принимаем коэффициенты смещения:
принимаем так как количество зубьев >17
Толщина зуба по делительной окружности:
Инволюта угла зацепления
- по таблице инволют.
Радиусы начальных окружностей:
Межосевое расстояние:
Радиусы окружностей впадин:
Радиусы окружностей вершин:
Углы профиля на окружности вершин:
Коэффициент перекрытия:
Принимаем масштабный коэффициент построения с учётом высоты зуба на чертеже
Размеры зубчатого зацепления на чертеже заносим в таблицу.
Таблица - Размеры зубчатого зацепления на чертеже мм
Не эвольвентную часть зуба вычерчиваем сперва по радиусу а затем делаем скругление радиусом:
По данным картины зацепления определяем коэффициент перекрытия:
где ab – длина активной линии зацепления мм;
РВ – шаг по основной окружности.
Коэффициент удельного скольжения:
где i21 передаточное отношение от второго колеса к первому
N1N2 длина теоретической линии зацепления;
х текущее значение линии N1N2 взятое в сторону от меньшего колеса к большему;
Остальные значения коэффициентов удельного скольжения для соответствующих значений х занесём в таблицу:
Таблица 4.2 значений коэффициентов скольжения
где масштабный коэффициент построения графика коэффициентов скольжения;
принятое значение на графике мм;
Таблица 4.3 значения коэффициентов скольжения на графике мм