Файл: Poyasnitelnaya_zapiska-3.docx

Содержание

Содержание 2

Введение 3

Лист 3

1 Синтез и анализ механизма 4

1.1 Структурный анализ механизма 4

1.2 Определение скоростей 6

1.3 Определение ускорений 8

1.4 Построение диаграмм движения выходного звена 11

1.5 Определение угловых скоростей и ускорений 11

1.6 Определение скоростей и ускорений центров масс звеньев 12

2 Силовой анализ механизма 13

2.1 Определение масс и сил инерции 13

2.2 Расчет диады 6-7 14

2.3 Расчет диады 4-5 14

2.4 Расчет диады 2-3 16

2.5 Расчет кривошипа 1 16

2.6 Рычаг Жуковского 17

2.7 Определение мощностей 17

2.8 Определение кинетической энергии механизма 18

3 Проектирование зубчатого зацепления. Синтез планетарного редуктора 19

3.1 Геометрический расчет равносмещенного зубчатого зацепления 19

3.2 Синтез и анализ планетарного редуктора 22

3.3 Определение частот вращения зубчатых колес аналитическим и графическим методами 25

4 Синтез и анализ кулачкового механизма 26

4.1 Построение кинематических диаграмм и определение масштабных коэффициентов 26

4.2 Определение минимального радиуса кулачка 27

4.3 Построение профиля кулачка 28

4.4 Определение максимальной линейной скорости и ускорения толкателя 28

Заключение 29

Список литературы 30

Введение

Механизм глубинного насоса применяется в нефтедобывающей промышленности и предназначен для откачки жидкости нефтяных скважин. Подача жидкости регулируется автоматически за счет кулачкового механизма.

Поршень получает возвратно-поступательное движение в цилиндре от электродвигателя через зубчатый планетарный редуктор и рычажный механизм O₁AO₂BCO₃D. При движении поршня вверх осуществляется рабочий ход, а при движении поршня вниз – холостой.

Механизм насоса одностороннего действия. При рабочем ходе на штангу действует постоянная сила поднимаемой жидкости G_ж. Кулачок получает вращение посредством зубчатой передачи z₅-z₆.

1 Синтез и анализ механизма

Исходные данные:

Размеры звеньев:

l_O1A = 560 мм; l_AB = 2250 мм; l_O2B = 1010 мм; l_BD = 1390 мм; l_BC = 1920 мм;

l_O3C = 2320 мм; l_CF = 3310 мм;

x1=y1=850 мм; x2 =1350 мм; у2 =1960 мм;

Частота вращения кривошипа: n_кр=9 мин ^-1;

Рисунок 1 – Схема механизма

1.1 Структурный анализ механизма

Механизм состоит из пяти звеньев: кривошипа – 1, ползунов – 3,5, шатунов – 2,4. Звенья образуют семь кинематических пар: одного вращательного, два сложных, два поступательных.

Степень подвижности механизма:

где n – число подвижных звеньев, n = 5;

р₁ – число одноподвижных кинематических пар, р₁ = 7;

р₂ – число двухподвижных кинематических пар, р₂ = 0.

Разложение механизма на структурные группы Ассура:

Рисунок 2 – Начальный механизм

НМ(0,1) II класса 2-го порядка

Рисунок 3 – Диада 2-3

Д(2,3) II класса 2-го порядка

Рисунок 4 – Диада 4-5

Д(4,5) II класса 2-го порядка

Рисунок 5 – Диада 6-7

Д(6,7) II класса 2-го порядка

Формула строения механизма: I(0,1)→II,2(2,4)→II,2(4,5) → II,2(6,7).

Механизм 2 – го класса, 2 – го порядка.

Масштабный коэффициент длин К_l:

1.2 Определение скоростей

Частота вращения кривошипа: n_кр = 9 мин^-1.

Угловая скорость кривошипа:

где ω₁ – угловая скорость кривошипа, рад/с.

Скорость точки А:

где перпендикулярный в сторону вращения кривошипа.

Масштабный коэффициент скоростей:

где полюс плана скоростей.

Скорость точки В определим решив на плане скоростей систему 2-ух векторных уравнений.

Система векторных уравнений точки B:

Абсолютная величина скорости точки B:

Скорость точки С определим решив на плане скоростей систему 2-ух векторных уравнений.

Система векторных уравнений точки С:

Абсолютная величина скорости точки C:

Скорость точки D определяем по свойству подобия:

Абсолютная величина скорости точки D:

Скорость точки F определяем по свойству подобия:

Абсолютная величина скорости точки F:

Скорость точки E определим решив на плане скоростей систему 2-ух векторных уравнений.

Система векторных уравнений точки E:

Абсолютная величина скорости точки E:

Для всех остальных положений, скорости определяются аналогично. Полученные результаты сводим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 - Значения скоростей