Механизм насоса с качающейся кулисой (стр. 1 из 3)

Содержание

Введение

1 Синтез и анализ рычажного механизма

1.1 Структурный анализ механизма

1.2 Определение недостающих размеров

1.3 Определение скоростей точек механизма

1.4 Определение ускорений точек механизма

1.5 Диаграммы движения выходного звена

1.6 Определение угловых ускорений и скоростей

1.7 Определение ускорений центров масс звеньев механизма

1.8 Аналитический метод расчёта механизма

2 Силовой расчет рычажного механизма

2.1 Определение сил инерции

2.2 Расчет диады 4-5

2.3 Расчет диады 2-3

2.4 Расчет кривошипа

2.5 Определение уравновешивающей силы

2.6 Определение мощностей

2.7 Определение кинетической энергии и приведенного момента инерции механизма

3 Геометрический расчет зубчатой передачи. Проектирование планетарного механизма

3.1 Геометрический расчет зубчатой передачи

3.2 Определение передаточного отношения планетарной ступени и подбор чисел зубьев колес

3.3 Определение частот вращения зубчатых колес

4 Синтез и анализ кулачкового механизма

4.1 Диаграммы движения толкателя

4.2 Определение минимального радиуса кулачка

4.3 Построение профиля кулачка

Список использованных источников

Введение

Механизм насоса с качающейся кулисой применяется в нефтеперерабатывающей промышленности и предназначен для откачки жидкости нефтяных скважин.

Подача жидкости регулируется автоматически за счёт кулачкового механизма.

Поршень получает возвратно-поступательное движение в цилиндре от электродвигателя через планетарный редуктор и рычажный механизм О1АО2С.

При движении поршня вверх осуществляется рабочий ход, при движении поршня вниз - холостой.

При рабочем ходе на поршень 5 действует сила полезного сопротивления.

Механизм насоса с качающейся кулисой - одностороннего действия.

Кулачок 6 получает вращение посредством зубчатой передачи z5-z6.

1. Синтез и анализ рычажного механизма

Схема механизма:

Исходные данные:

Q=3450 H

H=240 мм

m3=42 кг

K=1,6

m5=35 кг

nкр=150 об/мин

O1O2=625 мм

nдв=1500 об/мин

1.1 Структурный анализ механизма

Степень подвижности механизма определим по формуле:

W=3n-2p1-p2;

Где n- число подвижных звеньев,

P1- число одноподвижных кинематических пар,

P2- число двуподвижных кинематических пар,

W=3·5-2·7-0=1

Разложение механизма на группы Ассура:

Формула строения механизма: I(0,1)→II(2,3)→II(4,5)

Механизм II класса, 2 порядка

1.2 Определение недостающих размеров

Угол размаха кулисы

b=180

= 180∙(1,6–1)/(1,6+1)=41,53

Длину кривошипа определяем по формуле:

lO1A=0102 ∙sin

=0,625∙sin20,76=0,22м,

Длину lO2В определим по следующей формуле:

lO2В=

=0,24/2∙0,354=0.338 м,

Выберем масштабный коэффициент

Строим 12 планов положений механизма, приняв за начало отсчета крайнее положение, соответствующее началу рабочего хода механизма.

1.3 Определение скоростей точек механизма

Определяем u точки А кривошипа:

uA=w1lO1A

где w1-угловая скорость вращения механизма, определяется по формуле:

w1=

= рад/с,

Скорость точки А определим по формуле:

uA=ω1 O1A=15,71∙0,22=3,46 м/с,

План скоростей строим в масштабе:

ku=

=3,46/69,2=0.05 м∙с-1/мм

Скорость точки A’ находим графически, решая совместно систему:

uA’= ku РuA’

По свойству подобия определяем скорость точки C’:

РVc’=136∙33/280=16мм

Абсолютное значение скорости точки

C’= ku puC’=0.05*17=0,85м/с

Составим систему уравнений скоростей для нахождения u в точке C:

uс’=uc’+ucc’

uc’=uc’c+uc’c

На плане puC=19мм. Абсолютное значение u в точке C:

uC= ku puC=0.05*19=0,95м/с.

Для остальных 11 положений скорости определяются аналогично, их значения приведены в таблице 1.1

Таблица 1.1 - Значения скоростей

Скорости, м/с	Положение механизма
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
uА	3,46	3,46	3,46	3,46	3,46	3,46	3,46	3,46	3,46	3,46	3,46	3,46
uА’	1,65	2,95	3,4	3,4	3	2,15	0,7	1	2,9	3,15	1,7	0
uC	0,95	1,2	1,23	1,24	1,18	0,96	0,38	0,7	2,23	2,48	1,18	0
uC’	0,85	1,24	1,29	1,26	1,18	0,96	0,37	0,65	2,14	2,42	1,16	0

1.4 Определение ускорений точек механизма

Ускорение точки А направлено по кривошипу к центру вращения О1.

aA=w12lO1A=15,712∙0.22=54,3м/с2

Выбираем масштабный коэффициент ускорений:

ka=

=54,3/108,6=0.25 м*с-2/мм

На плане ускорений изображаем ускорение точки А отрезком

а=108 мм. Ускорение точки А’ определяем, решая совместно систему

Для этого используем

aA’Ak=2∙w3 ∙VA’A=2∙VA’O2∙VA’A/A’O2=2∙Pva’∙aa’∙c/A’O2

c- коэффициент перечета определяется по формуле:

с=

=0.052/(0.5∙0.0025)=2

Ускорение точки С’ определим из соотношения:

Ускорение точки С найдём, решая совместно систему

где

аCC’k=2·ω3·VCC’=2· РuA’·СС’·c/А’О2;

Ускорения всех точек механизма найдены. Ускорения для остальных положений механизма определяются аналогично. Значения ускорений сводим в таблицу 1.2.

Таблица 1.2- Значения ускорений.

Ускорения, м/с2	Положение механизма
	1	3	5	7	9	11	0
aA	54,4	54,4	54,4	54,4	54,4	54,4	54,4
aA’Ak	14,37	7,74	12,02	7,55	24,7	23,56	0
aA’O2n	3,88	13,84	10,74	0,775	20,24	7,9	0
ac’	15,3	5	7	24	40,6	48,1	32
aCC’k	0,75	0,5	1,25	0,00	3,45	1,9	0
aC	16,45	6,25	8,75	26,5	41,8	50,35	34

1.5 Диаграмма движения входного звена

Диаграмму перемещения S-t строим используя полученную из плана механизма траекторию движения точки С. Диаграммы скоростей V-t и ускорений а-t определяются из полученных 12-ти планов скоростей и планов ускорений.

Масштабные коэффициенты диаграмм

Кs=0.0025 (м/мм)

КV=0.05 (мс-1/мм)

Ка=0,5 (мс-2/мм)

1.6 Определение угловых скоростей и ускорений

ω1=

=3,14·150/30=15,71 (рад/с)

ω3=

=3,46/280·0,0025=4,94 (рад/с)

ε1=0 (рад/с-2)

ε3=

=14,88/280·0,0025=21,26 (рад/с-2)

1.7 Определение ускорений центров масс звеньев механизма

Ускорения центров масс звеньев механизма определяем из планов ускорений.

aS'=Ka·РаS3=0.5*45=22,5 м/с2

Определяем относительные угловые скорости.

ω10= ω1=15,71 рад/с;

ω30= ω3=4,94 рад/с;

ω12= ω1- ω3=10,77 рад/с;

ω45= ω3=4,94 рад/с;

1.8 Аналитический метод расчёта механизма

Исходные данные:

= 625 мм;

= 15,71 рад/с;

= 220 мм;

= 41,530;

= 308 мм;

= 20,760;

Расчет ведется для первого положения кулисы:

;

В проекциях на координатные оси:

;

Разделим второе уравнение ED Equation.3

;

Берем производную от левой и правой части: