База знаний студента. Реферат, курсовая, контрольная, диплом на заказ

Курсова робота на тему: "Розрахунок побудови профілю глибинного насосу"

Зміст

Введення

1. Структурний аналіз і синтез. Геометричний синтез. Кінематичне дослідження основного механізму

1.1 Геометричний синтез механізму (визначення розмірів ланок по основних і додаткових умовах синтезу)

1.2 Розрахунок плану положень механізму

2. Аналіз руху машинного агрегату й розрахунок маховика

2.1 Побудова динамічної моделі машини

2.2 Рівняння руху машини

2.3 Рішення рівняння руху

3. Силовий розрахунок основного механізму

3.1 Вибір положення

3.2 Силовий розрахунок

3.3 Визначення сил і моментів сил інерції

3.4 Силовий розрахунок веденої групи (група 4-5)

3.5 Силовий розрахунок проміжної групи (група 2-3)

3.6 Силовий розрахунок початкової ланки

4. Синтез кулачкового механізму

4.1 Вихідні дані

4.2 Синтез кулачкового механізму

4.3 Побудова профілю кулачка

5. Синтез планетарного механізму

5.1 Визначення

5.2 Вибір чисел зубів коліс

5.3 Вибір числа сателітів і перевірка умов

5.4 Визначаємо розміри коліс

5.5 План швидкостей

5.6 Розрахунок діаграми кутових швидкостей

Література

Введення

Глибинний насос призначений для викачування рідини з низьких горизонтів.

Дія глибинного насоса засновано на перетворенні обертового руху кривошипа у зворотно-поступальний рух повзуну за допомогою підоймового-шарнірно-важільного механізму із противагою.

Для забезпечення необхідної рівномірності руху на валу електродвигуна закріплений маховик. Застосування противаги, розташованого на коромислі, дозволяє значно зменшити його габарити.

Кулачковий механізм призначений для керування клапанами.

Ціль роботи: розрахунок побудови профілю кулачка за заданим законом руху штовхача.

1. Структурний аналіз і синтез. Геометричний синтез. Кінематичне дослідження основного механізму

Характер руху ланок механізму.

Назва ланки	Вид руху
1-кривошип	Обертальний
2-шатун	Паралельний-паралельне-рівнобіжне-плоско-паралельний
3-коромисло	Обертальний-обертальне-зворотно-обертальний
4-шатун	Паралельний-паралельне-рівнобіжне-плоско-паралельне
5-повзун	Поступальний-поступальне-зворотно-поступальний
0-стійка	Нерухливий

Характер кінематичних пар (КП).

Позначення	О1	А	В	О3	С	D	E
З'єднання ланок	0-1	1-2	2-3	0-3	3-4	4-5	5-0
Клас	5	5	5	5	5	5	5
Вид	Обер.	Обер.	Обер...	Обер...	Обер...	Обер...	Поступ.

У даний механізм входять 7 нижчих кінематичних пар.

Ступінь волі механізму.

W=3n-2p_Н-2p_В, р_Н=7, n=5;

W=3*5-2*7=1;

W=1. Механізм має один ступінь волі.

Структурні групи Асура.

Група 4-5 W=3n-2pH=3*2-2*3=0 Клас 2-ой, порядок 2-ой	Група 2-3 W=3n-2pH=3*2-3*2=0 Клас 2-ой, порядок 2-ой	Початкова ланка W=3n-2p=3*1-2*1=1 Механізм 1- класу

Число надлишкових зв'язків

q=W-6n+5p₅;

q=1-6*5+5*7=6;

q=6. Механізм має шість надлишкових зв'язків.

Усунення надлишкових зв'язків.

Позначення	ПРО1	А	В	ПРО3	С	D	E
З'єднання ланок	0-1	1-2	2-3	0-3	3-4	4-5	5-0
Клас	5	3	4	5	4	3	5
Вид	Обер..	Сфер.	Цил.	Обер..	Цил.	Сфер.	Поступ.

q=W-6n+5p₅+4p₄+3p₃;

q=1-6*5+5*3+4*2+3*2=0;

q=0.

Загальна кількість кінематичних пар: p₅+p₄+p₃=3+2+2=7.

Вивід: даний механізм є плоским підоймовим-шарнірно-важільним механізмом 2-го класи. Має один ступінь волі й складається з 2-х структурних груп і початкової ланки. Механізм призначений для перетворення обертового руху кривошипа у зворотно-поступальне переміщення повзуну.

 

1.1 Геометричний синтез механізму (визначення розмірів ланок по основних і додаткових умовах синтезу)

При геометричному синтезі схеми механізму виробляється визначення розмірів його ланок при заданому русі вихідної ланки, що є основною умовою синтезу.

Експлуатаційні якості механізму визначаються додатковими умовами синтезу. До них ставляться, наприклад, коефіцієнт зміни середньої швидкості, від якого залежить продуктивність, обмеження кутів тиску, що визначає умови передачі сил і пов'язане із КПД і відсутністю самогальмування й т.д.

Вхідними параметрами для синтезу підоймового-шарнірно-важільного механізму є довжина кривошипа: L_O1A=0.5 м.

Довжина ланки CO₃ дорівнює:L_CO3= 4L_O1A;

L_CO3=4*0.5=2 м.

Довжина ланки EO₃ дорівнює:L_EO3=5L_O1A;

L_EO3=5*0.5=2.5 м.

Довжина ланки BO₃ дорівнює:L_BO3=2L_O1A;

L_BO3=2*0.5=1 м.

1.2 Розрахунок плану положень механізму

Для побудови схеми механізму виберемо масштабний коефіцієнт:

.

Задаємо , тоді .

Знаходимо розміри інших ланок:

1.3 Кінематичний аналіз механізму

Кутова швидкість кривошипа

.

Швидкість крапки А завжди дорівнює:

.

Задаємося довжиною вектора =42 мм і обчислюємо масштаб побудови планів швидкостей:

.

З полюса  проводимо лінію перпендикулярну О₁А в напрямок обертання кривошипа й відкладаємо на ній відрізок 42 мм. Для швидкості крапки В, що належить ланці АВ:

,

де  перпендикулярна АВ, а

перпендикулярна В₃.

Швидкість крапки Е можна визначити, використовуючи властивість пропорційності однойменних відрізків:

 , ,

де  виміряється для кожного положення. З полюса  проводимо напрямок  перпендикулярно ЕО₃ і відкладаємо .

Для швидкості крапки Із властивість пропорційності:

, ,

де  виміряється для кожного положення. З полюса  проводимо напрямок  перпендикулярно З₃ і відкладаємо .

З полюса  проводимо напрямок  паралельно осі Y і з кінця  проводимо  перпендикулярно осі Y, а крапка її перетинання з вертикаллю відповідає  в масштабі . Швидкість центра мас  знаходимо, з'єднавши полюс і середину . Швидкість центра мас  знаходимо, з'єднавши полюс і середину . Крапки, швидкості яких дорівнюють нулю, на планах швидкостей перебувають у полюсі .

Вимірювані відрізки
Довжина		Положення механізму
		0,12	1	2	3	4	5	6	6`	7	8	9	10	11
	мм	0	6	30	41	43	35	16	5	14	37	45	37	27
		0	12	60	82	86	70	32	10	28	74	90	74	54
		0	9	54	80	89	69	29	7	24	72	88	70	51
		0	15	75	102,5	107,5	87,5	40	12,5	35	92,5	112,5	92,5	67,5
		0	24	56	41	42	37	27	22	21	71	44	71	29
		0	10	36	81	88	70	30	8	25	38	88	38	54
		0	38	17	2	10	21	36	40	47	22	12	22	42
		0	7	28	18	4	20	14	4	14	18	3	18	23

    

Величини швидкостей
Швидкість		Положення механізму
		0,12	1	2	3	4	5	6	6`	7	8	9	10	11
	м/з	0	0,6	3	4,1	4,3	3,5	1,6	0,5	1,4	3,7	4,5	3,7	2,7
		0	1,2	6	8,2	8,6	7	3,2	1	2,8	7,4	9	7,4	5,4
		0	0,9	5,4	8	8,9	6,9	2,9	0,7	2,4	7,2	8,8	7	5,1
		0	1,5	7,5	10,25	10,75	8,75	4	1,25	3,5	9,25	11,25	9,25	6,75
		0	2,4	5,6	4,1	4,2	3,7	2,7	2,2	2,1	3,4	4,4	7,1	2,9
		0	1	3,6	8,1	8,8	7	3	0,8	2,5	7,3	8,8	3,8	5,4
		0	3,8	1,7	0,2	1	2,1	3,6	4	4,7	3,8	1,2	2,2	4,2
		0	0,7	2,8	1,8	0,4	2	1,4	0,4	1,4	1,9	0,3	1,8	2,3
	с-1	0	1,9	0,85	0,1	0,5	1,05	1,8	2	2,35	1,9	0,6	1,1	2,1
		0	0,6	3	4,1	4,3	3,5	1,6	0,5	1,4	3,7	4,5	3,7	2,7
		0	0,35	1,4	0,9	0,2	1	0,7	0,2	0,7	0,95	0,15	0,9	1,15

2. Аналіз руху машинного агрегату й розрахунок маховика

Ціль: визначення щирого закону руху початкової ланки й розрахунок маховика.

2.1 Побудова динамічної моделі машини

Для спрощення рішення завдання реальну схему машини з одним ступенем волі з ланками, які не деформуються й початковою ланкою, що робить обертовий рух (кривошип) є одномасова система, що володіє деякою умовною масою, кінетична енергія якої в будь-якому положенні ланки наведена дорівнює кінетичної енергії всього механізму: Tⁿ=Jⁿ _1/2= T_i , і навантаженої фіктивним моментом, потужність якого дорівнює сумі потужностей, що розвиваються всіма силами, що діють у механізмі: Nⁿ=Mⁿ ₁=N_i .

Тут позначено: Jⁿ – момент інерції наведеної маси щодо осі обертання; Mⁿ – наведений момент всіх зовнішніх сил Mⁿ= Mⁿ_с- Mⁿ_д ; Mⁿ_д – наведений момент рушійних сил, Нм; Mⁿ_с – наведений момент сил опору, Нм.

Маси ланок: : m₂=20 кг, m₄=20 кг;

m₅=450кг, m_E=600 кг.

Моменти інерції ланок: : I_S1=0,1 кгм², I_S2=I_S3=I_S4=6,67 кгм².

Сила ваги G=mg: G₂=200 Н, G₄=200 Н, G₅=4500 H, G_E=6000 H.

Сила опору: при підйомі: Р₅=6000 Н;

при опусканні: P₅=2000 Н.

Приведення сил:

Положення механізму	1	2	3	4	5	6	6`	7	8	9	10
	1,6	8,9	4,8	5	3,9	2,1	1,4	1,2	3,3	5,5	14,3
	0.3	3,7	18,6	21,9	13,89	2,6	0,2	1,8	15,1	22	4,09
	5,2	186	408,3	505,2	303,64	53,7	3,1	36,7	331	494	313
	19,1	478	839,4	983	651	136	13,3	104	727	1076	727
	0,34	0,007	0,001	0,024	0,104	0,306	0.378	0,52	0,34	0,034	0,11
	0,03	0,85	1,59	1,75	1,16	0,24	0,02	0,19	1,29	1,91	1,29
	0,01	0,2	0,08	0,004	0,094	0,05	0,004	0,05	0,09	0,002	0,08
, кгм2	26,7	678	1326	1516	974	195	19	1445	1078	1599	1060
, мм	2	42,4	83	95	61	12,2	1,5	9	67,4	100	66,3

Приведення мас:

2.2 Рівняння руху машини

В інтегральній формі: T_k-T₀= Aд-Ас

,

де  - узагальнена координата; Jⁿ₀, ₀ – наведений момент інерції й кутова швидкість ланки приведення при = ₀.

2.3 Рішення рівняння руху

Визначити ( ₁). Графічний метод Виттенбауера.

Розрахунок графіка наведеного моменту сил опору

/Mⁿ_max/=4865 Hм , задаємо y_max=100 мм, тоді

.

Знаходимо інші в:

.

Задаємо l=140 мм і Н=60 мм, тоді

.

Розрахунок графіка наведеного моменту інерції

Jⁿ_max=1599 кгм² , задаємо y_max=100 мм, тоді

Знаходимо інші в:

.

Розрахунок графіка робіт сил опору

Будується графічним інтегруванням графіка Мⁿ_c, для чого криволінійну фігуру заміняємо рівновеликими прямокутниками.

Розрахунок графіка робіт рушійних сил: А_д=А_i .

Розрахунок графіка рушійного моменту: Мⁿ_д=у_n* =50*48,65=2432,5.

Розрахунок графіка надлишкових робіт:

.

Розрахунок діаграми Виттенбауера.

Розрахунок маховика

Маховик служить для зменшення нерівномірності руху. .

Коефіцієнт нерівномірності руху

 

 

 

Під цими кутами до діаграми Виттенбауэра проводимо дотичні  - зверху й  - знизу.

ok=6 мм;kl=365 мм.

Визначаємо момент інерції маховика:

.

.

Задаємося b=0,1 м, тоді

Д= ;

Визначення кутової швидкості початкової ланки

Початкове значення кінетичної енергії:

;

.

Зміна кінетичної енергії у всіх положеннях ; визначаємо значення кутової швидкості

.

Задаємося

 ,

тоді .

Положення механізму	0,12	1	2	3	4	5	6	6`	7	8	9	10	11
, мм	0	7	9	8	6	4	5	11	17	15	6	0	-3
,Дж	215,8	216,8	217	216,9	216,6	216,4	216,5	217,3	218	217,8	216,6	215,9	215,5
,кгм2	5440	5448	6099	6748	6938	6394	5616	5440	5566	6500	7021	6481	5987
, c-1	8,9	8,9	8,4	8	7,9	8,2	8,8	8,9	8,85	8,2	7,85	8,2	8,5
, мм	44,5	44,6	42,2	40	39,5	41	43,9	44,6	44,3	41	39,3	41	42,4

Перевірка:

3. Силовий розрахунок основного механізму

Ціль силового розрахунку: визначення реакцій у кінематичних парах і моменту, що врівноважує.

3.1 Вибір положення

Вибираємо одне з положень робочого ходу. Прикладемо всі діючі сили.

3.2 Силовий розрахунок

Обертання ланки 1 є рівномірним, тому прискорення крапки А дорівнює:

, .

Вибираємо масштабний коефіцієнт плану прискорень: , тоді

 .

Запишемо векторне рівняння для побудови плану прискорень:

, де  || BO₃;  BO₃;

 || O₁A;  || AB;  || AB.

Обчислимо модулі  й , і відповідні їм відрізки на плані прискорень:

, ; .

, ; .

Відповідно до властивості плану прискорень:

, , ;

, , .

,

де - вертикально;

 || CD;  CD.

Знаходимо лінійні прискорення крапок:

;

;

;

;

;

;

;

;

.

Кутові прискорення ланок 2, 3 і 4 рівні:

;

; .

3.3 Визначення сил і моментів сил інерції

Сили інерції ланок:

, :

;

;

;

;

.

Моменти сил інерції ланок:

, :

;

;

;

.

3.4 Силовий розрахунок веденої групи (група 4-5)

Сила опору: . Приймаємо , тоді

.

Рівняння моментів сил щодо крапки

D:

,

звідси:

;

.

;

;

.

3.5 Силовий розрахунок проміжної групи (група 2-3)

Сила інерції . Приймаємо .

Рівняння моментів сил щодо крапки B: :

, звідси:

;

;

,

;

.

3.6 Силовий розрахунок початкової ланки

;

;;;.

4. Синтез кулачкового механізму

Ціль синтезу: побудова профілю кулачка за заданим законом руху штовхача.

4.1 Вихідні дані

1)  тип кулачкового механізму: з коромисловим штовхачем;

2)  напрямок обертання кулачка: по годинникової стрілки;

3)  максимальне переміщення штовхача: ;

4)  Закони руху штовхача:

фаза підйому: синусоїдний;

фаза опускання: постійний.

Фазові кути:

фаза підйому:  120°;

фаза верхнього:40°;

фаза опускання: 120°;

фаза нижнього: 80°;

5)  припустимий кут тиску: 30°;

6)  довжина коромислового штовхача: 130 мм.

4.2 Синтез кулачкового механізму

Відстань між осями кулачка й коромисла: 168.2 мм.

Початковий радіус центрального профілю кулачка:59.94 мм.

Радіус ролика15 мм.

Закон руху штовхача

	0	20	40	60	80	100	120	160	180	200	220	240	260	280
	0	1.93	13.1	33.5	53.9	65.07	67	67	63.28	52.11	33.5	14.89	3.72	0

4.3 Побудова профілю кулачка

Метод інверсій - подумки всьому кулачковому механізму повідомляється кутова швидкість рівна по величині, але протилежна по напрямку кутової швидкості кулачка. Кулачок представляється зупиненим, а штовхач буде брати участь у двох рухах: переносному й відносному.

5. Синтез планетарного механізму

Ціль: Підбор чисел зубів коліс і числа сателітів. Головна умова синтезу виконання необхідного передатного відношення.

5.1 Визначення

 

;;

;.

5.2 Вибір чисел зубів коліс

.

Задаємо z₃=17;

z₄ визначаємо з умови співвісності: ; ;

;

5.3 Вибір числа сателітів і перевірка умов

Задаємо число сателітів =3.

Перевірка геометричних умов:

; ; ;

46,4>36.

5.4 Визначаємо розміри коліс

; ; ; .

Креслимо схему механізму у двох проекціях у масштабі:

.

5.5 План швидкостей

; ;

..

5.6 Розрахунок діаграми кутових швидкостей

; .

Література

1.  Артоболевський И.И. Теорія механізмів і машин. – К., 1995

2.  Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механики машин. – М., 1997

3.  Кореняко А.С. Курсове проектування по теорії механізмів і машин. – К., 1970

4.  Фролов К.В. Теорія механізмів і машин. – К., 2004

Курсова робота на тему: "Розрахунок побудови профілю глибинного насосу" Зміст Введення 1. Структурний аналіз і синтез. Геометричний синтез. Кінематичне дослідження основного механізму 1.1 Геометричний синтез ме

 

• 14:21 05 Июля 2016
  Российско-китайский медуниверситет откроет магистерскую программу по TCM
• 01:21 05 Июля 2016
  На форуме МГУ Россия и Китай обсудят научно-образовательное сотрудничество
• 11:00 04 Июля 2016
  Реморенко: "ЕГЭ-туризм" в России сходит на нет
• 10:52 04 Июля 2016
  Летняя российско-австрийская школа откроется в Москве
• 15:31 01 Июля 2016
  В СПбГУ могут воссоздать географический факультет

Заказать уникальную работу