1. Определение закона движения механизма 1.1. Определение длин звеньев механизма Исходные данные: 1. Средняя скорость поршня ?cр = 4,6 м/c; 2. Частота двойных ходов поршня n1 = nном• ??4 ??5 =6,083 об/c; 3. Отношение длины шатуна к длине кривошипа: ?1=lAB/lOA = 4,3; 4. Отношение расстояния от точки A до центра тяжести S2 шатуна к длине шатуна: ?2=lAS2/lAB = 0,3; 5. Номинальное число оборотов вала электродвигателя: nном=730/60 об/с Определение размеров механизма: Длина кривошипа: ?????? = ??ср 4 • ??1 = 4,6 4 • 6,083 = 0,189 м Длина шатуна: ?????? = ?????? • ??1 = 0,189 • 4,3 = 0,813 м Положена центра масс шатуна: ??????2 = ??????•??2 = 0,813 • 0,3 = 0,244 м Ход поршня: ?? = 2 • ?????? = 2 • 0,189 = 0,378 м 1.2. Проектирование кинематической схемы механизма На первом листе формата А1 вычерчивается схема механизма с рассчитанными параметрами, выбрав масштаб построения: ???? = 200 мм м С учётом масштаба длины звеньев: ???? = 37,8 мм ???? = 162, 6 мм ????2 = 48,8 мм Угол поворота начального звена 1 разбиваем на 12 равных интервалов по 30 градусов. На листе схема механизма начерчена в произвольном положении (30?). 1.3. Определение кинематических передаточных функции Построим планы скоростей Уравнение скоростей для точки A будет: VB = VA + VBA По данному уравнению построим на листе 1 планы скоростей для позиций с номерами 0-6. Для этого зададим отрезок pva = 50 мм. Значения отрезка, характеризующего скорость движения центра масс второго звена, получим из соотношения
Заключение
В процессе курсового проектирования был установлен закон движения основного механизма буровой установки. Была уставлена зависимость ?(?). Проведен силовой анализ механизма, в результате которого были определены усилия в звеньях механизма, возникающие под действием сил сопротивления, движущего момента и сил тяжести. Значение относительной погрешности вычислений, оценивающей отклонения в числовых значениях, полученных при выполнении первого и второго листов, составило ? = 6,7%. Спроектирована цилиндрическая эвольвентная прямозубая зубчатая передача с числами зубьев на колесах 12 и 24, модулем 2,5 мм и коэффициентами смещения 0,5 мм. Также спроектирован двухрядный планетарный с внешним зацеплением с двумя сателлитами. Числа зубьев колес редуктора 104, 20, 21, 105. Все зубчатые колеса планетарного редуктора имеют нулевые смещения. Спроектированный планетарный редуктор обеспечивает передаточное отношение 1/26 с погрешностью 0,1%. Спроектирован кулачковый механизм с поступательно движущимся толкателем. Допустимый угол давления в кулачковом механизме составляет 15° при рабочем угле профиля кулачка 360° и максимальном ходе толкателя 0,02 м. Радиус ролика толкателя 0,012 м, радиус конструктивного профиля кулачка 0,027 м.
