Проектирование и исследование механизмов одноударного холодновысадочного автомата с цельной матрицей

Силовой анализ.cdw

Зависимость усилия высадки от перемещения ползуна
Силовой анализ диады ВВП
План сил начального звена
Силовой анализ начального звена
Одноударный холодновысадочный
автомат с цельной матрицей
плоских рычажных механизмов

Кулачок.cdw

Профилирование кулачка
Профиль действительный
Действительное значение
Одноударный холодновысадочный
автомат с цельной матрицей
Синтез кулачкового механизма
График изменения угла давления
График изменения КПД
Определение минимального радиуса кулачка
Жёсткость замыкающей пружины

Зубчатое зацепление.cdw

Схема зубчатого зацепления
График зон двухпарного зацепления
График скоростей скольжения
Диаграммы коэффициентов удельных скольжений
Основная окружность R
Далительная окружность R
Начальная окружность R
Одноударный халодновысадочный
автомат с цельной матрицей
Эвольвентное зубчатое

КПМ.cdw

Пояснительная записка.docx

Краткое описание работы механизма автомата ..2
Глава 1. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления 9
1Расчёт параметров зубчатого зацепления 9
2Определение размеров зубьев 11
3Построение графиков ..11
4Расчёт планетарного редуктора .13
Глава 2. Анализ и синтез кулачкового механизма .14
1 Законы изменения перемещения аналогов скорости и ускорения 14
2 Определение основных размеров ..15
3 Определение угла давления 15
4 Определение полярных координат 15
5 Определение КПД 16
6 Определение радиуса ролика .18
7 Действительный профиль кулачка 18
8 Жёсткость замыкающей пружины .18
9 Результаты расчётов 19
10 Определение погрешностей построения действительного профиля кулачка 19
11 Масштабные коэффициенты 19
Глава 3. Кинематический анализ рычажного механизма ..20
1 Основные кинематические характеристики .20
2 Расчёт скоростей .20
3 Расчёт ускорений .21
4 Кинематический анализ с помощью компьютера 22
5 Определение погрешностей 23
6 Определение КПД 23
7 Определение зон мультипликации 24
8 Масштабные коэффициенты ..24
Глава 4. Силовой анализ рычажного механизма 25
1 Определение нагрузки действующей на механизм за время высадки ..25
2 Определение сил действующих на звенья в 5 положении .25
3 Силовой анализ начального звена .27
Список литературы 30
ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ОДНОУДАРНОГО ХОЛОДНОВЫСАДОЧНОГО АВТОМАТА С ЦЕЛЬНОЙ МАТРИЦЕЙ
Краткое описание работы механизмов автомата
Холодновысадочные автоматы предназначаются для высадки из прутка заклепок болтов шурупов и других подобных изделий. На одноударных автоматах возможна высадка только тех изделий у которых длина высаживаемой части составляет не более 25 диаметров прутка. Автомат с цельной матрицей (рис. 7—1) состоит из четырех исполнительных механизмов:
механизм высадки (основной механизм) 1 2 3;
механизм подачи материала 5 67;
механизм реза и переноса заготовки с линии подачи на линию высадки 9 10 11 12;
механизм выталкивателя 16 17 18.
Движение всех механизмов осуществляется от вала 1 (рис. 7—1) приводимого во вращение электродвигателем 19 посредством планетарного редуктора 8 и зубчатой передачи 4. Желобчатые ролики 5 механизма подачи материала приводятся во вращение от эксцентрика 6. Прерывистое одностороннее вращение роликов осуществляется посредством храповика 7. Высадочный ползун 3 получает возвратно-поступательное движение от кривошипного вала 1 через шатун 2. Ножевой шток 9 получает движение от ползуна 10 имеющего кулачный паз в который входит ролик 11. Привод ползуна 10 осуществляется от кривошипного вала через регулируемый эксцентрик 12. Кулачковый механизм 17 служит приводом механизма выталкивателя 18.
Процесс высадки изделия: пруток подается прерывисто вращающимися желобчатыми роликами через отверстие отрезной матрицы 13 до упора (на схеме не показан). При движении ножа вперед от прутка заготовка отрезается и поддерживаемая специальным крючком переносится на линию высадки. При движении пуансона 14 к матрице 15 заготовка 20 вталкивается в отверстие матрицы до упора. При дальнейшем движении пуансона происходит высадка головки изделия. При отходе пуансона назад изделие выталкивается стержнем 16 из матрицы.
Кинематический и рабочий цикл механизма высадки совершается в течение времени одного оборота вала кривошипа.
Взаимодействие всех механизмов автомата показано на цикловой диаграмме (рис 7—3).
Рис 7—3. Циклограмма работы механизмов автомата
Диаграмма усилий высадки дана на рис 7—2 а значения усилий высадки даны в табл. 7—2.
При проектировании и исследовании механизмов высадочного автомата считать известными параметры приведенные в табл. 7—1.
Рис. 7—4 а) Схема кулачкового механизма выталкивателя.
б) Законы изменения ускорения толкателя: I —для вариантов 1 4 5 7; II—для вариантов 2 3 6 8.
Исходные данные Таблица 7-1.
Численные значения для вариантов
Число двойных ходов высадочного ползуна (число оборотов
Коэффициент изменения скорости ползуна
Угол поворота кривошипа за время
Максимальное усилие высадки (рис. 7-2)
Отношение длины шатуна к длине кривошипа
Отношение расстояния от точки А до
Координата центра тяжести
шатуна относительно оси проходящей через его центр тяжести
Коэффициент неравномерности вращения вала двигателя
Маховой момент ротора электродвигателя
Маховой момент планетарного редуктора и колеса 4 приведенный к валу кривошипа
Ход толкателя кулачкового механизма
Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизма
Соотношение между ускорениями
Число сателлитов в редукторе (рис. 7-1)
Значения усилий высадки в долях от Рmax в зависимости от положения высадного ползуна. Таблица 7-2.
Глава 1. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления
1 Расчёт параметров зубчатого зацепления
Угол главного профиля исходного контура: α=20°
Коэффициент высоты головки: ha*=1
Коэффициент радиуса кривизны переходной кривой исходного контура: ρf*=0.38
Коэффициент радиального зазора: C*=0.25
Число зубьев шестерни: z1=12
Число зубьев зубчатого колеса: z2=20
Коэффициенты смещения:
Делительные диаметры:
Делительное межосевое расстояние:
Межосевое расстояние:
Передаточное число:
Начальные диаметры:
Коэффициент воспринимаемого смещения:
Коэффициент уравнительного смещения:
Диаметры вершин зубьев:
Окружной делительный шаг:
Окружные делительные толщины зубьев:
Начальные окружные толщины зубьев:
Угол профиля зуба на окружности вершин:
Окружные толщины зубьев по вершинам:
Радиусы кривизны эвольвенты на вершине зуба:
Длина линии зацепления:
Длина активной линии зацепления:
Коэффициент перекрытия:
Радиус кривизны эвольвенты в нижней точке активного профиля:
Радиус кривизны эвольвенты в граничной точке эвольвенты:
2 Определение размеров зубьев
Граничная окружность:
Окружные толщины зубьев:
Таблица 1.1 Окружные толщины зубьев для шестерни:
Таблица 1.2 Окружные толщины зубьев для колеса:
Радиус кривизны переходной кривой исходного контура:
Толщина шестерни: b=0.315aw=0.31583.77 =26.39 (мм)
3 Построение графиков
График зон двухпарного зацепления:
График скоростей скольжения:
Частота вращения вала двигателя: nд=1350 (обмин)
Частота вращения зубчатого колеса:
Угловая скорость вращения зубчатого колеса:
Угловая скорость вращения шестерни:
Диаграммы коэффициентов удельных скольжений:
Удельные скольжения:
Таблица 1.3 Коэффициенты удельных скольжений
Масштабные коэффициенты:
4 Расчёт планетарного редуктора
Частота вращения зубчатого колеса: n2=200 (обмин)
Передаточное число зубчатой передачи: U=1.67
Число сателлитов: k=3
Частота вращения шестерни (выходного вала планетарного редуктора):
Передаточное число планетарного редуктора:
Число зубьев солнечной шестерни:
Число зубьев эпицикла:
Число зубьев сателлитов:
Проверка условия соседства:
Рис. 1.1 Схема планетарного редуктора
Глава 2. Анализ и синтез кулачкового механизма
Назначение: выталкивание заготовки из матрицы станка.
Ход толкателя: h=20 мм
угол удаления φу=108°;
угол дальнего стояния φдс=6°;
угол возвращения φв=68°;
угол ближнего стояния φбс=178°
Допускаемый угол давления: доп=28°
Смещение толкателя: e=0
Закон движения выходного звена на фазе удаления и на фазе возвращения – параболический
Кулачёк вращается против часовой стрелки с частотой n=200 обмин
1 Законы изменения перемещения аналогов скорости и ускорения
φ 18; 36; 54; 72; 90; 108°
На фазе возвращения:
Для i=3: φ3=54°=0.94 рад
Результаты вычислений приведены в таблице 2.1.
2 Определение основных размеров
Для параболического закона движения толкателя
Принимаем минимальный радиус R0=50 мм из конструктивных соображений
s0=R0=50 мм (так как e=0 по условию)
3 Определение угла давления
Определяем угол давления i только на фазе удаления так как высшая пара имеет силовое замыкание и заклинивание механизма может произойти только на фазе удаления (на фазе возвращения толкатель движется под действием пружины):
Для i=3: sу3=10 мм s’у3=21.22 мм
Так как значение R0 удовлетворяет условию синтеза.
4 Определение полярных координат
Определяем полярные координаты центрального профиля кулачка:
Ri=R0+si (так как e=0)
R3=R0+s3=50+10=60 (мм)
Для кулачкового механизма:
где f’рол – коэффициент трения в шарнире ролика принимаем f’рол=002
где l – расстояние между направляющими принимаем l=30 мм
bi – расстояние от центра ролика до направляющей
f03 – коэффициент трения в направляющих принимаем f03=003
– КПД шарнира O принимаем 0=099
рол – КПД шарнира ролика принимаем рол=098
кп – КПД поступательной кинематической пары принимаем кп=098
6 Определение радиуса ролика
ρmin=33.19 мм (по чертежу)
rp1=07 ρmin=0.733.19=23.23 (мм)
rp2=0.4R0=0.450=20 (мм)
7 Действительный профиль кулачка
Для i=3: R3=60 мм s’3=21.22 мм 3=19.48° φ3=54°
8 Жёсткость замыкающей пружины
s’’вmax=±56.8 мм=±0.0568 м
Максимальная ила инерции толкателя:
Масса толкателя mт=50 г=0.05 кг
Угловая скорость вращения:
Принимаем минимальную реакцию F0=0.5 Н
Предварительно натяжение пружины
9 Результаты расчётов (таблица 2.1)
Для фазы удаления k=0 6 n=6; для фазы возвращения k=0 4 n=4
10 Определение погрешностей построения действительного профиля кулачка
За абсолютные значение примем значения полученные в результате расчётов.
Рассчитаем погрешность как относительную:
Для расчета возьмём значения радиусов на фазе удаления и на фазе возвращения.
Результаты данных вычислений занесены в таблицу погрешностей построения на листе.
11 Масштабные коэффициенты
Глава 3. Кинематический анализ рычажного механизма
Рассматриваемый механизм: кривошипно-ползунный
Назначение: высадка головки болта (винта заклёпки) на заготовке
Рис. 3.1 Схема механизма
Частота вращения кривошипа: n1=200 обмин
Ход ползуна при высадке: Hв=40 мм
Угол поворота кривошипа за время высадки: φв=95°
Отношение длины шатуна к длине кривошипа: lABlOA=4
Отношение расстояния от точки A до центра тяжести шатуна к длине шатуна: lAS2lAB=0.36
Координата центра тяжести ползуна: lBS3=12 мм
Выбранное положение:
1 Основные кинематические характеристики
Угловая скорость вращения кривошипа:
Вычисление длины кривошипа:
Расстояние от точки A до центра тяжести шатуна:
Принимаем масштабный коэффициент для плана скоростей
Pv – полюс плана скоростей
Угловая скорость вращения шатуна:
Принимаем масштабный коэффициент для плана ускорений
Pa – полюс плана ускорений
Угловое ускорение вращения шатуна:
4 Кинематический анализ с помощью компьютера
Применённая программа для расчётов – ТММ ANALYZER.
Результаты вычислений ТММ ANALYZER даны в Приложении.
Для удобства анализа за начало координат примем положение точки B при угле φ=90° ( Y1)
Таблица 3.1 Результаты вычислений ТММ ANALYZER приведённые к системе ( Y1)
Графики зависимости перемещения аналогов скорости и ускорения от угла поворота кривошипа построены на основе данных из таблицы 3.1.
(по расчётам в ТММ ANALYZER)
5 Определение погрешностей
За абсолютные значение примем значения полученные в результате
анализа на компьютере и вычисленные на их основе.
fA и fB – коэффициенты трения в шарнирах A и B соответственно
O – КПД в шарнире O принимаем O=0.99
A – КПД в шарнире A принимаем A=0.98
B – КПД в шарнире B принимаем B=0.98
пост – КПД в поступательной кинематической паре принимаем пост=0.98
7 Определение зон мультипликации
8 Масштабные коэффициенты
Глава 4. Силовой анализ рычажного механизма
Ход ползуна: HB=73.58 мм
Длина кривошипа: lOA=36.79 мм
Длина шатуна: lAB=147.16 мм
Координата центра тяжести шатуна: lAS2=52.98 мм
Вес ползуна: G3=70 Н
Момент инерции шатуна относительно оси проходящей через его центр тяжести: I2=0.008 кгм2
Ускорение центра тяжести шатуна:
Угловое ускорение шатуна:
Максимальное усилие высадки: Pmax=40000 Н
Начальное усилие высадки: Pнач=0.1 Pmax=4000 Н
Выбранное положение: .
1 Определение нагрузки действующей на механизм за время высадки
Таблица 4.1 Зависимость нагрузки от перемещения ползуна
На основе данной таблицы на листе строим график P(S) с масштабными коэффициентами
Kl=0.5 мммм и KP=500 Нмм.
2 Определение сил действующих на звенья в 5 положении
Для определения сил действующих на звенья разбиваем механизм на диады и начиная с последней определяем реакции в кинематических парах.
Выходной является диада ВВП состоящая из шатуна 2 и ползуна 3.
В пятом положении на неё действует нагрузка P=13160 Н (по графику P(S)).
Для определения реакций в кинематических парах воспользуемся принципом Даламбера уравновесив диаду силами инерции и моментами инерции:
По плану ускорений угол наклона к горизонтали равен 50.72° Ф2 направлена противоположную сторону от .
Направление реакции в шарнире B неизвестно поэтому разложим её на нормальную и тангенциальную составляющую.
Уравнение равновесия диады будет выглядеть следующим образом:
где - составляющие реакции в шарнире А действующей на шатун 2 со стороны кривошипа 1 - реакция опоры действующая на ползун 3.
Схематично строим диаду с обозначением всех сил и моментов сил с масштабным коэффициентом Kl=1 мммм
Чтобы определить воспользуемся уравнением равновесия крутящих моментов:
Зная направление всех сил строим уравнение равновесия сил в виде плана сил с масштабным коэффициентом KF=20 Нмм.
По плану сил определяем величину и направление и величину :
3 Силовой анализ начального звена в 5 положении
Для силового анализа начального звена построим его в 5 положении совместно с зубчатым колесом приводящим его во вращение с масштабным коэффициентом Kl=1мммм. Точку зацепления расположим так как она расположена в исследуемом станке-автомате. Сила зацепления Fn будет направлена под углом αw к вертикали. Реакция R1-2 в шарнире A действующая на кривошип 1 со стороны шатуна 2 будет направлена противоположно реакции R2-1 и равна ей по величине. Угол между R2-1 и кривошипом составляет 72.36° по построению.
Для определения силы зацепления воспользуемся уравнением равновесия крутящих моментов:
Для определения реакции опоры R1-0 в шарнире O воспользуемся уравнением равновесия:
Представим это уравнение в виде плана сил с масштабным коэффициентом KF=50 Нмм.
В ходе силового анализа выявилось что нагрузка P=13160 Н больше силы в зацеплении Fn=10005.2 Н в 1.32 раза за счёт того что радиус зубчатого колеса больше длины кривошипа. Использование данного механизма целесообразно так как в конце цикла где нагрузка максимальная механизм имеет наибольшую силу на выходе.
Результаты расчётов ТММ ANALYZER
******************** КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ********************
Пользователь: Колосунин А.А.
Руководитель: Филимонов И.Е.
*********************** Исходные данные ************************
Длина кривошипа L= 0037 м
Начальный угол поворота кривошипа FIO= 0000 (град.)
способ сборки =-1 Х=00000 Y=00000
звено присоединения =0 ХF=00000YF=00000
L1 = 01472;тета1 = 000;L2 = 00000;тета2 = 000
***********************************************************************
В программе приняты следующие обозначения:
AJ - точка А j-ой группы BJ - точка B j-ой группы
FJ - угол FI1 j-ой группы PJ - угол FI2 j-ой группы
V и W - символы аналога скорости и ускорения таким образом:
VXA1 - проекция аналога скорости точки A1 1-ой группы на ось Х
MU1 и MU2 - углы передачи
*********************** Расчетные данные ************************
Векторные кинематические параметры получены в виде проекций на оси координат
Все угловые кинематические характеристики получены в градусах !
Точка M 11 : № группы =1 № звена = 1 ХM= 0053 YM= 0000
XM 1 1 -001619 -002070 -003333 -005130 -007012 -008442 -008977 -008442 -007012 -005130 -003333 -002070
YM 1 1 000000 001177 002039 002354 002039 001177 000000 -001177 -002039 -002355 -002039 -001177
VXM 1 1 000000 -001695 -003039 -003679 -003333 -001984 000000 001984 003333 003679 003039 001695
VYM 1 1 002354 002039 001177 000000 -001177 -002039 -002354 -002039 -001177 000000 001177 002039
WXM 1 1 -003348 -003015 -002005 -000342 001674 003357 004010 003357 001674 -000342 -002005 -003015
WYM 1 1 000000 -001177 -002039 -002354 -002039 -001177 000000 001177 002039 002354 002039 001177
FI 1 00 300 600 900 1200 1500 1800 2100 2400 2700 3000 3300
XA 1 003679 003186 001839 000000 -001839 -003186 -003679 -003186 -001839 000000 001839 003186
YA 1 000000 001839 003186 003679 003186 001839 000000 -001839 -003186 -003679 -003186 -001839
VXA 1 000000 -001839 -003186 -003679 -003186 -001839 000000 001839 003186 003679 003186 001839
VYA 1 003679 003186 001839 000000 -001839 -003186 -003679 -003186 -001839 000000 001839 003186
WXA 1 -003679 -003186 -001839 000000 001839 003186 003679 003186 001839 000000 -001839 -003186
WYA 1 000000 -001839 -003186 -003679 -003186 -001839 000000 001839 003186 003679 003186 001839
XB 1 -011037 -011415 -012527 -014249 -016206 -017787 -018395 -017787 -016206 -014249 -012527 -011415
YB 1 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000
VXB 1 000000 -001438 -002778 -003679 -003594 -002241 000000 002241 003594 003679 002778 001438
VYB 1 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000
WXB 1 -002759 -002712 -002299 -000950 001380 003661 004599 003661 001380 -000950 -002299 -002712
WYB 1 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000 000000
F 1 1800 1872 1925 1945 1925 1872 1800 1728 1675 1655 1675 1728
VF 1 025000 021821 012804 000000 -012804 -021821 -025000 -021821 -012804 000000 012804 021821
WF 1 000000 -011999 -021812 -025820 -021812 -011999 000000 011999 021812 025820 021812 011999
MU 1 1800 1872 1925 1945 1925 1872 1800 1728 1675 1655 1675 1728
Fmax=-011037 Fmin=-018395
Методические указания по выполнению курсового проекта по ТММ
Девойно Г.Н. «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин» «Высшая школа» 1986
Артоболевский И.И. «Теория механизмов и машин» «Наука» 1988
Попов С.А. Тимофеев Г.А. «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин» «Высшая школа» 2004

Кинематический анализ.cdw

Кинематический цикл механизма
Одноударный холодновысадочный
автомат с цельной матрицей
Кинематический анализ
плоских рычажных механизмов