Исследование и синтез кинематических и динамических элементов пресс-автомата для холодного выдавливания

Титульники.doc

Министерство образования Республики Беларусь
УО «Полоцкий государственный университет»
Кафедра теоретической механики
«Исследование и синтез кинематических и динамических элементов пресс-
автомата для холодного выдавливания ».
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Первый лист 1 1 5022.sv$.dwg

План положения механизмаn m=0005 ммм
КНГиГ.01.07.12.00.00
Сталь 20 ГОСТ1050-88
Блок-схема пресс-автомата для холодного вдавливания
Двигатель приводной асинхронный 4Аn2. Маховик Jmax=976кгм mmax=80кг.n3. Передача планетарная Uпл=78.n4. Передача зубчатая одноступенчатая U=34.n5 Механизм рычажный несущий.n6. Орган работчий (пуансон).n7 Стол (деталь).n8. Выталкивающий механизмn9. Механизм подачи заготовок.
Цыклограмма работы станка
Механизм зубчатый (схема)n М 1:2
-й механизмn(выдавливания)
-й механизмn(выталкивания)
-й механизмn(подачи загатовки)
Холостой ходn(ход назад)
Механизм рычажный несущийn(план положений и синтез)nl=0.002ммм
Механизм рычажный несущийn(план положений и синтез)n=(dSdφ)=0.001ммм
Диаграмма энергомассn=10Δn=110²кг м²мм
Разработка схемы пресс-автомата для холодного вдавливания
А=25Джммnφ=00262радммnS=0.001ммм

схема.dwg

План положения механизмаn m=0005 ммм
КНГиГ.01.07.12.00.00
Сталь 20 ГОСТ1050-88
График угдов давлнения = = 05 градмм
Эвальвентное зубчатое зацепление
Геометрический синтез кулачкового механизма.

второй лист.dwg

План положения механизмаn m=0005 ммм
КНГиГ.01.07.12.00.00
Сталь 20 ГОСТ1050-88
График обобщенний скорости
Расчетное положение механизма. nСхема инерционной и внешней нагрузкиnl=0.002 ммм
План ускоренийna=0.0025мс²мм
План сил n р=200 Нмм
Группа 4-5nе=0002 ммм
Группа 2-3nе=0001 ммм
Главный вал nе=0002 ммм
Исследование схемы пресса-автомата

Первый лист.dwg

План положения механизмаn m=0005 ммм
КНГиГ.01.07.12.00.00
Сталь 20 ГОСТ1050-88
Блок-схема пресс-автомата для холодного вдавливания
Двигатель приводной асинхронный 4Аn2. Маховик Jmax=976кгм mmax=80кг.n3. Передача планетарная Uпл=78.n4. Передача зубчатая одноступенчатая U=34.n5 Механизм рычажный несущий.n6. Орган работчий (пуансон).n7 Стол (деталь).n8. Выталкивающий механизмn9. Механизм подачи заготовок.
Цыклограмма работы станка
Механизм зубчатый (схема)n М 1:2
-й механизмn(выдавливания)
-й механизмn(выталкивания)
-й механизмn(подачи загатовки)
Холостой ходn(ход назад)
Механизм рычажный несущийn(план положений и синтез)nl=0.002ммм
Механизм рычажный несущийn(план положений и синтез)n=(dSdφ)=0.001ммм
Диаграмма энергомассn=10Δn=110²кг м²мм
Разработка схемы пресс-автомата для холодного вдавливания
А=25Джммnφ=00262радммnS=0.001ммм

Тмм курсач.doc

Технико-экономичиское обоснование схемы автомата.
1Описание прототипа.
2 Пояснение к выбору структуры пресс-автомата для холодного
Оценка энергопотребления пресс-автомата.
Определение параметров схемы пресс-автомата для холодного вдавливания
1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи
1.2. Синтез зубчатых механизмов
2 Синтез несущего механизма
3. Синтез механизма выталкивания поковки из матрицы
4. Динамический синтез пресса определение ориентировочной массы и
4.1. Расчет приведенных моментов инерции механизмов
4.2 Определение расхода материалов и энергии при запуске пресса
Исследование схемы пресса-автомата для холодного вдавливания
1 Исследование закона установившегося движения пресса для холодного
2 Определение внешних и внутренних сил.
3 Уточнение КПД и выявление кинематических пар подверженных
найболее интенсивному износу.
Краткие выводы и результаты
ТММ - научная дисциплина которая изучает строение (структуру)
кинематику и динамику механизмов в связи с их анализом и синтезом.
Основная цель дисциплины ТММ состоит в том чтобы дать студенту знания о
структуре современных машин и их механизмах о физических процессах
происходящих в машинах по динамическому взаимодействию их отдельных частей
о свойствах машин как объекте управления.
В процессе выполнения курсового проекта студент получает практические
навыки применения основных положений материала лекционных занятий к решению
конкретных технических задач.
Задание на курсовой проект предусматривает синтез и исследование основных
видов механизмов объединённых в систему машин. В проекте предусматривается
разработка следующих вопросов:
синтез кинематических схем механизмов (рычажных зубчатых кулачковых)
по заданным кинематическим условиям;
согласование во времени движений основных и вспомогательных
динамический синтез машины и определение закона движения звена
ограничение периодических колебаний скорости при установившемся режиме
силовой анализ механизма.
Курс базируется на знаниях полученных при изучении физики высшей и
прикладной математики теоретической механики инженерной графики и
вычислительной техники.
Знания навыки и умения полученные при изучении ТММ
1. Описание прототипа.
Пресс-автомат предназначен для получения изделий методом
выдавливания. Деформация заготовки осуществляется пуансоном 18
установленным на ползуне 5 кривошипно-коленного механизма состоящего из
звеньев 1 – 2 – 3 – 4 – 5. Кривошип 1 приводится во вращение
электродвигателем 6 через планетарную передачу Z1 – Z2 – Z3 – H
зубчатые колеса Z4 и Z5. Из бункера 16 заготовки по лотку 17 поступают в
механизм подачи включающий кулачок 13 шибер 15 с роликом 14. Шибер
подает заготовку в штамповую зону затем пуансон 18 заталкивает ее в
матрицу 19. Готовое изделие выталкивается из матрицы выталкивателем 11
движение которого обеспечивается кулачком 7 установленным на валу
кривошипа 1 посредством ролика 8 толкателя 9 и рычага 10.
2. Пояснения к выбору структуры пресса-автомата.
Структуру пресса – прототипа принимаем за основу. В состав пресса
включаем источник движения – нерегулируемый электродвигатель 1 (рис.
2.) несущий механизм 2 который обеспечивает преобразование
вращательного движения электродвигателя в требуемое возвратно-
поступательное движение рабочего органа 3 зубчатый механизм 4 снижающий
частоту вращения вала электродвигателя до требуемой частоты вращения
входного звена несущего механизма кулачковый механизм 5 выталкивателя
Для снижения тепловых потерь электродвигателя 1 и в конечном
счете для повышения к.п.д. агрегата в состав пресса при необходимости
будет введена дополнительная маховая масса в виде махового колеса 7.
Основное его назначение – защитить приводной электродвигатель 1 от
В результате получаем предварительную блок-схему пресса которую
далее принимаем за основу.
Рис. 1.2. Предварительная блок-схема
Электродвигатель приводной
Рабочий орган (пуансон)
Механизм выталкивания готовой детали
3. Оценка энергопотребления проектируемого пресса.
Рассматриваемый пресс относится к технологическим машинам и основной
расход энергии приходится на стадию установившегося движения.
За один полный цикл установившегося движения работа двигателя (Адв)
расходуется на преодоление сил полезного ( Апс ) и вредного ( Авс )
поскольку работа других сил – потенциальных (веса упругости) и сил
инерции за цикл установившегося движения равна нулю. Работу сил трения (
Атр = Авс ) учитываем с помощью к.п.д. ( ( ). Тогда за цикл
Работу полезных сил (Апс) определяем как:
График полезных сил от перемещения рабочего звена (пуансона) имеет
Находим площадь охватываемую этим графиком и эту площадь приравниваем к
работе полезных сил (по заданию Fma Smax = H = 0.34 м.):
Передаточный механизм от вала двигателя 1 (рис. 1.2.) к рабочему
органу – пуансону 3 включает зубчатый 4 и несущий рычажный 2
механизмы. Поэтому его к.п.д.:
где [pic] цикловые к.п.д. зубчатого и рычажного механизмов.
По аналогу зубчатый механизм включает планетарную и простую
компенсирующую передачу его к.п.д. ориентировочно оцениваем как ([2] стр.
Рычажный механизм по прототипу шестизвенный цикловой его к.п.д. в
первом приближении оцениваем как:
Тогда искомый к.п.д. передаточного механизма:
( = 0.86 . 0.7 = 0.602
и работа двигателя за цикл движения составит:
При этом затраты энергии на обработку составляют:
Q = Адв . 60-2 =3.6239. 60 -2 = 1.094
а потребление ее из сети достигает
где (дв = 0.92 – к.п.д. современных асинхронных электродвигателей.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ СХЕМЫ ПРЕСС-АВТОМАТА ДЛЯ ХОЛОДНОГО ВДАВЛИВАНИЯ
Привод служит источником механических движений звеньев станка причем
эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной
производительностью. В рассматриваемом агрегате привод включает
короткозамкнутый нерегулируемый асинхронный электродвигатель и зубчатую
передачу согласующую обороты электродвигателя с оборотами кривошипа
несущего механизма. В нашем случае цикл обработки будет соответствовать
одному обороту кривошипа несущего механизма. Найдем частоту вращения
а продолжительность цикла:
При этом цикловая мощность приводного двигателя не должна быть менее
При этой мощности и величине nкр производим синтез элементов привода
1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
Из каталога электродвигателей выписываем параметры электродвигателей с
большей ближайшей мощностью по сравнению с [pic]=1928кВт. Для серии 4А:
Тип Ном. Частота Отношение Маховый Передаточное
двигателя мощность вращения к момент отношение
кВт вала номинальному ротора редуктора
мин-1 моменту кг·м2
А80В2У3 2.2 3000 28502.1 2.6 0.085 51.818
А90L4У3 2.2 1500 14252.1 2.4 0.224 25.909
А100L6У3 2.2 1000 950 2.0 2.2 0.0524 17.273
Ф112МА8У3 2.2 750 700 1.9 2.2 0.07 12.727
Чтобы получить частоту вращения nкр=2833мин-1 в каждом из этих
случаев привод должен содержать понижающую передачу с передаточным
Рассчитываем [pic] и полученные значения заносим в таблицу №2
Из всех известных передач с постоянным передаточным отношением
наименьшими габаритами весом и наибольшим КПД обладают зубчатые передачи
и прежде всего планетарные механизмы. Однородный планетарный механизм
имеет преимущественное использование. Однако он позволяет получить
передаточное отношение не более девяти.
Другая переменная в силовых передачах схема обеспечивает расширение
диапазона передаточных отношений (до15) и имеет меньшие габариты по
диаметру однако по оси передачи размеры получаются большими и стоимость
изготовления такого редуктора выше.
Передаточное отношение простой одноступенчатой зубчатой передачи с
прямыми зубьями обычно не превышает четырех.
Исходя из этих соображений производим разбивку общего передаточного
(табл. №2) отношения следующим образом:
Передаточное Передаточное отношение по ступеням
I ступень II ступень
Анализируя данные приходим к выводу что по основным параметрам
(простота и вес конструкции пусковые характеристики двигателя КПД – по
мере роста передаточных чисел он уменьшается) для нашего случая является
привод двигатель марки 4А100L6У3 с основным вариантом редуктора с двумя
ступенями зубчатых механизмов.
На первой ступени применяем рядовую планетарную передачу на второй –
просто одноступенчатую зубчатую передачу позволяющую доводить
передаточное отношение привода до требуемой величины.
Основу передачи составляет планетарный механизм с передаточным
Открытая зубчатая передача Z4 – Z5 имеет передаточное отношение:
Синтез (подбор чисел зубьев) планетарной ступени производим на
основе следующих четырех условий:
Условие выполнения требуемого передаточного отношения:
где передаточное отношение от первого колеса к водилу H при
закрепленном колесе 3 а передаточное отношение обращенного механизма:
На основании этого получаем:
Условие правильности зацепления по которому:
Принимаем [pic] получим [pic]
По условию правильности зацепления:
из которого число сателлитов:
Т.е. число сателлитов может бить К=1 К=2 К=3 K=4. С целью
обеспечения уравновешенности механизма и более равномерной передачи сил
Проверяем возможность сборки полученного механизма:
После подстановки чисел:
Удовлетворяется при лубом П в т.ч. и при П=0 что потребует
минимального времени на сборку редуктора.
Окончательно принимаем для планетарного механизма
Для уравнительной зубчатой передачи находим уточненное значение
передаточное отношение:
приняв найдем[pic] получим [pic][pic]
Первый вариант обеспечивает наилучшее приближение к требуемому
передаточному отношению.
Окончательно принимаем
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определяем по
максимальному моменту в зубчатом механизме который имеет место на
выходном его валу (на валу водила). Момент на этом валу
где номинальная угловая скорость двигателя
Ближайший большой модуль первого рода по ГОСТ 9565 m=3.
Модуль зубчатых колёс открытой передачи рассчитываем по формуле на валу
Учитывая повышенный износ при работе без смазки принимаем для открытой
уравнительной передачи:
Определяем делительные диаметры колёс:
2 Синтез несущего механизма.
Несущий механизм связан с рабочим органом и должен обеспечивать ему
возвратно-поступательное движения с высоким показателем коэффициента
производительности. Так же от него зависит степень технического
совершенства станка т.е. коэффициента производительности его работы.
Найдем необходимую величину этого коэффициента
Величину [pic] находим как:
[pic]Несущий рычажный механизм – крывошипно-коленный который состоит
из шарнирного четырехзвенника и ползунного механизма.
Рис. 3. Шестизвенный рычажный механизм в двух его крайних положениях
Синтез несущего механизма:
Условиями синтеза являются: угол перекрытия =240 и перемещения
пуассона S=012 м. Угол давления на ползун D со стороны DB должен быть не
более γmax а шатуна АВ на коромысло ВС максимально близким к 900.
Из положения А начинается рабочий ход. При работе механизма γmax
образуется (находим из АВС )при положении когда ОС находится на одной
прямой с радиусом ОА. Принимаем γmax=90º и получаем:
Рассмотрим прямоугольный ОВ1В.
По теореме косинусов найдем В1В:
R находим из равнобедренного треугольника DBC с углом при основании
0 а так же зная что S=120мм.
Из уравнения (2) получаем:
Задаемся значениями r из промежутка (93 110)и получаем значения γmax
Производим вычисления и результаты заносим в таблицу:
S(м) (dSdφу) (d2Sdφ2уS(м) (dSdφв) (d2Sdφ2в
(м) ) (м) (м) ) (м)
При построении направляем эти отрезки как векторы скоростей штанги на
фазе удаления повернутые на 900 в направлении вращения кулачка т.е
главного вала пресса-автомата.
К диаграмме S-[pic] проводим касательную под углом давления [pic]к
оси движения с осью S выбираем центр вращения кулачка. Расстояние
центра до начала координат минимальный радиус теоретического профиля
Строим теоретический профиль кулачка по методу обращения движения
вводя в рассмотрение плоскость вращающуюся в направлении вращения
кулачка с его угловой скоростью и помещая на нее наблюдателя.
Выбираем радиус ролика как минимум из двух величин: [pic]
где [pic] - минимальный радиус кривизны теоретического профиля
кулачка. Принимаем [pic].
Строим рабочий профиль кулачка как эквидистанту к теоретическому
профилю отстоящую на [pic] от полученного в п.3 теоретического
Кулачковый механизм находится в начале фазы удаления. Кривошип ОА
несущего рычажного механизма находится в 9-ом положении. Изображаем
этот кривошип на чертеже кулачек определяем угол установки кулачка
Динамический синтез – это подбор таких масс которые обеспечат
инертность достаточную для устойчивого протекания заданного машинного
техпроцесса (выдавливания). Задачу решаем ограничивая колебания угловой
скорости главного вала внутри технологического цикла путем введения
дополнительное инертной массы в виде махового колеса.
Расчет массы и моментов инерции звеньев
В первом приближении можем принять что по длине рычагов массы
распределены равномерно что интенсивность распределения [pic] (1 с.240) и
что зубчатые колеса – сплошные диски с шириной [pic] зависящей от
межосевого расстояния [pic] как:
где [pic] (5 с.180) представляет собой коэффициент ширины зуба. При
этом центры масс рычагов располагаются по их серединам а массы
Моменты инерции звеньев относительно их центров масс находятся как:
а относительно оси вращения звена как:
Массы зубчатых колес определяем через делительные диаметры и межосевые
расстояния по формуле:
которая при плотности материала [pic] [pic] (чугун сталь) и [pic] для
облегчения вычислений предварительно приводим к виду
где [pic] - в метрах.
Моменты инерции колес относительно оси вращения определяем через их
массы и делительные диаметры как для однородных дисков
Результаты расчетов заносим в таблицу. Оценку динамических
характеристик прочих деталей станка производим следующим образом:
Массу пуансона вместе с перемещающим его ползуном оцениваем
Массу штанги 9 и вала 12 вместе с конической парой z6-z7
Массу выталкивателя определяем как:
Массу mк кулачка и момент инерции оцениваем по среднему его радиусу
и ширине bk которую задаем как
а момент инерции относительно оси вращения:
Средний радиус кулачка 13 привода шибера и его момент инерции
относительно оси вращения принимаем в 15 раза больше чем у
кулачка 7. водила планетарной ступени редуктора находим с помощью
Массу водила планетарного редуктора определяем как для сплошного
диска задаваясь толщиной:
и момент инерции (как для сплошного диска)
Момент инерции роторов электродвигателей определяем по маховому
двигателя 4Ф112МА8У3: [pic]
Динамические характеристики остальных движущихся звеньев – ходовой
винт валы ролик кулачкового механизма и т.п. из-за малых их масс либо
скоростей точек считаем пренебрежимо малыми и далее не учитываем.
Полученные данные заносим в таблицу и используем при последующем
динамическом синтезе машины.
Наименование Обозн.Наименования параметров и их обозначения
Длина кг Момент Момент
рычага инерции инерции
диаметр относительноотносительно
центра массвращения
Рычаг OA 0.105 m1 =315 IS1 IO1
AB 0.266 m2 =798 =29·10-3 =1.157·10-2
ВС 044785 m3 =13435IS2
ВD 0.44785 m4 =13.435=471·10-2 IC3
KM 0.15 m10 =4.5 IS3 =89.82·10-2
Зубчатое Z1 0.1 mz1=29835373·10-3 ------
колесо Z2 0.29 mz2=250912637·10-2 ------
Z4 0.1 mz4=3396 4245·10-3 ------
Z5 0.344 mz5=4019459455·10-2 ------
H 0.39 mH =3632 IH =069 ------
dК7=0.119mk7= 105 Ik7 ------
dК13=0.17mk13= ------
- mД= 177 Ip ------
4.1. Расчет приведенных моментов инерции механизмов.
Инертные свойства машин и механизмов характеризуются приведенной
массой либо приведенным моментом инерции в зависимости от того линейным
или угловым является перемещение звена приведения.
Приведенный к звену момент инерции масс звеньев механизма
вычисляют как сумму произведений масс этих звеньев и их моментов инерции
на квадраты передаточных функций в движениях этих звеньев относительно
Приведенный момент инерции механизма может быть приведен к
главному валу машины для чего его величину умножают на квадрат
передаточной функции от звена приведения к указанному валу.
Приведенный к главному валу машины момент инерции ее маховых масс
вычисляют как сумму произведений масс и моментов инерции ее звеньев а
также приведенных масс; либо приведенных моментов инерции ее механизмов
на квадрат передаточных функций в движении приводимых звеньев и звеньев
приведения относительно вала машины принятого за главный.
Т.о. Приведенный к валу кривошипа ОА пронимаем его за главный
момент инерции масс пресс-автомата может быть представлен в виде суммы
приведенных моментов инерции следующих четырех механизмах станка:
Ротора приводного электродвигателя:
где [pic] - приведенный к валу водила момент инерции планетарного
где [pic] – число сателлитов.
Передаточные функции (рис.9)
Остальные данные берем из таблицы 4.
Приведенного к главному валу момент инерции выталкивающего
механизма [pic]. Указанный момент инерции влияет на движение станка лишь в
периоды движения толкателя кулачкового механизма на фазе удаления
поскольку при силовом замыкании последнего возвращение толкателя
происходит под воздействием пружины. Причем на концах этой фазы [pic] и
потому[pic] в середине фазы:
Приведенного к валу входного кривошипа ОА момента инерции несущего
Рис. 4. Кинематическая схема несущего рычажного шестизвенника
Этот механизм состоит из шарнирного четырехзвенника ОАВС и
присоединенный к нему коромыслова-ползунный механизм СВД. Поэтому его
где выражение в квадратных скобках – момент инерции масс коромыслово-
ползынного механизма приведенный к звену ВС – выходному для этого
В четырехзвенном контуре ОАВС имеем:
В присоединенном коромыслово-ползунном механизме СВД:
где α =30° - угол установки шарнирного четыхзвенника ОАВС в системе
коромыслово-ползунного механизма СВД полученный ранее.
Заменив по чертежу значения угла φ°1 кривошипо ОА со стойкой ОС по
приведенным формулам с помощью MachCADнаходим положенияостальных звеньев
и их передаточные функции. Результат сводим в табл. 2.6.
В шарнирном четырехзвеннике В коромыслово-ползунном м-зме
№ [pic] [pic] [pic] [pic] [pic]
кДж Сопротивления Ап.с кДж [pic] [pic] [pic] [pic] 0 0 0
Необходимость в дополнительной маховой массе может быть установлена с
помощью диаграммы энергомасс построенной так что коэффициент
неравномерности хода главного вала соответствует его рекомендуемому
значению. Для кузнечно-прессовых машин в указанной таблице находим: =130
Вначале в подходящих осях установим ее вид затем найдем оси в которых
эта диаграмма будет соответствовать рекомендуемой величине коэффициента .
Известно что вид графика определяет либо абсолютные координаты точек
либо приращения этих координат. Поэтому представим текущее значения
кинетической энергии масс звеньев пресса и приращенного момента инерции
этих масс в виде сумм двух слагаемых – искомой константы и известных
приращений этих констант:
где [pic] - неизвестная начальная кинетическая энергия
[pic] - приведенный момент инерции механизмов с неизменяемой геометрией
и отдельных подвижных звеньев.
Известные приращения:
вычислены ранее и помещены в табл. 2.7 для одного полного цикла
установившегося движения пресса. В осях приращений [pic] на листе 1 в
масштабе по осям-энергии:
приведенного момента инерции:
[pic] устанавливаем вид диаграммы энергомасс.
Чтобы найти оси этой диаграммы T и Iпр вычисляем углы наклона
касательных к ней max и min которые должны пересекаться в начале
Записываем уравнения касательных как прямых отсекающих на оси
[pic]отрезки О1l и О1К и проходящих в известных направлениях max и min .
где отрезки О1l = -1324 мм и О1К = 687 мм.
Решая эти уравнения совместно получаем координаты их абщей точки(О) в
Из первого уравнения:
момент инерции махового колеса которое необходимо закрепить на главном
валу пресса в качестве дополнительной маховой массы будет составлять:
При диаметре маховика Dmax=4м и равномерном распределении масс по его
ободу маховик будет иметь массу:
а с учетом ступицы и спиц его масса достигнет:
Такой маховик будет запасать кинетическую энергию:
Энергию маховик должен запасать на любом валу пресса в том числе на
валу приводного асинхронного электродвигателя который по сравнению с
валу приводного электродвигателя его момент инерции может быть существенно
причем маховая масса составит:
где D2max=0.8м – средний диаметр обода маховика если он будет насажен
на вал приводного электродвигателя.
Энергия запасенная подвижными звеньями пресса при записке является
потенциальной и может быть возвращена в той либо иной формеа не только
потеряна в тормозных устройствах пресса в периоды его выбега.
Максимальная энергия пресса запасаемая его звеньями при запуску
Это соответствует энергии подводимой из сети:
В заключении производим ориентировочную оценку масс звеньев пресса
которая также необходима на начальной стадии проектирования машин.
m=m1 + m2+ m3+ m4+ m5 + m10+ mq+ mz1+ 3mz2+ mz4+ mz5+ mh+ mk7+ mk13+
mD+ mmax *=234.75 кг.
А с учетом массы станины всю массу пресс-автомата оцениваем
При разработке технического предложения параллельно синтезу схемы ведут
и ее анализ в процессе которого уточняют значения прямых величин
исследуют параметры используемых механизмов производят оценку
характеристик машин и т.д.
Из многочисленных задач анализа отрабатываем методики:
Исследование закона установившегося движения машин.
определения усилий в кинематических парах.
Уточнение КПД и выявления кинематических пар подверженных найболее
интенсивному износу.
Обобщенной координатой считаем угол поворота кривошипа ОА насаженного
на главный вал О табл 2.8. Обобщенная скорость (угловаяскорость кривошипа
ОА при установившемся движении ) находим из выражения кинетической
приращения этих величин берем из таблицы2.7
м-ма 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 0 Обобщенная координата
φ010 0 29 71 101 131 149 161 191 221 251 274 311 360
Обобщенная скорость [pic] с-1 295 2983 2997
С помощью табл 3.1 установим достоверность вычисления констант T0 и Iпр
Полученные расхождения ([pic]и [pic] т.е менее 1%)удовлетворяют
По данным табл 3.1 строим график обобщенной координаты ([pic]- лист 2
графической части проекта) в пределах одного полного цикла установившегося
движения (0[pic]2). С помощью этого графика можно определить угловое
где у и х – приращения по осям [pic]в расчетной точке [pic]и [pic]-
масштаб по осям. В расчетном – 2-ом положении пресса по этой формуле
Знак “минус” здесь указывает на то что [pic] и[pic] направлены
Имея[pic] и[pic] для главного вала можем средствами кинематики найти
скорости и ускорения любой точки либо звена передаточного механизма
пресса. Определение ускорений при помощи плана ускорений будет нами
К внешним силам относятся силы полезного сопротивления и силы веса к
внутренним – реакции в кинематических парах.
К рабочему органу – ползун Д – прикладываем силу полезного
сопротивления которая в соответствии с диаграммой полезных нагрузок в
рассматриваемом (2-ом )положении механизма является максимальной
Кроме того в центрах масс звеньев действуют силы тяжести направленные
к центру с величиной:
Внутренние силы – это неизвестные силы реакций в кинематических парах.
Чтобы внутренние силы привести в разряд внешних кинематические пары нужно
Для определения реакций в кинематических парах пользуемся
кинетостатическим методом по которому согласно принципу Даламбера
добавление ко всем действующим на рассматриваемую систему силам сил
инерции позволяет диф. уравнения движения элементов этой системы
представить в виде обычных уравнений статики.
Принцип Даламбера является достаточным для статически определимых
кинематических цепей степень подвижности для которых w = 0. в плоскости
механизма это – структурные группы Асура (n = 2; p = 3) отдельные звенья с
одной высшей и одной низшей кинематическими парами ( например зубчатое
Порядок исследования – от рабочего звена (пуансона Д) – последовательно
по кинетостатически определимым цепям в порядке их наслоения до входного
вала приводного электродвигателя. Отсоединенная от пресса для
исследования кинематическая цепь включает несущий механизм и главный вал
состоит из трех структурных групп:
Пуансон Д – шатун ДВ (структурная группа Асура 2 вида);
Коромысло ВС – шатун АВ (структурная группа Асура 1 вида);
Кривошип ОА вместе с насаженным на его вал зубчатым колесом z5 –
содержит одно звено низшую и высшую (между зубьями) кинематические
Наличие параллельной цепи – насаженной на вал кривошипа кулачек и
механизм выталкивания заготовок здесь не рассматриваем поскольку эта
цепь параллельная планетарной зубчатой передаче ничего принципиально
нового она в себе не содержит.
2.3Определение сил инерции
Чтобы найти силы инерции необходимо знать ускорения центров масс и
угловые ускорения звеньев. Задачу решаем графо-аналитически строя план
ускорений для отсоединенной кинематической цепи – (лист 2) графической
В рассматриваемом шестизвеннике ОАВСД в расчетном (втором ) положении
для входного кривошипа ОА ускорение точки А
где нормальная составляющая ускорения:
[pic]1631620105=028мс2.
В масштабе построения
на чертеже отложено в векторе [pic] с модулем [pic]112мм направленном
Тангенциальная составляющая:
отложена в векторе [pic] с модулем
направленном в соответствии с угловым ускорением [pic] перпендикулярно
Для центра шарнира В далее записываем следующие два векторных
где нормальные составляющие ускорений
где [pic] [pic] передаточные функции выписанные из таблицы 2.7 для 5-
ого положения механизма.
Отрезки изображающие ускорение[pic]и [pic]на чертеже в масштабе плана
ускорений имеют величину:
Касательные составляющие ускорения[pic]и [pic] проведены на плане
ускорений перпендикулярно соответствующим нормальным ускорениям. На плане
ускорений точка с в полюсе т.к ас = 0
Наконец для точки Д:
где [pic]- известно [pic]направлена вдоль направляющей ползуна [pic]-
нормальное ускорение при вращении точки Д вокруг точки В; по модулю
Вектор[pic]в масштабе изображен отрезком:
В пересечении векторов [pic]и [pic]находим решение.
Соединив точки на плане ускорений получаем векторы полных поворотных
ускорений точек по теореме о подобии находим векторы ускорений центров
Модули ускорений получим умножая вектор замеренный на плане ускорений
(в мм) на масштаб [pic].
[pic]547700025=014мс2
[pic]144800025=00362мс2
[pic]455300025=0114мс2
[pic]588100025=0147мс2
[pic]784300025=0186мс2
[pic]742800025=01857мс2
[pic]600500025=015мс2
[pic]959400025=024мс2
[pic]373800025=009345мс2
[pic]545300025=0136мс2
По тангенциальным составляющим ускорений точек находим угловые
[pic]01857044785=04146 радс2
Направлены эти ускорения в соответствии с тангенциальным перенесенным
в точку которая входит в индекс.
Полученные значения ускорений используем для определения сил и моментов
сил инерции. Силы инерции:
приложены в центрах масс звеньев противоположно ускорениям этих
центров моменты сил инерции:
прикладываем к звеньям ОА АВ ВС и ВД противоположно их угловым
2.4Определяем реакции в кинематических парах
Отделяем от рассматриваемой кинематической цепи последнюю
присоединенную группу 4-5 загружаем ее внешней нагрузкой и силами
инерции а действие отброшенных звеньев заменяем реакциями . на звено 5 со
стороны стойки О действует реакция РО5 а на звено 4 (ВД) – реакция со
стороны кулисы Р34. Направлены реакции перпендикулярно относительным
перемещениям звеньев (РО5 перпендикулярно направляющей ползуна Д) Р34
проходит через центр вращения шарнира В ее неизвестную ни по величине
ни по направлению раскладываем на нормальную и касательную составляющие:
Первая составляющая направлена вдоль прямой ВД вторая – ей
Для определения модулей неизвестных реакций. Строим многоугольник сил.
предварительно из уравнения моментов сил действующих на звено 4
относительно центра Д:
Плечи [pic]6207мм и [pic] 1536 мм замерены непосредственно на
Строим план сил ([pic]). Из него находим:
Реакция [pic]получена из плана сил для звена 4:
Далее рассматриваем группу Асура 2-3 кроме действующих на нее сил: веса
и инерции – нагружаем эту группу известной реакцией [pic] и неизвестными
реакциями Р03 и Р12 которые также разложим на нормальные и касательные
составляющие (первые сходятся в центре шарнира В вторые – им
Составляем уравнение равновесия каждого из двух звеньев( АВ и ВС) в
форме моментов относительно центра шарнира В находим тангенциальные
где плечи сил hi (в мм) замеряем непосредственно по чертежу
[pic] (по модулю Р03 =68266 Н).
Из условия равновесия звена 2:
В заключении рассматриваем главный вал автомата на котором закреплены
кривошип ОА и зубчатое колесо z5. Прикладываем к этому валу силу инерции
кривошипа Фи1 силу в зацеплении колес z5 и z4 (Рz45) реакцию
кинематической паре О (Р01).
Усилие в зацеплении колес z5 и z4 действует по линии их зацепления т.е
под углом [p где [pic]- угол
зацепления. Положением линии ОО4 задаемся исходя из удобств размещения
приводного электродвигателя в прессе.
Уравнение равновесия вала в форме моментов всех сил относительно оси О
вращения главного вала:
Реакцию Р01 находим из плана сил для главного вала:
3 Уточнение КПД и выявление кинематических пар подверженных найболее
Мгновенный КПД рассматриваемой части передаточного механизма пресса
где Nв.с = Nтр а Nтр - мощность сил трения в кинематических парах О
А В С и Д в рассматриваемом положении механизма:
[pic] (двойными индексами обозначены номера звеньев образующих
кинематические пары).
Пологая что вращательные кинематические пары Выполнены как цилиндр в
цилиндре с радиусом сопрягаемой поверхности: rц=001м а материал трущихся
поверхностей выбраны так что коэффициент трения составляет f= 015
Такое же значение коэффициента трения предполагаем в поступательной
кинематической паре Д50. С учетом этих замечаний мгновенные мощности сил
трения во вращательных кинематических парах определяем как:
а в поступательном как:
где a и b – номера звеньев образующих кинематическую пару Рab –
реакция между этими звеньями ;
[pic] [pic] [pic] - передаточные функции из табл.2.7.
Мощность сил трения в кинематических парах рассматриваемой части
Мгновенная мощность полезных сил:
Искомый КПД в рассматриваемом положении пресса
Аналогично можно определить мгновенный КПД для любой группы механизмов
в прессе и для всего пресса в целом.
Судя по мощности сил трения в рассматриваемом положении механизма
найболее интенсивно изнашивается поступательная кинематическая пара Д50.
Для снижения интенсивности износа рекомендуется смазка а во вращательных
кинематических парах использование подшипников качения вместо подшипников
Выполнено первое приближение в начальной стадии проектирования пресса
для холодного выдавливания получены ориентировочные технико-
экономические показатели которые подлежат защите и утверждению с целью
возможности выполнения следующего этапа проектирования.
Показатели сводятся к следующим.
Производительность (изделийчас)
Максимальное технологическое усилие (кН) 70
Максимальная энергоемкость (кВтчас)
Удельное энергопотребление (кВтчасизделия)
Ориентировочная масса пресса (кг)