Разработка механического предложения на пресс-автомат для холодного выдавливания

Вар. (Сав) - лист 1.cdw

Синтез планетарного редуктора
Синтез рычажного механизма
Графики изменения работы сил
Диаграмма энергомасс
н о м е р а п о л о ж е н и й
Блок - схема пресса - автомата для холодного выдавливания
Электродвигатель 4А90LB4У3 N
Рабочий орган (пуансон)
Механизм выталкивания детали ( кулачковый механизм )
График изменения силы
холодного выдавливания
фаза ближнего выстоя
фаза дальнего выстоя
Циклограмма работы пресса-автомата для холодного выдавливания
Графики изменения силы сопротивления и движущего момента
Угол поворота кривошипа град.

Вар. (Сав) - лист 2.cdw

График изменения обобщенной скорости
Структурная группа 4-5
Структурная группа 2-3
Структурная группа 1-Z
Расчетное положение механизма
Силовой анализ рычажного механизма
пресса-автомата для холодного

Тит. лист, содержание (Сав).doc

Министерство образования Республики Беларусь
Полоцкий государственный университет
теоретической механики
«Теория машин механизмов и манипуляторов»
«Разработка основ механического предложения на пресс-автомат для
холодного выдавливания»
Технико-экономическое обоснование выбора схемы пресса-автомата
для холодного выдавливания.
1. Описание прототипа.
2. Пояснения к выбору структуры пресса-автомата.
3. Оценка энергопотребления проектируемого пресса.
Определение параметров схемы пресса -автомата.
1.1.Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
1.2.Синтез зубчатых механизмов.
2. Выбор и синтез несущего механизма.
3. Синтез механизма выталкивателя готовой детали.
3.1 Синтез кулачкового механизм.
4. Динамический синтез пресса-автомата для холодного
4.1.Расчет масс и моментов инерции звеньев.
4.2.Расчет приведенных моментов инерции.
4.3.Определение расхода материалов и энергии при
Исследование схемы пресса-автомата для холодного выдавливания.
1. Исследование установившегося движения главного вала
2. Определение реакций в кинематических парах пресса.
2.1. Определение ускорений.
2.2. Расчет сил инерции.
2.3. Определение реакций в кинематических парах.
3 Определение мгновенного к.п.д. оценка интенсивности
Краткие выводы и результаты

вар. (Сав) - пресс хол.выдавл..doc

Курс теории механизмов и машин рассматривающий общие методы
исследования и проектирования механизмов и машин входит в
общетехнический цикл дисциплин формирующих знания инженеров по
конструированию изготовлению и эксплуатации машин.
Общие методы синтеза механизмов дают возможность конструктору не
только находить параметры механизмов по заданным кинематическим и
динамическим свойствам но и определить их относительные сочетания с учетом
многих дополнительных условий.
Большое значение имеет курс и для подготовки инжененров-механиков по
технологии изготовления и эксплуатации машин т.к. знание видов механизмов
и их кинематических и динамических свойств необходимо для понимания
принципов работы отдельных механизмов и их взаимодействия в машине.
В машиностроении широко используется изготовление изделий
прессованием. При массовом производстве для этого используются прессы-
автоматы. Холодное выдавливание – один из видов прессования.
Выполнение студентом курсового проекта служит для приобретения
навыков выбора функциональных механизмов обеспечивающих работу задаваемой
проектом машины освоения методов геометрического и динамического синтеза
механизмов оценки и анализа принятых решений.
Технико-экономическое обоснование выбора схемы
пресса-автомата для холодного выдавливания.
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 = 0.44 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 =2.558 . 60 -2 = 0.00071
а потребление ее из сети достигает
где (дв = 0.92 – к.п.д. современных асинхронных электродвигателей.
определение параметров схемы пресса -автомата.
Привод служит источником механических движений звеньев пресса причем
эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной
производительностью. В рассматриваемом агрегате привод включает
нерегулируемый короткозамкнутый асинхронный электродвигатель 1 и зубчатую
передачу 4 (рис.1.2.) согласующую обороты электродвигателя с оборотами
кривошипа несущего механизма. Цикл обработки (один ход пуансона)
соответствует одному обороту кривошипа несущего механизма.
Частота вращения кривошипа составляет:
а продолжительность цикла:
При этом цикловая мощность приводного электродвигателя не должна быть
По этой мощности и величине nкр производим синтез элементов привода
1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
Из каталога электродвигателей серии 4А выписываем в таблицу 2.1
параметры электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с
Марка Ном. Частота вращения Отношение Масса
электро- мощн. вала мин -1 к номиналь- двиг.
двигат. кВт ному мом.
кг. ротора редуктора
синхрон- номи- пуско- крити-
А71В2У3 1.1 3000 2810 2.0 2.2
А80А4У3 1.1 1500 1410 2.0 2.2
А80В6У3 1.1 1000 920 2.0 2.2
А90LВ8У3 1.1 750 700 1.6 1.9
Чтобы получить частоту вращения nКР = 19.166 мин-1 в каждом из
этих случаев привод должен содержать понижающую передачу с передаточным
Рассчитанные по этой формуле значения Uпер занесены в табл. 2.1.
В соответствии с прототипом предлагаемая планетарная ступень
обеспечивает передаточное отношение до 9 ( [1] стр. 40) а для простой
одноступенчатой зубчатой передачи с прямыми зубьями обычно передаточное
отношение не превышает четырех. Поэтому в некоторых случаях надо выбирать
более сложную схему планетарной передачи для первой ступени.
Исходя из этих соображений производим разбивку общего передаточного
отношения следующим образом:
№№ Общее передаточное Передаточные отношения по
пп отношение зубчатой
передачи (табл. 2.1.) первая ступень
Анализируя данные табл. 2.1. и 2.2. приходим к выводу что в
соответствии с заданием и рекомендациям ([1] стр. 40) для нашего случая
приходится выбирать привод двигателем 4А90LB8У3.
1.2. Синтез зубчатых механизмов.
Планетарный механизм с передаточным отношением
Открытая зубчатая передача Z4 – Z5 имеет передаточное отношение
Синтез (подбор чисел зубьев) планетарной ступени производим на
основе следующих четырех условий:
Условия выполнения требуемого передаточного отношения:[pic]
Условие правильности зацепления по которому Zmin ( 17.
Принимая Z1 = 18 получаем
откуда Z2 = 0.5(Z3 – Z1) = 0.5( 144 – 18 ) = 63
По условию правильности зацепления:
Z3 – Z2 = 144 – 63 = 81 ( 8
Принимаем число сателлитов К = 3
Проверяем возможность сборки полученного механизма ( ф-ла 15.14 [3] ).
где К - число сателлитов
Это равенство выполняется при П=0 что является наилучшим вариантом для
сборки (не осложняет процесс равноудаленной установки сателлитов).
Окончательно принимаем для планетарного механизма:
Z1 = 18; Z2 = 63; Z3 = 144; K=3.
Для уравнительной зубчатой передачи находим уточненное значение
передаточного отношения:
Приняв Z4 = 18 найдем Z5 = 18 . 4.058 ( 73 и U4-5 =[pic]
Общее передаточное отношение привода UПЕР = 9 . 4.0555 = 36.5[pic]что
меньше требуемого на [pic]0.055 % что допустимо.
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[pic]
где номинальная угловая скорость двигателя
Ближайший больший модуль первого ряда по СТ СЭВ 310-76 m = 25 мм.
Модуль зубчатых колес уравнительной передачи рассчитываем по моменту
Принимаем m1 = 5 мм. учитывая повышенный износ при работе без смазки
открытой уравнительной передачи.
Определяем делительные диаметры колес: di = mi . Zi
d1 = 25 . 18 = 45 мм.
d2 = 25 63 =1575 мм.
d3 = 25 144 = 360 мм.
d5 = 5 . 73 = 365 мм
dH ( d1 + 2d2 2 = 45 + 1575 = 2025 мм.
Принимаем dH = 210 мм.
2. Выбор и синтез несущего механизма.
Несущий механизм связан с рабочим органом и должен обеспечивать ему
возвратно-поступательное движение в соответствии с исходными данными:
Продолжительность технологического цикла Т = 3.13 сек.
Ход пуансона H = 0.44 м.
Коэффициент производительности машины принимаем в пределах рекомендуемых
для шарнирного четырехзвенника.
Угол поворота кривошипа при рабочем ходе (рх = 360 (* = 360 . 0.558 =
Угол перекрытия ( = 201 – 180 = 21 град.
По алгоритму поиска оптимального (по углу давления () шарнирного
четырехзвенника с заданным углом перекрытия ( определяем относительные
размеры звеньев механизма:
Из таблицы для ( = 21 град. выбираем четырехзвенник у которого
Выписываем значения ( = 20( (( = 28( и номер расчетной точки
n = 8 (по рекомендации руководителя проектирования);
Находим размеры звеньев четырехзвенника
Уточняем углы давления
(max = arcsin( A+B )=
arcsin(0.285+0.462)=48.315(
B)=arcsin(0.285 – 0.462)= ( 10.117(
Длина звеньев – относительная величина.
Действительные размеры звеньев определятся после расчета размеров
звеньев присоединенной группы преобразующих колебательное движение
коромысла ВС в поступательное движение ползуна D
Из рис.2.3. имеем (с учетом прототипа у которого [pic]) :
Остальные размеры шарнирного четырехзвенника (коэффициент
lOC = 1.038 . 0.897 = 0.93 м.
lAB = 0.727 . 0.897 = 0.65 м.
lOA = 0.339 . 0.897 = 0.30 м.
Координаты точки С по отношению к точке О (центр
вращения кривошипа):
По теореме косинусов [pic]
XС = lOC . cos( = 0.93 . cos2157 = 0.865 м.
YС = lOC . sin( = 0.93 . sin2157 = 0.34 м.
Положение центров масс звеньев шарнирного четырехзвенника (в соответствии с
Звено ОА (кривошип) - lOS1 = 0 (кривошип уравновешен)
Звено АВ (шатун) - lAS2 = 0.5 . lAB = 0.325 м.
Звено CВ (коромысло) - lCS3 = 0.5 . lCВ = 0.47 м.
Звено ВD (шатун) - lВS4 = 0.5 . lВD = 0.47 м.
Звено 5 (ползун-пуансон) - точка S5 – совпадает с точкой D.
Полученные размеры используем при построении плана положений несущего
План положений строим для:
Проверки результатов синтеза удовлетворения исходных данных ( ( (max и
др. ) определения необходимого объема в машине.
Построения циклограммы работы пресса и т.п.
Откладывая 0.005м. длины звена в одном миллиметре чертежа ((l =
005 м мм.) размеры на чертеже изображаем в отрезках ОА = 60 мм; АВ =
0 мм; ВС = 188 мм; ОС=186 мм; ВD = 188 мм; [ X ] = 173 мм; [ Y ] = 68
Построения проводим с помощью метода засечек начиная от входного
кривошипа ОА. Положения представленные на чертеже соответствуют:
и 6 - началу и концу прямого хода рабочего органа (крайние
положения механизма);
– 3 – характерным точкам графика сил полезного сопротивления;
– 8 – 9 – 10 –1 - характерным точкам закона движения толкателя
кулачкового механизма;
- экстремальному углу давления в шарнирном четырехзвеннике;
– промежуточная точка рабочего хода.
3. Синтез механизма выталкивателя готовой детали.
Во время холостого хода пуансона происходит выталкивание готовой
детали при помощи кулачкового механизма.
В соответствии с прототипом кулачковый механизм с поступательно
движущимся центральным толкателем (линия движения толкателя проходит через
центр вращения кулачка). Привод кулачка осуществляется через коническую
передачу с одинаковыми колесами для обеспечения угловой скорости кулачка
равной угловой скорости кривошипа.
Законы движения толкателя не заданы.
Выбираем синусоидальный закон на фазе удаления и параболический на
фазе возвращения как у большинства заданий прототипа. Синусоидальный закон
обеспечивает отсутствие ударов на фазе удаления.
3.1 Синтез кулачкового механизм.
Начало движения выталкивателя соответствует положению 6 рычажного
механизма когда пуансон начинает обратное движение (холостой ход).
По заданию фазовый угол удаления (у =81(; фазовый угол дальнего
выстоя (дв = 21(; фазовый угол возвращения (в = 81(.
Положения несущего механизма 8 и 9 соответствуют началу и окончанию
фазы дальнего выстоя положение 1 – окончанию фазы возвращения а
положения 7 и 10 средним значениям фазовых углов фаз удаления и
Принимаем максимальное перемещение толкателя h = 0.1Н = 44 мм
Определяем функции положения толкателя кулачкового механизма и
передаточных кинематических функций 1-го и 2-го порядка по следующим
а) на фазе удаления:
Законы движения толкателя:
На фазе возвращения:
( [pic] при 0 ( ( ( ( 1
[pic] ( ( [pic] при ( 1 ( ( (
[pic] ( [pic] при ( 1 ( ( (
где h = 44 мм.; ( в = 81 град.; ( 1 = ( в [pic] = [pic]
Разбиваем (у и (в на 8 равных частей и производим расчет.
№№ пп у Фаза удаления
Закон синусоидальный
№№ пп в Фаза возвращения
Закон параболический
Задачу об определении минимального радиуса кулачка и профилировании
кулачка по методу обращения движения решаем графическим методом.
Построения выполняем в следующем порядке:
На вертикальной прямой берем произвольно точку (конец толкателя) и
от нее откладываем вверх перемещение толкателя в масштабе (l = 0.001 м(мм.
В каждой полученной точке проводим горизонтальные прямые на
которых откладываем отрезки равные [pic] только для фазы удаления
(положительные значения в направлении вращения кулачка) так как
возвращение идет под действием пружины. Конечные точки соединяем плавной
кривой. Получаем диаграмму [pic].
К полученной диаграмме проводим касательную под углом (max = 30
град. к вертикальной прямой. Область между ниже точки пересечения
касательной и вертикальной прямой является областью выбора центра вращения
кулачка. Выбираем положение центра ОК на линии движения толкателя и
выбираем минимальный радиус кулачка R0 = 100 мм.
Строим кулачок по методу обращения движения.
Выбираем радиус ролика как минимум из соотношений:
rp = 0.4Rmin = 0.4 . 100 = 40 мм.
rp = 0.8(min = 0.8 .81 = 324 мм.
Принимаем rp = 20 мм. а рабочий профиль кулачка строим как
эквидистанту к теоретическому профилю отстоящую на rp = 20 мм от
полученного в п. 4 теоретического профиля кулачка.
Полученную схему кулачкового механизма совмещаем со схемой несущего
механизма. для этого на листе 1 графической части проекта:
Переносим линию движения толкателя кулачкового механизма на
вертикальную ось проходящую параллельно центральной оси рычажного
механизма. Центры вращения кулачка и кривошипа совпадают.
Нулевой луч профиля кулачка совпадает с прямой ОА6 положения
кривошипа (центральный кулачковый механизм).
Это положение кулачка соответствует 6-му положению несущего
Замеряем угол установки кулачка относительно кривошипа ОА
4. Динамический синтез пресса-автомата для холодного
(расчет ориентировочной его массы и энергии при запуске).
Динамический синтез пресса проводим с целью повышения его общего
к.п.д. путем снижения теплового излучения обмоток приводного
электродвигателя при неравномерном вращении ротора внутри цикла.
Задачу решаем подбором и перераспределением масс звеньев введением
при необходимости дополнительной маховой массы с постоянным моментом
инерции в виде маховика. Предварительно анализируем инертные свойства
имеющихся механизмов.
4.1. Расчет масс и моментов инерции звеньев.
Инертные свойства звеньев характеризуют показатели массы (при
поступательном движении) и момент инерции при вращательном.
В первом приближении принимаем что по длине рычагов массы
распределены равномерно что интенсивность распределения q = 30 кгм и
что зубчатые колеса – сплошные диски с шириной bk зависящей от
межосевого расстояния aw как
где (а = 0.2 ( 0.5 представляет собой коэффициент ширины зуба. При этом
центры масс рычагов располагаются по их серединам (у кривошипа в центре
вращения – по прототипу) массы определяются как
моменты инерции звеньев относительно их центров масс находятся как
а относительно оси вращения (для вращающихся звеньев) как
Массы зубчатых колес определяем через делительные диаметры и
межосевые расстояния аw по формуле
которая при плотности материала ( = 7.8 103 кгм3 (сталь чугун) и
принятом (а = 0.25 для облегчения вычислений предварительно приведена к
mj = 1.53 . 103 . aw . d2
Моменты инерции колес относительно оси вращения определяем через их
массу и делительный диаметр как для однородных дисков:
Результаты расчетов заносим в табл. 2.4.
наименованиеобозн.длина масса момент инерции момент инерции
звена звена рычага относительно относительно
диаметр кг оси вращения центра масс
кривошип ОА 0.3 m1 = 9.0 J1= 0.27 JS1= 0.068
шатун АВ 0.65 m2 = 19.5 JS2= 0.687
коромысло СВ 0.94 m3 = 28.2 J3= 8.3
шатун ВD 0.94 m4 = 28.2 JS4= 2.076
зубчатые Z1 0.045 mz1 = Jz1= 7.8 . 10-5 для всех колес
колеса Z2 0.1575 0.31 Jz2= 1.2 . 10-2 как и относи-
Z4 0.09 mz2 = 3.84 Jz4= 2.9 . 10-3 тельно оси
Z5 0.365 mz4 = 2.82 Jz5= 7.7 вращения
ползун Зв. 5 - m5 = 85
водило Н 0.21 mн = Jн = 3.7 . 10-2
кулачок - - mк = Jk = 5.4 . 10-2
ротор - - Jр = 1.66 . 10-3
Оценку динамических характеристик прочих деталей пресса производим
Массу пуансона вместе с перемещающим его ползуном оцениваем
m5 = 3 m3 = 3 .28.2 ( 85 кг.
Массу водила Н планетарной ступени редуктора находим с помощью
где ширину водила принимаем равной двойной толщине одного колеса
смонтированного на нем сателлита Z2 т.е.
С учетом этого [pic]
а момент инерции (как сплошного диска)
Массу кулачка и его момент инерции оцениваем по среднему его
и ширине которую задаем как
bk = 0.2 . Dср = 0.2 . 2 . 102 = 40.8 мм.
Массу толкателя кулачкового механизма принимаем mкор = 5 кг.
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому
mp[pic] = 0.0375 кгм2
4.2. Расчет приведенных моментов инерции.
Приведенный к звену момент инерции масс звеньев механизма вычисляется
как сумма произведений масс этих звеньев и их моментов инерции на квадраты
передаточных функций в движениях этих звеньев относительно звена
Приведенный к валу кривошипа главный-момент инерции масс пресса
представляется в виде суммы приведенных моментов инерции следующих четырех
Ротора приводного электродвигателя
Jр.пр = Jр . U[pic] = 4. .10-3 .
где Jпл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного
механизма. По рис. 2.5.:
5.План скоростей планетарной передачи
Jпл = 0.037 + 0.000078 . 9 +3(3.84 . 0.101252 + 0.012 .
Jпер.пр = (0.215 + 0.029)4.0582 + 7.7 = 11.8 кгм2
Приведенного к валу кривошипа момента инерции кулачкового
Указанный момент влияет на движение пресса лишь в периоды движения
толкателя кулачкового механизма – на фазах удаления и возвращения.
Jк.пр. = Jк + JТ.ПР.
Причем на концах этих фаз JТ.пр=0 так как передаточная функция [pic]
от толкателя к кулачку т.е. к валу кривошипа ОА при этом равна нулю.
Максимальное значение JТ.ПР приобретает когда [pic] для толкателя
в положениях (у =405( (7-ое положение механизма) и (в =405( (10-ое
положение механизма).
Поэтому в положениях 7 и 10 механизма
Jк.пр = Jк + mT[pic]
положение 7 JК.ПР = 0.054 + 5 . 0.062252 =0.0592 кгм2
положение 10 JК.ПР = 0.054 + 5 . 0.062252 =0.0592 кгм2
а во всех остальных положениях механизма Jк.пр = Jк = 0.054 кгм2
Приведенного к валу входного кривошипа ОА момента инерции несущего
механизма (рис. 2.6.)
Рис. 2.6.Схема несущего рычажного шестизвенника.
Ранее получены размеры звеньев массы и моменты инерции:
lOA = 0.3 м lOS1 = 0 m1 = 9.0 кг
lAB = 0.65 м lAS2 = 0.325 м m2 = 19.5 кг
lCВ = 0.94 м lCS3 = 0.47 м m3 = 28.2 кг
lВD = 0.94 м lDS4 = 0.47 м m4 = 28.2 кг
В соответствии с ([4] стр. 44-45) для шарнирного четырехзвенника
где [pic]0.32 + 0.932 = 0.9549 м2.
[pic] 2 . 0.3 . 0.93 = 0.558 м2.
[pic] 0.652 + 0.942 – 0.9549 = 0.3512 м2.
[pic] 2 . 0.65 . 0.94 = 1.222 м2.
Для присоединенной группы звеньев 4 – 5 ([1] стр. 86) имеем:
В проекциях на оси X и Y получаем (рис. 2.6.):
откуда дифференцируя по времени получаем:
Из уравнений для координат точки S4 после дифференцирования получаем:
Требуемые передаточные функции:
Расчеты передаточных функций сводим в талицу 2.6.
пол. град. град. град. град. град. м.
Продолжение табл. 2.6.
№ 31 41 Vs21 Vs31 Vs41 V51
Данные таблицы 2.6. в одном из положений механизма проверяем при
помощи планов положений и скоростей на втором листе курсовогопроекта.
Результаты расчетов приведенных к валу кривошипа О моментов инерции
сводим в таблицу 2.7.
Пол. Обоб- Работа сил Приращ. Момент инерции
криво- щен. дви- сопро- кинетич.
шипа коорд. жущих тивл. энергии
Jр.пр. Jпер.пр. Jк.пр. Jнес.пр.
град. кDж. кDж. кDж.
С помощью таблицы 3.1. проверяем достоверность определения параметров
что приблизительно соответствует принятым их значениям (ср =2.007 с-1 (
По данным табл.3.1. строим график обобщенной скорости пресса в
функции его обобщенной координаты ( (1 = f((1) ) в пределах одного цикла
установившегося движения 0 ( (1 ( 2(. С помощью этого графика можно
определить угловое ускорение кривошипа ОА в любом его положении:
где (Y и (Х – приращения координат по осям (1 и (1 (( и (( -
масштабы этих осей ( - угол касательной к построенной кривой (1 = f(() с
положительным направлением оси ( при выбранном значении обобщенной
2. Определение реакций в кинематических парах пресса.
Для определения реакций в кинематических парах используем
кинетостатический метод по которому согласно Даламберу если ко всем
действующим на звенья силам прибавить силы инерции то движение этих
звеньев можно описать известными уравнениями статики.
Принцип Даламбера применяют к простейшим статически определимым
кинематическим цепям (структурным группам) степень подвижности которых W
Расчет производим в 4 – ом положении пресса когда на пуансон (звено
) действует максимальная сила сопротивления 12 кН.
Отсоединяем от пресса кинематическую цепь шестизвенного несущего
механизма включающую кривошип ОА и три статически определимые
кинематические цепи – структурные группы:
а) ползун 5 и шатун 4 (ВD) (структурная группа Ассура);
б) коромысло 3 (СВ) и шатун 2 (АВ) (структурная группа Ассура);
в) кривошип ОА вместе с насаженным на его вал зубчатым колесом 5
(одно звено две низших и высшая кинематические пары также имеет степень
подвижности равную нулю и потому также является структурной группой).
Наличие кулачка сблокированного с кривошипом ОА в расчет не принимаем
поскольку силовой расчет кулачкового механизма не производим.
2.1. Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Даламбера необходимо найти
ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев. Эту задачу решаем путем
построения плана ускорений.
В расчетном 4-ом положении рассматриваемой кинематической цепи при
установившемся режиме движения пресса из табл.3.1. находим:
а с помощью графика (1 = f ((10) определяем:
Знак " – " указывает на то что (1 и (1 направлены противоположно.
Для определения сил инерции звеньев шестизвенника ОАВСD строим для
него план ускорений начиная от входного звена ОА.
По теореме о вращательном движении кривошипа ОА ускорение точки А:
где нормальная составляющая ускорения
[pic]1.9612 . 0.3 = 1.154 м.с2
в масштабе построения
на чертеже отложена в векторе [pic] с модулем (n1 =115.4 мм в
тангенциальная составляющая
[pic]0.08 . 0.3 = 0.024 мс2
отложена в векторе [pic] с модулем n1a =2.4 мм в соответствии с
направлением углового ускорения (1 перпендикулярно вектору [pic].
По теореме о плоском движении точки В в системе шатуна АВ и движении
этой точки в системе коромысла ВС имеем векторное равенство
Чтобы решить это уравнение определяем нормальные составляющие
Из таблицы 2.6. выписываем значения передаточных функций
[pic]0.244 [pic]0.244
находим при (1 = 1.961 с-1
(2 = 1.961 . 0.244 = 0.48 с-1
(3 = 1.961 . 0.244 = 0.48 с-1
[pic]0.482 . 0.65 = 0.15 мс2
[pic]0.482 . 0.94 = 0.217 мс2
Отрезки изображающие эти ускорения в масштабе плана ускорений имеют
После графического решения уравнения имеем: (b = сb = 648 мм
Находим положение точек S2 (AS2 = BS2) и S3 (CS3 = BS3)
[pic] 85.2 мм (замеряем на чертеже)
Ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев
[pic]85.2 . 0.01 = 0.852 мс2
[pic]32.4 . 0.01 = 0.324 мс2
По теореме о плоском движении точки D в системе шатуна BD и движения
этой точки как принадлежащей ползуну 5 имеем векторное равенство
Аналогично предыдущему
[pic] где из табл.2.6. [pic]0.244
(4 =1.961 . 0.244 = 0.48 с-1
Отрезок изображающий это ускорение на чертеже в масштабе плана ускорений
имеет величину [pic]
После графического решения уравнения с чертежа имеем
[pic] (так как BS4 =
aS4 = (s4 . (a = 55 . 0.01 = 0.55 мс2
aS5 = (s5 . (a = 634 . 0.01 = 0.634 мс2
2.2. Расчет сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
ФИ1 = m1 . aS1 = 9.0 . 0 = 0
ФИ2 = m2 . aS2 = 19.5 . 0.852 = 7.1 H.
ФИ3 = m3 . aS3 = 28.2 . 0.324 = 9.1 H.
ФИ4 = m4 . aS4 = 28.2 . 0.55 =15.5 H.
ФИ5 = m5 .aS5 = 850 . 0.634 =53.9 H.
MИ1 = (JO1 + JK + JZ5) . (1 = (0.27 + 0.054 + 7.7) . 0.08 = 0.66 Hм
МИ2 = JS2 . (2 = 0.687 . 1.14 = 0.78 Нм
МИ3 = JS3 . (3 = (8.3 4) . 0.644 = 1.34 Hм
МИ4 = JS4 . (4 = 2.076 . 0.64 = 1.33 Нм
2.3. Определение реакций в кинематических парах.
Прикладываем силы инерции и моменты сил инерции к соответствующим
звеньям противоположно ускорениям центров масс и угловым ускорениям этих
звеньев. Кроме того в центрах масс прикладываем силы тяжести звеньев Gi =
G1 = 90 . 9.8 = 88.2
G2 = 19.5 . 9.8 = 191.1
G3 = 28.2 . 9.8 = 276.4
G4 = 28.2 . 9.8 = 276.4
Gk = 10.4 . 9.8 = 101.9
GZ5= 46.4 . 9.8 = 454.7
К рабочему органу (звено 5) прикладываем силу полезного сопротивления
которая в соответствии с графиком полезных нагрузок в рассматриваемом
положении механизма составляет:
К кривошипу ОА прикладываем " уравновешивающую силу" – действующую
на колесо Z5 cо стороны отбрасываемого колеса Z4 по линии зацепления
зубьев колес составляющей угол 70о с линией их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем
передаточный механизм пресса на структурные группы. Отделяем от механизма
два последних звена 4 и 5 (структурная группа Ассура) а действие
отброшенных звеньев заменяем реакциями. На звено 5 со стороны стойки
действует реакция Р05 а на звено 4 – реакция со стороны коромысла 3
[pic] . Направлены реакции:
Для определения модулей неизвестных реакций строим многоугольник
Из уравнения равновесия звена 4 в форме моментов относительно шарнира F
Выбрав масштаб построения
неизвестные [pic] определяем из плана умножая соответствующие им
отрезки на величину (Р. Получаем
Р05 = 61.6 . 50 = 3080 Н.
Р34 =242.2 . 50 = 12110 Н.
Из условия равновесия звена 5 также находим
Р45 =245.1 . 50 = 12255 Н.
Точка приложения реакции Р05 к ползуну 5 проходит через центр
Далее отделяем структурную группу состоящую из звеньев 3 и 2
нагружаем ее дополнительно силой Р43 = - Р34 реакциями Р03 и Р12
которые раскладываем на нормальные и тангенциальные составляющие. Затем
составляем уравнения равновесия каждого из двух звеньев (АВ и ВС) в форме
моментов относительно центра шарнира В. Из этих уравнений:
где плечи соответствующих сил (в мм.) замерены непосредственно из чертежа.
Далее строим план сил в масштабе (l = 50 Hмм :
[pic] по модулю Р12 = 61 . 50 =3050 Н.
[pic] по модулю Р03 = 182 .50 = 9100 Н.
[pic] по модулю Р32 = 645 . 50 = 3225 Н.
Далее рассматриваем кривошип ОА вместе с зубчатым колесом Z5 и
соединяющим их валом (n = 1 P1 = 1 P2 = 1 и по формуле Чебышева
получаем W=0). Прикладываем к этому звену момент сил инерции МИ1 реакцию
Р21 веса G1 GK GZ5 силу инерции ФИ1=0 и неизвестные – силу в
зацеплении Z4 - Z5 и реакцию на кривошип со стороны стойки
Усилие в зацеплении колес Z4 – Z5 действует по линии зацепления под
углом 700 к линии межосевого расстояния ОО4.
Уравнение равновесия в форме моментов относительно центра О вращения
а реакцию Р01 находим из плана сил для звена 1 – Z5.
Построив план сил в масштабе (l = 50 Hмм находим
Р01 = 987 . 50 = 4935 Н.
3 Определение мгновенного к.п.д. оценка интенсивности износа
Мгновенный к.п.д. рассмотренного шестизвенного механизма находим по
где NТР - мгновенная (в рассматриваемом положении 4 механизма) мощность
трения во вращательных кинематических парах ОАВ1В2СD
ной звена 5 со стойкой 0.
Вращательные кинематические пары выполнены как цилиндр – в цилиндре с
радиусом сопрягаемой поверхности
а материалы трущихся поверхностей выбраны таким образом что коэффициент
f = 0.15 (сталь по стали при отсутствии смазки).
Такое же значение коэффициента трения предполагаем в поступательной
кинематической паре.
Тогда мгновенные мощности во вращательных кинематических парах можно
где а и в - номера звеньев образующих кинематическую пару;
Рав - реакция между этими звеньями;
(ав - относительная угловая скорость звеньев;
Vав - относительная скорость звеньев.
С учетом этих замечаний и значений скоростей:
(1 = 1.961 с-1; (2 = 0.244 с-1; (3 = 0.244 с-
NТРО = P01 rц f [pic] = [pic]= 14.5 вт
NТРА = P12 rц f [pic] = [pic] = 7.9 вт
NТРВ1 = P23 rц f [pic]=[pic]=0
NТРС = P03 rц f [pic] = [pic] = 3.3 вт
NТРВ2 = P34 rц f [pic] = [pic] = 8.9 вт
NТРD = P45 rц f [pic] = [pic]4.5 вт
NТР05 = P05 f V05 = 3080 . 0.15 . 0.153 = 70.7 вт
Мгновенная мощность сил трения:
NТР = 14.5 + 7.9 + 0 + 3.3 + 8.9 + 4.5 + 70.7 = 109.8 вт
Мгновенная мощность полезных сил:
NПС = FПС . V05 = 12000 . 0.153 = 1836 вт
Таким образом искомый к.п.д.
Интенсивность износа кинематических пар оцениваем по мощности сил
трения. В выбранном положении наибольшему износу подвергается
поступательная пара между звеном 5 и стойкой (NТР05 = NТМАХ = 70.7 вт).
Для снижения среднецикловой величины износа кинематические пары
рекомендуется смазывать а во вращательных парах вместо подшипников
скольжения применить подшипники качения.
КРАТКИЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ.
Выполнено первое приближение проекта пресса-автомата для холодного
выдавливания получены ориентировочные технико-экономические показатели
которые подлежат защите и утверждению. Эти показатели сводятся к следующим:
Производительность (изделий в час)
Потребляемая энергия при усилии 12 кН (кВт . час)
Максимальная циркулирующая энергия (кВт . час)
Размеры проекции минимального объема на вертикальную
Ориентировочная масса пресса (кг.)
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин Под ред.
Г.Н.Девойно - Мн.; Вышэйшая школа 1986.
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М.; Наука 1975.
Теория механизмов и машин. Под ред. К.В.Фролова - М.; Высшая школа
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине
Теория механизмов машин и манипуляторов". Составитель Коренский В.Ф.