Разработка схемы вытяжного пресс-автомата с выровненным ходом

МОЙ КУРСАЧ.Лист 1.dwg

F=200 НммnH=0.008 ммм
Рабочий орган (поршень)
Механизм несущий рычажный
Зубчатая передача U=1.4
Зубчатый планетарный механизм
Электродвигатель приводной 4A90L4УЗ
Движение поршня влево
Движение поршня вправо
Мехаризм зубчатыйnm=0.002ммм
План положенийnmL=0.001ммм
Механизм кулачковый n L=0.002 мммnnnn
F=200 НммnH=0.002 ммм
А=20 ДжммnH=0.002 ммм
T=10 ДжммnI=0.0033 м²*кгмм
Диаграмма энергомасс

ТММ ПРЕСС-АВТОМАТ (часть 2).doc

[pic] – средняя угловая скорость главного вала пресса т. е. кривошипа AO.
Таким образом получаем:
Рис. 2.8. Диаграмма энергомасс и её параметры.
Проводим касательные к диаграмме под полученными углами [pic] и [pic].
Находим отрезки пересечения касательных с осью [pic]:[pic] и [pic]. Отрезки
используем для определения координаты O начала системы [pic].
Записываем уравнения касательных как прямых проходящих в известных
направлениях и известно пересекающих ось [pic]:
Эти уравнения решаем совместно вычитая второе уравнение из первого.
Подстановкой значения x в первое уравнение получаем:
Находим параметры дополнительно вводимой массы – маховика.
Из рисунка 2.8 видно: чтобы перейти от системы координат [pic] к системе
[pic] из начала которой (точка O) диаграмма энергомасс видна под углами
[pic] и [pic] необходимо к переменной части момента инерции пресса
прибавить постоянную часть:
Часть этого момента инерции в виде приведённого момента ротора
электродвигателя и планетарной передачи в проектируемой схеме вытяжного
Вводим её в виде дополнительной маховой массы – махового колеса. Принимая
диаметр этого колеса [pic] получаем массу обода:
Большой вес и габариты маховика обуславливают необходимость переноса его
на более быстроходный вал.
При оборудовании маховика на валу электродвигателя момент инерции
При радиусе обода например [pic] его масса окажется равной:
Такой маховик сможет запасать кинетическую энергию не менее чем:
4.3. Определение расхода материалов и энергии при запуске.
Из рисунка 2.8 видно что максимальная энергия пресса запасаемая
звеньями при его запуске составляет:
Это соответствует подводимой энергии из сети:
В заключение найдём ориентировочную массу пресса.
На основании таблицы 2.6 ориентировочная масса подвижных звеньев:
С учётом масс двигателя соединительных валов и деталей (принимаем
[pic]) станины (принимаем [pic]) ориентировочная масса пресса окажется
приблизительно равной:
Ориентировочно массу пресса оцениваем как [pic].
Исследование схемы вытяжного пресса.
1. Определение закона установившегося движения
главного вала пресса.
Обобщённая координата – угол поворота кривошипа OA а обобщённая скорость
– угловая скорость этого кривошипа. При установившемся движении пресса его
обобщённую скорость определяем из выражения кинетической энергии:
где кинетическая энергия звеньев пресса:
приведённый момент инерции звеньев пресса:
Ранее определены постоянные:
Переменные величины [pic] и [pic] в каждом положении пресса берём из
таблицы 2.8. Результаты вычислений заносим в таблицу 3.1.
Номер [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic]
С помощью таблицы 3.1 проверяем достоверность определения параметров
Эти значения приблизительно соответствуют принятым значениям:
По данным таблицы 3.1 строим график обобщённой скорости в функции его
обобщённой координаты [pic] в пределах одного цикла установившегося
движения т. е. когда [pic].
С помощью этого графика можем определить угловое ускорение кривошипа в
том или ином его положении как:
где [pic] и [pic] – приращения координат по осям [pic] и [pic]
соответственно в мм;
[pic] – угол наклона касательной к графику [pic] в рассматриваемой
В рассматриваемом 9-м положении пресса по полученной формуле находим
2. Определение реакций в кинематических парах.
Для определения реакций в кинематических парах пресса воспользуемся
методом кинетостатики (принцип Даламбера) согласно которому 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 степень
подвижности которых равна нулю т. е. [pic]. Отсоединение указанных цепей
от машины ведут от рабочего звена последовательно приближаясь к валу
приводного электродвигателя расчёт которого ведут последним.
2.1. Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Даламбера необходимо найти ускорения
центров масс и угловые ускорения звеньев. В расчётном 9-м положении
рассматриваемой кинематической цепи при установившемся режиме движения
пресса из таблицы 3.1 находим:
Далее для шестизвенного рычажного механизма OABCDE (рис. 2.7) на листе 2
строим план ускорений.
По теореме о вращательном движении кривошипа OA ускорение точки A:
Нормальная составляющая ускорения:
В масштабе построения плана ускорений [pic] изображаем [pic] в виде
Направлен вектор [pic] от точки A кривошипа OA к центру его вращения O.
Тангенциальная составляющая ускорения:
Изображаем тангенциальную составляющую ускорения [pic] в виде вектора
Направление вектора [pic] выбрано в соответствии с ускорением [pic]
перпендикулярно звену OA.
В соответствии с теоремой о плоском движении точки B в системе звена AB и
движении этой точки в системе кривошипа BC имеем систему векторных
На чертеже откладываем в векторах [pic] и [pic]:
Направлены они соответственно от точки B к точке A и от точки B к
точке C. В точке пересечения этих векторов находим точку b а вектор [pic]
– вектор ускорения точки B.
Ускорение точки D находим по теореме о подобии строя [pic] подобный
[pic]с одинаковым направлением обхода вершин при обходе их по часовой
Ускорение точки E найдём по уравнению:
Вектор изображающий ускорение [pic] имеет длину:
Направлен вектор [pic] от точки E к точке D.
Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров
масс и угловых ускорений звеньев:
2.2. Расчёт сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
Моменты сил инерции:
где [pic] – момент инерции относительно оси вращения O масс связанных
между собой – кривошипа AO зубчатого колеса [pic] и кулачка значения
моментов инерции которых взяты из таблицы 2.8.
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:
К рабочему органу прикладываем силу полезного сопротивления которая в
соответствии с графиком полезных нагрузок в рассматриваемом положении
механизма составляет:
К кривошипу OA прикладываем уравновешивающую силу действующую на колесо
[pic] со стороны отбрасываемого колеса [pic] по линии зацепления зубьев
колёс составляющей угол [pic] с линией их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем несущий
механизм пресса на структурные группы: два последних звена 4 и 5 группу
звеньев 2 и 3 кривошип OA с зубчатым колесом и кулачком.
Для определения модулей неизвестных реакций строим план сил:
Выбираем масштаб построения плана сил [pic].
Составляем уравнение равновесия:
Замеряем плечи на чертеже выполненном в масштабе [pic]. Получаем:
Неизвестные силы определяем из плана сил умножая соответствующие отрезки
Рассматриваем группу состоящую из звеньев 2 и 3. Для того чтобы
определить неизвестные силы [pic] и [pic] разложим эти силы на
составляющие и составим уравнение равновесия в форме моментов для каждого
На чертеже плечи сил равны:
Для звена 2 уравнение моментов будет:
Из плана сил определяем:
Далее рассматриваем кривошип OA вместе с зубчатым колесом [pic] и
кулачком. Усилие в зацеплении колёс [pic] действует под углом [pic] к
касательной делительных окружностей этих колёс – в полюсе зацепления.
Условие равновесия в форме моментов относительно центра O вращения вала
3. Определение мгновенного КПД. Оценка интенсивности износа
Мгновенный КПД рассмотренного шестизвенника находим по формуле:
где [pic] – мгновенная (в рассматриваемом положении механизма) мощность
сил трения в кинематических парах O A B C D E45 (вращательная
кинематическая пара) E50 (поступательная кинематическая пара).
Предполагаем что вращательные кинематические пары выполнены как цилиндр
в цилиндре с радиусом сопрягаемой поверхности [pic] а материалы трущихся
поверхностей выбраны так что коэффициент трения составляет [pic]
(например сталь по стали при отсутствии смазки).
Тогда мгновенные мощности во вращательных кинематических парах можно
В поступательных кинематических парах:
[pic] – относительная скорость.
Судя по мощности наибольшему износу в данном положении механизма
подвергается поступательная кинематическая пара E50.
В рассматриваемом положении механизма полезная сила [pic] и её мощность
также равна нулю. Поэтому в рассматриваемом 9-м положении КПД равен нулю
Краткие выводы и результаты.
Выполнено первое приближение проекта пресса получены ориентировочные
технико-экономические показатели которые подлежат защите и утверждению.
Эти показатели сводятся к следующим:
Производительность пресса (издчас) 900
Средняя скорость прямого хода (ммин) 5
Ход пуансона (м) 042
Максимальное технологическое усилие (кН) 14
Потребляемая энергия ([pic]) [pic]
Запасаемая энергия ([pic]) [pic]
Ориентировочная масса (кг) 510
Список использованных литературных источников.
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине ТММиМ
для студентов специальностей Т0301 Т0302 дневной и заочной формы обучения
Коренский В. Ф. 1995.
А. Э. Кравчик М. М. Шлаф В. И. Афонин Е. А. Соболенская Асинхронные
двигатели серии 4А М.: Энергоиздат 1982.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Под редакцией Г.
Н. Девойно М.: Высшая школа 1986.
Технико-экономическое обоснование выбора схемы вытяжного
пресса-автомата с выровненным ходом
2. Пояснения к выбору структуры пресса
3. Оценка энергопотребления проектируемого пресса-автомата
Определение параметров схемы вытяжного пресса-автомата
1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи
1.2. Синтез зубчатых колёс
2. Выбор и синтез несущего механизма
3. Синтез кулачкового механизма
4. Динамический синтез вытяжного пресса-автомата
4.1. Расчёт масс и моментов инерции звеньев механизма
4.2. Расчёт приведённых моментов инерции
4.3. Определение расхода материалов и энергии при запуске
Исследование схемы вытяжного пресса
1. Определение закона установившегося движения главного вала пресса
2. Определение реакций в кинематических парах
2.1. Определение ускорений
2.2. Расчёт сил инерции
2.3. Определение реакций в кинематических парах
Краткие выводы и результаты
Список использованных литературных источников
Министерство образования Республики Беларусь
Полоцкий государственный университет
Кафедра теоретической механики
по теории механизмов машин и манипуляторов на тему:
«Разработка основы технического предложения
на вытяжной пресс-автомат с выровненным ходом»
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по теории механизмов
машин и манипуляторов на тему:

КОРЕНЬ.cdw

Расчетное положение механизма
График обобщенной скорости пресса
Схема внешней и инерционной нагрузок

МОЙ КУРСАЧ.Лист 4.dwg

Механизм кулачковый n L=0.002 мммnnnn
=001 с-1 ммn φ=2 радмм
График обобщенной скорости

МОЙ КУРСАЧ.Лист 2.dwg

Механизм кулачковый n L=0.002 мммnnnn
=001 с-1 ммn φ=2 радмм
График обобщенной скорости

ТММ ПРЕСС-АВТОМАТ(часть 1).doc

Машиностроение является ведущей отраслью народного хозяйства поскольку
главная его цель – изготовление орудий производства. От совершенства орудий
зависит производительность общественного труда.
В машиностроительном производстве широко используется прессование –
технологический процесс обработки различных материалов давлением на прессах
Прессованием получают заготовки и изделия из металлов пластмасс и других
материалов; из металлов получают валы оси шкивы зубчатые колёса и т. д.
Если изделия имеют массовое применение – болты гайки капоты автомобилей
и т. п. для их изготовления применяют прессы-автоматы.
Вытяжка – операция листовой штамповки – свёртка листовой заготовки между
пуансоном и матрицей вытяжного пресса в полое изделие. Вытяжкой получают
капоты автомобилей кабины тракторов фюзеляжи самолётов и т. п. изделия.
Кузнечно-прессовые машины занимают видное место в сфере
машиностроительного производства а прессы для глубокой вытяжки –
перспективный вид этих машин. В прессах как и в других машинах с
выровненным ходом используется принцип их конструирования при котором их
назначение обеспечивается при использовании в механизмах звеньев с
односторонним вращательным движением взамен таких из них движение которых
– вращательное но возвратное. Использование этого принципа позволяет
повысить эксплутационные характеристики работы машин за счёт снижения
маховых масс при увеличении энергоёмкости их звеньев.
В настоящем проекте (по ТММиМ) рассматриваются методические основы
проектирования новых машин в ЕСКД на этапе разработки технического
предложения. Указанный этап – первый отклик на техническое задание которое
формирует руководство предприятий исходя из производства производимых или
промышленных изделий.
Учебное техническое задание (на проектирование) разработано на кафедре и
в качестве исходного помещено на странице 1 настоящей записки.
Выполняя проект студент получает навыки выбора функциональных
механизмов обеспечивающих работу задаваемой ему машины навыки вычисления
размеров из звеньев оценки геометрических силовых и массовых
характеристик машины анализа составляющих общего энергопотребления.
Получаемые материалы дают достаточное представление о контурах
зарождающейся машины необходимое для принятия обоснованного решения о
выделении средств на продолжение проектирования.
Технико-экономическое обоснование выбора схемы вытяжного пресса-
автомата с выровненным ходом.
Прототип – известное техническое решение со свойствами близкими к
заданным. В процессе проектирования машин он служит своеобразным ориентиром
для получения решения с требуемыми свойствами. Цели проектирования
достигают обоснованным изменением свойств выбранного прототипа.
Изучая рекомендованную и иную литературу в работе [2] находим схему
вытяжного пресса-автомата с выровненным ходом которую в дальнейшем
рассматриваем как прототип (рисунок 1.1).
Рис. 1.1. Вытяжной пресс-автомат с выровненным ходом.
Пресс-автомат предназначен для изготовления деталей путём вытяжки из
тонкого листового либо полосового металла с прижимом заготовки. Деформация
заготовки осуществляется в матрице пуансоном установленным на ползуне 5
двухкривошипного коленного механизма состоящего из звеньев 1-2-3-4-5. На
рисунке 1.1а представлена диаграмма изменения усилий вытяжки в функции
перемещения пуансона-ползуна 5.
Кривошип 1 приводится во вращение электродвигателем через ступенчатую
передачу (рисунок 1.1б) включающую планетарную и простую ступень.
Кулачковый механизм зажимного устройства прижимает деталь к столу во время
обработки её в матрице пуансоном и при выходе пуансона из матрицы кулачок
посажен на вал кривошипа 1. График изменения аналогов ускорений изображён
Наличие в несущем рычажном механизме второго кривошипа 3 позволяет
сократить до минимума количество звеньев с возвратным движением увеличить
маховые массы и динамическую устойчивость работы пресса-автомата лишь за
счёт увеличения запаса кинетической энергии его звеньев.
2. Пояснения к выбору структуры пресса.
Структуру прототипа вытяжного пресса-автомата принимаем за основу. В
состав пресса включаем источник механического движения – простейший и
наиболее распространённый нерегулируемый асинхронный электродвигатель 1
(рисунок 1.2); несущий механизм 2 который обеспечит преобразование
вращательного движения электродвигателя в требуемое возвратно-
поступательное движение рабочего органа – пуансона 3; зубчатый механизм
снижающий частоту вращения вала электродвигателя до частоты вращения
входного звена несущего механизма при которой обеспечивается заданная
производительность; механизм прижима заготовок 5 состоящий из коромыслово-
ползунного и кулачкового механизмов.
Рис. 1.2. Предварительная блок-схема вытяжного пресса-автомата.
Электродвигатель приводной.
Рабочий орган – пуансон.
Механизм прижима заготовок.
Матрица с обрабатываемой заготовкой.
В дальнейшем (глава 2) определим параметры выбранной схемы уточним
расположение её элементов.
3. Оценка энергопотребления проектируемого пресса-
Рассматриваемый пресс-автомат относится к технологическим машинам и
основной расход энергии приходится на стадию установившегося движения.
За полный цикл установившегося движения работа двигателя [pic]
расходуется на преодоление сил полезного ([pic]) и вредного ([pic])
Поскольку работа других сил – потенциальных (веса упругости) и сил
инерции за цикл установившегося движения равна нулю работу сил трения
([pic]) учитываем с помощью КПД [pic]. Тогда за цикл:
Работу полезных сил ([pic]) находим интегрируя заданный график полезных
нагрузок (рисунок 1.1а):
Интегрирование выполняем исходя из геометрического смысла интеграла как
площади заключённой между осью относительных перемещений [pic] и кривой
относительных нагрузок [pic]. Получаем:
где [pic] [pic] [pic] – площади треугольника трапеции и треугольника в
относительных единицах.
Искомая работа полезных сил:
Передаточный механизм от вала двигателя к рабочему органу (пуансону) E
включает зубчатый и несущий рычажный механизмы. Поэтому его КПД:
где [pic] и [pic] – цикловые КПД зубчатого и рычажного механизмов.
Полагая что зубчатый механизм будет включать планетарную и простую
компенсирующую передачу его КПД оцениваем как (см. [13] стр. 322-333):
Полагая далее что рычажный механизм будет шестизвенным (как у пресса-
прототипа) его КПД в первом приближении оцениваем как:
Тогда искомый КПД передаточного механизма:
Работа двигателя за цикл установившегося движения должна составлять:
Затраты энергии на обработку одной детали составят:
а потребление энергии из сети будет достигать:
[pic] где [pic] – КПД современных асинхронных двигателей.
Определение параметров схемы вытяжного пресса-автомата.
Привод служит источником механического движения звеньев пресса причём
эти движения должны находиться в строгом соответствии с заданной
производительностью [pic]. В рассматриваемом случае привод включает
нерегулируемый короткозамкнутый асинхронный электродвигатель 1 (рисунок
2) и зубчатую передачу 4 согласующую обороты электродвигателя с
оборотами кривошипа несущего механизма.
Будем считать что кривошип несущего механизма насажен на главный вал
пресса т. е. за один его оборот будет изготовлена одна деталь. Тогда
частота вращения кривошипа:
Продолжительность цикла:
Цикловая мощность приводного электродвигателя должна превышать величину:
При данных величинах мощности приводного электродвигателя [pic] и частоты
вращения кривошипа [pic] производим синтез элементов механизма вытяжного
1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
Из каталога [5] электродвигателей Европейской серии ИР либо серии 4А
([2] стр. 132-134 и [6] стр. 24-31) выписываем в таблицу 2.1 параметры
электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с [pic].
Таблица 2.1. Параметры приводного электродвигателя и зубчатой передачи.
МаркНоминальная Частота вращения вала
Основной вариант Дополнительный вариант
ступень 2 ступень 1 ступень 2 ступень
[pic] [pic] [pic] [pic]
Анализируя данные таблиц 2.1 и 2.2 приходим к выводу что по основным
параметрам (простота и вес конструкции пусковые характеристики двигателя и
КПД) для нашего случая является привод от двигателя марки 4А90LA8У3 с
основным вариантом планетарного редуктора с передаточным отношение [pic] и
с одноступенчатой парой цилиндрических зубчатых колёс с передаточным
1.2. Синтез зубчатых колёс.
Схема зубчатой передачи представлена на рисунке 2.1.
Рис. 2.1. Схема зубчатой передачи.
Основу передачи составляет планетарный механизм с передаточным
Открытая зубчатая передача имеет передаточное отношение:
Синтез (подбор чисел зубьев) планетарной ступени производим на основе
Условие выполнения требуемого передаточного отношения.
Условие правильности зацепления.
Условие выполнения требуемого передаточного отношения:
Условие соосности будет иметь вид:
Преобразованием из этих условий получим:
Подставляя в эти формулы все возможные комбинации [pic] [pic] [pic]
[pic] получим соответствующие комбинации чисел зубьев [pic] [pic] [pic]
[pic] (таблица 2.3).
По условию правильности зацепления во всех вариантах можно принять
Числа Номера возможных вариантов
Длина звена Момент инерции Момент инерции
рычага относительно оси относительно
диаметр вращения [pic] центра масс
Рычаг OA 011 [pic] [pic] –
AB 032 [pic] – [pic]
BC 055 [pic] [pic] –
CD 011 [pic] [pic] –
DE 033 [pic] – [pic]
Зубчатое [pic] 0104 [pic] [pic] –
[pic] 01 [pic] [pic] –
[pic] 036 [pic] [pic] –
[pic] 0108 [pic] [pic] –
[pic] 027 [pic] [pic] –
Ползун E – [pic] – –
Водило H 03 [pic] [pic] –
Кулачок – – [pic] [pic] –
Толкатель – 051 [pic] – –
Ротор – – – [pic] –
4.2. Расчёт приведённых моментов инерции.
Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведённой массой
либо приведённым моментом инерции в зависимости от того линейным или
угловым является перемещение звена приведения. Приведённый к звену момент
инерции масс звеньев механизмов вычисляют как сумму приведённых масс
звеньев и их моментов инерции на квадраты передаточных функций в движениях
этих звеньев относительно звена приведения.
Приведённый момент инерции механизма приводим к главному валу машины
умножая его величину на квадрат передаточной функции от звена приведения к
Таким образом приведённый к валу кривошип OA (см. рисунок 2.3) несущего
механизма принимаем за главный вал вытяжного пресса-автомата и момент
инерции масс подвижных звеньев можем представить как сумму приведённых
моментов инерции следующих механизмов узлов и деталей:
Ротора приводного электродвигателя:
Зубчатой передачи (см. рисунок 2.1):
где [pic] а – приведённый к валу колеса [pic] момент инерции
планетарного механизма.
Величину [pic] вычисляем как:
где К = 3 – число сателлитов.
Передаточные функции из рисунка 2.5 будут:
Рис. 2.5. Схема планетарной передачи и план скоростей.
Остальные данные берём из таблицы 2.6.
Тогда приведённый момент инерции для зубчатой передачи будет равен:
Приведённого к валу кривошипа момента инерции механизма прижима
Указанный момент влияет на движение вытяжного пресса лишь в периоды
движения толкателя кулачкового механизма – на фазах удаления и возвращения.
Причём на концах этих фаз [pic] так как передаточная функция [pic] от
толкателя к кулачку т. е. к валу кривошипа OA при этом равна нулю.
Максимальное значение [pic] приобретает вблизи середины этих фаз когда
[pic]. В этом положении величина приведённого момента инерции механизма
прижима заготовки может быть приведена к виду:
Для фазы удаления имеем:
Для фазы возвращения имеем:
Рис. 2.6. Схема механизма прижима заготовок.
Приведённого к валу кривошипа OA момента инерции несущего механизма
Рис. 2.7. Кинематическая схема несущего механизма.
Передаточная функция в движении ползуна 5 относительно кривошипа OA может
В шарнирном четырёхзвеннике OABC:
Отсюда угол перекрытия:
[pic] – значения обобщённой координаты механизма замеренные от положения
В кривошипно-ползунном присоединённом механизме CDE:
Функцию положения шатуна DE определяем двумя параметрами: углом давления
[pic] и координатой ползуна Y:
Передаточные функции кривошипно-ползунного механизма получаем из
повёрнутого плана скоростей:
Вычисления по полученным формулам производим в положениях несущего
механизма соответствующих построенному плану положений. Значения угла
[pic] кривошипа OA со стойкой шарнирного четырёхзвенника замеряем
непосредственно на чертеже. Результаты расчётов заносим в таблицу 2.7.
Ном[pic][pic] [pic] [pic]
[pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] 0 0 0 0 0 2278 49777
Данные таблицы 2.7 в одном из положений проверяем с помощью плана
положений а затем используем для вычисления приведённого к валу кривошипа
OA момента инерции несущего механизма [pic] (данные расчёта представлены в
[pic] – угол поворота кривошипа OA от своего начального положения
соответствующего одному из крайних положений ползуна. Величина его
где [pic] а – угол образуемый кривошипом OA со стойкой OC в начальном
(крайнем) положении механизма.
Значения приведённого момента инерции пресса в различных его положениях
где [pic] – подлежащий определению приведённый к валу кривошипа OA момент
инерции массы махового колеса и рассматриваемый в виде суммы двух
где: [pic] а – частично известная постоянная составляющая приведённого
момента инерции передаточного механизма пресса;
[pic] а – переменная составляющая известная во всех положениях пресса
На листе 1 графической части проекта в осях [pic] устанавливаем вид
диаграммы энергомасс (кривой [pic]) и положение начала координат
позволяющее установить постоянные составляющие [pic] и [pic]. Вид
устанавливаем ориентируясь на то что во всех параллельных осях он
одинаков а при определении координат начала исходим из необходимости
обеспечить динамическую устойчивость выполнения технологического процесса
глубокой вытяжки при помощи пресса с подобранными механизмами.
Динамическую устойчивость обеспечиваем задаваясь коэффициентом
неравномерности хода [pic] с помощью таблиц 5.12 работы [4].
Момент инерции дополнительной массы маховика ([pic]) находим по величине
Задачу решаем в следующем порядке:
Находим углы наклона касательных в створе которых диаграмма
энергомасс видима из начала координат [pic]:
где [pic] [pic] – масштабы осей [pic] и [pic] принятые при определении
вида диаграммы энергомасс [pic] [pic].

Спектор В.В. № 2.cdw

Расчетное положение механизма
График обобщенной скорости пресса
Схема внешней и инерционной нагрузок

корень4.cdw

Редуктор планетарный и=6
Передача зубчатая открытая и
Механизмы вытяжного пресса
Диаграмма энергомасс
Электродвигатель асиннхронный А4
Орган рабочий (пуансон)
Механизм кулачковый выталкивателя детали
Блок-схема вытяжного пресса
Механизм кулачковый (синтез)
Циклограмма работы вытяжного пресса

МОЙ КУРСАЧ.Лист 3.dwg

F=200 НммnH=0.008 ммм
Рабочий орган (поршень)
Механизм несущий рычажный
Зубчатая передача U=1.4
Зубчатый планетарный механизм
Электродвигатель приводной 4A90L4УЗ
Движение поршня влево
Движение поршня вправо
Мехаризм зубчатыйnm=0.002ммм
План положенийnmL=0.001ммм
Механизм кулачковый n L=0.002 мммnnnn
F=200 НммnH=0.002 ммм
А=20 ДжммnH=0.002 ммм
T=10 ДжммnI=0.0033 м²*кгмм
Диаграмма энергомасс

Спектор В.В. № 1.cdw

1. Электродвигатель короткозамкнутый асинхронный
Рабочий орган (пуансон).
Механизм прижима заготовок.
Окончательная блок-схема
вытяжного пресса-автомата
Механизм рабочей машины
(план положений и синтез)
Механизм кулачковый (синтез)
Механизм зубчатый (схема)
Циклограмма работы вытяжного пресса-автомата
Диаграмма энергомасс

Курсач.doc

Основная цель дисциплины ТММ состоит в том чтобы дать студенту знания
о структуре современных машин и их механизмов о физических процессах
происходящих в машинах о динамическом взаимодействии их отдельных частей
о свойствах машины 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 механизмов: 1-Синтез кинематических схем механизмов (рычажных
зубчатых кулачковых) по заданным кинематическим условиям; 2-Согласование
во времени движений основного и вспомогательного механизмов; 3-
Динамический синтез машины и определение закона движения звена приведения;
-Ограничение периодических колебаний скорости при установленном режиме
движения; 5-Силовой синтез механизма.
Дисциплина ТММ 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 служат базой для курсов: Основы конструирования деталей машин; Машины
и оборудование газа и нефти провода.
Курсовой проект состоит из двух взаимосвязанных чертежей формата А-1 и
пояснительной записки объёмом 25-30 листов формата А-4 с необходимыми
пояснениями алгоритмами расчётами и выводами.
ОПИСАНИЕ СТРУКТУРЫ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА.
Одноцилиндровый поршневой компрессор простого действия
предназначен для получения сжатого воздуха. Движение от электродвигателя
передается кривошипу 1 через планетарный редуктор 6 и зубчатую передачу
z4-z5(рис. а). Преобразование вращательного движения кривошипа в
возвратно-поступательное движение поршня осуществляется 6-звенным
кулисным механизмом состоящим из кривошипа 1 кулисного камня 2
вращающейся кулисы 3 шатуна 4 и ползуна (поршня) 5. Изменение давления в
цилиндре при движении поршня характеризуется индикаторной диаграммой
(рис. б). Всасывание воздуха в цилиндре 8 происходит через впускной
клапан 9 во время хода поршня справа налево при давлении ниже
атмосферного. Нагнетание сжатого воздуха осуществляется через выпускной
клапан 10 при ходе поршня слева направо.
Смазываются механизмы ком-ра плунжерным масляным насосом
кулачкового типа. Кулачок 11 закрепленный на одном валу с зубчатым
колесом z4 приводит в движения толкателя(плунжерный насос) 12. Для
получения требуемой равномерности движения на кривошипном валу закреплен
маховик 13. Циклограмма механизмов показана на рис. в.
Предварительная блок-схема.
Синтез механизмов поршневого компрессора.
Привод служит источником механических движений звеньев
механизма причём эти движения должны находиться в полном соответствии с
заданной производительностью.
Расчет энергопотребления и приводного электродвигателя.
Диаграмма нагрузок : [pic]
Определяем работу полезной силы:
Принимаем КПД для компрессора [pic] а КПД электродвигателя [pic]
Определяем работу движущих сил:
[pic][pic][pic][pic]=778 Дж
Определяем наполнение цилиндра воздухом поступающим из атмосферы:
[pic][pic][pic][pic][pic]
[pic]коэффициент наполнения
Определяем цикловую производительность компрессора
Определяем число циклов компрессора для выпуска [pic] воздуха:
Определяем работу производимую двигателем компрессора за этот период:
Определяем энергию потребляемую двигателем из питающей сети:
Определяем время необходимое для производства [pic] сжатого воздуха:
Определяем число циклов компрессора необходимое для обеспечения требуемой
Определяем продолжительность цикла:
Определяем теоретическую мощность приводного электродвигателя:
Принимаем коэффициент запаса мощности[pic] и определяем требуемую мощность
электродвигателя: [pic]
Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи.
Из каталога электродвигателей серии 4А выписываем в таблицу параметры
электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с [pic]. Для
Марка эл. Ном. Частота Отношение к Момент Передаточн
двигателя Мощноствращения вала номинальному двиг. ротора ое
ь мин-1 моменту кг. кгм2 отношение
А80В2У3 19.655 8 2.375
А100L613 6.55 5 1.31
А112МАУ3 4.83 3 1.61
Для дальнейших расчетов выбираем двигатель марки 4A90L4У3
Схема зубчатой передачи представлена на
рисунке 1. Основу передачи составляет
планетарный механизм с передаточным отношением
Открытая зубчатая передача Z4-Z5 имеет
передаточное отношение [pic]
Синтез планетарного механизма проводим на
основе следующих условий:
Планетарный механизм
Условие выполнения требуемого передаточного
отношения: [pic] где передаточное
отношение от 1-го колеса к водилу при
закрепленном колесе 3 [pic] а передаточное
отношение обращенного механизма [pic].
В результате получаем [pic].
Условие правильного зацепления по которому Zmin≥17:
Принимая Z1=18 получаем Z3=6Z1=108
Z1+2Z2=Z3 откуда Z2=0.5(Z3 – Z1)= 0.5(108 – 18) = 45 зуба.
По условию правильности
зацепления Z3 – Z2=108 – 45 =63>6.
[pic] Число саттелитов может быть k=123 самый рациональный
вариант k=3. Проверим возможность сборки полученного механизма
[pic] где П и Ц целые числа. Выражение [pic] удовлетворяется при
Окончательно принимаем Z1=18 Z2= 45 Z3=108 k=3.
Открытая зубчатая передача
Для открытой зубчатой передачи принимая Z4=20 получаем Z5=Z4U4-
Окончательно принимаем для открытой зубчатой передачи Z4=20 Z5=28
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определим по
максимальному моменту в зубчатом механизме который имеет место на
выходном его валу. Момент на этом валу [pic] где[pic]=
(1425·3.14)30=149.231c номинальная угловая скорость двигателя. Модуль
зубьев находится по формуле [pic]мм берем ближайший больший модуль
первого ряда m=25 мм.
Модуль зубчатых колес открытой передачи рассчитаем по моменту на
валу кривошипа [pic] [pic]. Учитывая повышенный износ
открытой передачи принимаем [pic]мм.
Определение размеров зубчатых колес.
Определим делительные диаметры зубчатых колес:
Определим диаметр водила [pic]принимаем [pic].
СИНТЕЗ НЕСУЩЕГО МЕХАНИЗМА.
Определим угол перекрытия :
Теперь определим [pic]-угол поворота главного вала соответствующий
рабочему ходу рабочего органа :
Вычислим угол [pic]-соответствующий холостому ходу :
Находим размеры звеньев по следующим формулам :
Для того чтобы кулисный камень повернулся на данный угол надо [pic]
увеличить на 20%откуда :
[pic]преобразуя систему получим
[pic]тогда получаем:
[pic]м=150 мм где угол [pic]
Синтез кулачкового механизма
Перед проектированием машины необходимо хорошо продумать взаимодействие
механизмов друг с другом и определить режимы их работы. Для этого
составим циклограмму работы механизмов в машине.
Кулачковым называется механизм с высшей кинематической парой входное
звено которого (обычно) называется кулачком а выходное – толкателем.
Кулачковые механизмы подразделяются по видам движения входных и выходных
звеньев способу замыкания высшей пары виду элемента высшей пары
выходного звена и др.
Задача синтеза кулачковых механизмов заключается в определении основных
размеров и профиля кулачка по заданным кинематическим и динамическим
Угол дальнего стояния – угол поворота кулачка в пределах которого
толкатель в крайнем верхнем положении совершает выстои.
Угол возвращения – угол поворота кулачка при котором толкатель движется
из крайнего верхнего положения в крайнее нижнее положение.
Угол ближнего стояния – толкатель совершает выстой в крайнем нижнем
Вычертив крайние положения несущего механизма (методом засечек начиная
от ползуна ) замеряем с помощью транспортира угол удаления φу = 1115° и
строим положения 0 и 4 несущего механизма соответствующие окончаниям фаз
дальнего стояния (принято φд.с. = 223°) и возвращения (принято φу =
Выбираем закон движения толкателя кулачкового механизма на фазах удаления
и возащения. (Рисунок 5.1).
Рисунок 5.1 Закон движения толкателя кулачкового механизма.
Для нашей конструкции компрессора принимаем закон движения с мягкими
ударами – с равномерно убывающим ускорением (на фазах удаления и
Из таблицы выписываем формулы для определения функции положения толкателя
кулачкового механизма и передаточных кинематических функций 1-го и 2-го
В нашем случае и φу и φв разбиты на шесть равных частей т.е.:
Т.е. указанные функции в пределах каждой из фаз будут определены в
-ми равноотстоящих точках.
Результаты расчётов заносим в таблицу 5.1.
[pic] Фаза удаления [pic] Фаза возращения
S [pic] [pic] S [pic] [pic]
Профилирование кулачка.
При графическом построении профиля кулачка применяют метод обращения
движения: всем звеньям механизма условно сообщают угловую скорость
равную - (1. При этом кулачок становится неподвижным а остальные звенья
вращаются с угловой скоростью равной но противоположной по направлению
угловой скорости кулачка.
При построении профиля кулачка с внеосным поступательно движущимся
толкателем из центра O1 проводят окружности радиусами [pic] и e в
произвольном масштабе [pic]. Линия перемещения толкателя является
касательной к окружности радиуса е. Перпендикулярно линии перемещения
толкателя проводят луч из точки О1. От полученного луча в направлении (1
откладывают угол рабочего профиля кулачка (P. Дугу соответствующую углу
(P делят на части в соответствии с делением оси (1 на графике S((1).
Через точки деления из точки О1 проводят лучи. Затем из точки О1
проводятся окружности радиусами О1А1 О1А2 Точки пересечения лучей
3 и полученных окружностей есть положения толкателя. Для получения
конструктивного (рабочего) профиля кулачка строят эквидистантный профиль
отстоящий от центрового на величину радиуса ролика. Он получается как
огибающая к дугам проведенным из произвольных точек центрового профиля
радиусом ролика. Из прочностных или геометрических соображений выбирают
радиус ролика учитывая соотношения r0 = (02-04) или r0 08 (min
где (min - минимальный радиус кривизны центрового профиля кулачка.
Величины заданные для построения профиля кулачка: (доп=30( h=0055 м
Величины найденные после построения профиля кулачка: R0=956 мм
r0=R0(02=1912 мм (построения представлены: лист1).
ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ КОМПРЕССОРА.
Динамический синтез компрессора проводим с целью повышения его общего
к.п.д. путём снижения теплового излучения обмоток приводного
электродвигателя при неравномерном вращении ротора внутри цикла.
Задачу решают подбором и перераспределением масс звеньев введением
при необходимости дополнительной массы с постоянным моментом инерции в
виде маховика. Предварительно анализируем инертные свойства имеющихся
Расчёт масс и моментов инерции звеньев.
Инертные свойства звеньев характеризуют показатели массы (при
поступательном движении) и момента инерции (при вращательном).
В первом приближении можно принять что по длине рычагов массы
распределены равномерно что интенсивность распределения q = 30 кгм и
что зубчатые колёса – сплошные диски.
Массы рычагов определяются как: mi = q(li
Моменты инерции звеньев относительно их центров масс находим как [pic]
а относительно оси вращения (для вращательных звеньев): [pic].
Массы зубчатых колёс определяются через делительные диаметры и
межосевые расстояния aw по формуле:[pic].
Моменты инерции колёс относительно оси вращения определим через их
массу и делительный диаметр как для однородных дисков:[pic].
Массу водила планетарной ступени редуктора находим с помощью формулы:
где ширину водила принимаем равной :
[p a =0.25 ; bH = 0.02 м
C учётом этого: [pic]кг
Момент инерции определяем как для сплошного диска:[pic]
IH = 397(01828 = 0016 кг(м
Массу кулачка mk и момент инерции Iк оцениваем по среднему его
Rср = (2R0+H)2 Rср = 0123 м ;
и ширине bk которую мы задаём как
bk = 02(Dср ; bk = 0049 м
Ik = mk(D2ср8 Ik = 18195·(024628 = 0138 кг(м
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому моменту
mpD2 p = 224·10-2 кг(м2. Получаем:
Ip = mpD2 p8 Ip = 224·10-28 =28·10-3 кг(м2.
Динамические характеристики остальных движущихся звеньев из-за малых
их масс либо скоростей точек считаем пренебрежимо малыми и
Наименова-Обозначение
ние звена звена Наименование параметра и его обозначение
Длина кг Момент Момент
рычага инерции инерции
диаметр относительно относительно
колеса м центра масс оси
Рычаг ОА 00457 137 (m1) --------- 000095(IO)
ВС 0075 225 (m3) --------- 0004(IB)
Полученные результаты расчётов заносим в таблицу 6.1.
Расчёт приведённых моментов инерции.
Инертные свойства машин и механизмов характеризуют приведённой
массой либо приведённым моментом инерции в зависимости от того
линейным или угловым является перемещение звена приведения.
Приведённый момент инерции механизма может быть приведён к главному
валу машины для чего его величину умножают на квадрат передаточной
функции от звена приведения к указанному валу.
Приведённый к главному валу машины момент инерции её маховых масс
вычисляют как сумму произведений масс и моментов инерции её звеньев а
также приведённых масс; либо приведённых моментов инерции её механизмов
на квадраты передаточных функций в движении приводимых звеньев и звеньев
приведения относительно вала машины принятого
Главным приведённым моментом компрессора будет момент приведённый к
Приведённый момент ротора приведённого электродвигателя:
Ip.пр = Ip(Uпер2 = [pic]= 027 кг(м2
Приведённый момент зубчатой передачи:
Iпер. пр. = (Iпл + IZ5)(U5-6+ IZ6
где Iпл – приведенный к валу водило момент инерции планетарного
механизма а величину Iпл вычисляем:
Iпл = Iн + IZ1( Uпл2 + k((mZ2+ mZ3 (V01H)2+ IZ2+ IZ3 ((2H)2);
где k – число сателлитов
Передаточная функция :
V01H = lH = (d1+d2)2 = (0045+01125)2 = 0079 м
H = (Z1+Z2)Z2 = (d1+d2)d2
H = (0045+01125)01125= 14; а Uпл= 7
Остальные данные берем из таблицы 6.1.
Iпл = 0016+ 14(10-2(49+3[(0387+223)(00792+(61·10-4+002)(142]=
Iпер. пр = (86922+38·10-4) ·14[pic]+15·10-3 = 1704кг(м2
Приведенный момент инерции несущего механизма:
Iнес.пр. = I01+ I03(31)2+( m4(Vs43)2+ Is4(43)2+m5(VD3)2)*(
где передаточная функция в движении ползуна 5 относительно кривошипа BC
может быть вычислена как:
где углы [pic]-соответственно показаны на рис.6.1:
Полученные результаты расчетов
заносим в таблицу 6.2 и 6.3: таблица 6.2
положениеφ1 lbaм φ3 φ2 31 43 γ Vs43 VD 3
ПоложениЗначениеРабота сил Приращение Момент инерции
е обобщенн критической приведенный к валу
кривошипой энергии кривошипа [pic]
[pic] [pic] [pic] [pic] [pic]
φ010 – угол поворота кривошипа ОА от своего нулевого положения
соответствующего одному из крайних положений ползуна.
В таблице определено:
На листе 1 строим диаграмму энергомасс – зависимость Тi от Iпрi. С
помощью этой диаграммы находим момент инерции постоянной составляющей
маховых масс(I*пр) при которой частота вращения приводного
электродвигателя за цикл установившегося движения изменяется
соответственно допустимому коэффициенту изменения средней скорости
хода. Такое ограничение необходимо для предохранения приводного
электродвигателя от перегрева для повышения общего к.п.д. работы
компрессора за счет снижения получаемого тепла обмотками
электродвигателя. Принимаем:
Средняя угловая скорость вала кривошипа ОА:
ср= ·nкр30 = ·14530 = 1518 с-1
Углы наклона касательных к диаграмме энергомасс определяем по
T=10 Джмм – масштабы приведенного момента инерции и энергии
выбранные для диаграммы энергомасс.
После подстановки чисел получаем:
Проведя касательные к диаграмме под указанными углами к оси Iпрi
находим отрезки О1К и О1L(в мм) которые используем для определения
координат начала О системы Т- Iпр - зависимости полной кинетической
энергии движущихся звеньев механизма от их приведенного момента инерции
(О1К = -07мм; О1L=-1996мм).
Уравнения касательных:
Решаем совместно вычитанием второго уравнения из первого:
После чего подстановка в первое уравнение дает:
y=-284491·00384-07=-109297мм
Постоянная составляющая момента инерции насоса:
Iпр*=x(I=284491·0.0033=93282 кг(м2
T0=y( T=109297*10=109297 Дж
Чтобы перейти от системы координат Т-I к системе Т-Iпр вычислим:
Т=Т0+Тmax= 109297+1988=111285 =111285 кВт·сек=1112853600=0031
Что соответствует подводимой из сети энергии
Т*=Тдв=0031098=0032 кВт·ч.
Максимальный маховый момент определим по следующей формуле
Задаваясь радиусом маховика r=0.5 м примем его массу
mмах=92151052=368604 кг.
Переносим маховик на более быстроходный вал [pic]
Пересчитываем массу маховика mмах=95366052=3815 кг
Определяем ориентировочную массу звеньев станка.
а с учетом массы электродвигателя соединительных валов и деталей
(принимаем мсоед=01·м) станины (принимаем мстан=12·м) ориентировочная
масса станка оказывается приблизительно равной
М=м+01·м+12·м=23·м=19848 кг.
ИСЛЕДОВАНИЕ СХЕМЫ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА.
При разработке технического предложения параллельно синтезу схемы
ведут анализ в процессе которого уточняют значения принимаемых величин
исследуют параметры используемых механизмов проводят оценку
эксплуатационных характеристик машины и т.д.
Исследование установившегося движения насоса.
Обобщенной координатой считаем угол поворота кривошипа ОА. Обобщенную
скорость – скорость кривошипа ОА при установившемся движении определяем
из выражения кинетической энергии насоса:
а приводной момент инерции:
Значения [pic] и Iпрi= Iнес.прi+Iпоп.прi берем из таблицы 6.3
Т0=109297 кДж – начальная кинетическая энергия и Iпр* =93882 кг(м2 -
постоянная составляющая момента инерции маховых масс – определены выше.
Результаты вычислений заносим в таблицу 7.1
Положения 1 2 3 4 5 6 7 8 9 1 механизма
φ100 0 58 126 178 223 258 272 279 304 360
9297 Iпрi кгм2 93888 93886 93888 93889 93888 93901
909 93911 93901 93888 i с-1 1526 1523 1517 1512
17 1519 152 1521 1522 1526 С помощью таблицы 7.1 проверяем
достоверность определения параметров маховика:
ср=(max+min)2=(1526+1512)2=1519 c-1
что соответствует принятым значениям(=001 ; ср= 1518 с-1)
По данным таблицы 7.1 строим график обобщенной скорости станка в
функции его обобщенной координаты (1=f(φ10)) в пределах одного цикла
установившегося движения 0=φ10=2. С помощью этого графика можно
определить угловое ускорение кривошипа ОА в любом его положении:
= ddt = ddφ· dφdt = · ddφ = limx0·yx·φ =
этих осей; α- угол касательной к построенной кривой 1=f(φ10) с
положительным направлением оси φ при выбранном значении обобщенной
Определение реакций в кинематических парах механизма.
Для определения реакций в кинематических парах механизма воспользуемся
принципом Д’Аламбера согласно которому если ко всем звеньям приложить
силы инерции то движение этих звеньев можно описать уравнениями статики.
Принцип Д’Аламбера применяют к простейшим определимым кинематическим
цепям (структурным группам) степень подвижности которых W=0.
Отсоединение указанных цепей ведут от рабочего органа последовательно
приближаясь к валу приводного электродвигателя. В данной работе необходимо
рассчитать только несущий механизм.
Исследуем механизм в 4-ом положении
Планы скоростей и ускорений.
А=1lОА = 151800457=069 мс
Отобразим отрезком pa скорость А . р—полюс плана скоростей. Тогда
масштабный коэффициент =001 мсмм что соответствует рекомендуемым.
Вектор [pic] перпендикулярен к кривошипу при данном расположении и
направлен в сторону его вращения. Он представляет собой план скоростей
Переходим к построению плана скоростей для группы АВС. Скорости точек
А и С известны: А изображена на плане скоростей [pic] а в =0. определим
скорость точки В. По отношению к точке А уравнение в векторном виде можно
записать как [pic](1). По отношению к точке С [pic] (2).
Уравнения (1)(2) решаем графически.
Согласно(1) из точки а проводим прямую параллельную к ВА. Согласно(2)
при С =0 из точки р проводим перпендикуляр к ВС. Точка пересечения двух
перпендикуляров является концом вектора [pic]. Этот вектор изображает
абсолютную скорость точки В.
Из чертежа [pic]=6883 мм. Тогда с=0688 мс.
Переходим к определению скоростей группы CD. Точка D принадлежит звену
` а точка C принадлежит ползуну 4. Для точек D и C принадлежащих разным
звеньям записывают векторное уравнение [pic](3). Получаем следующую
методику нахождения планов скорости [pic]: из полюса p проводим прямую
параллельную горизонтали. Из точки с проводим перпендикуляр к линии
соединяющей точки Си D. На пересечении этих двух прямых лежит точка d
вектор которой [pic] и есть план скорости точки D. В результате получаем:
Определение ускорений.
Чтобы воспользоваться принципом Д’Аламбера необходимо найти ускорения
центров масс и угловые ускорения. Эту задачу решаем путем построения плана
ускорений (см. лист 2).
В расчетном положении рассматриваемой кинематической цепи при
установившемся движении станка из таблицы 6.1 находим:
[pic]а с помощью графика [pic] определяем [pic]
По теореме о вращательном движении кривошипа ОА ускорение точки А:
[pic] где нормальная составляющая ускорения [pic] мс2 на
чертеже (лист 2) отложена в векторе [pic] в направлении от точки А
кривошипа ОА к центру его вращения О а тангенциальная составляющая [pic]
мс2 отложена в векторе [pic] в соответствии с направлением углового
ускорения [pic] перпендикулярно вектору [pic]. ([pic])
Ускорение точки В определяется совместным решением векторных уравнений
сложного движения точки В относительно точки А: [pic] и вращательного
движения точки В: [pic].
Для точки D45 принадлежащей кулисному камню 4 и ползуну – поршню по
теореме о сложном движении получаем:
ускорение Кориолиса определяется как [pic] [pic] - определяется из плана
скоростей. Ускорение точки D3 ранее рассматриваемого звена BCD можем найти
по теореме о подобии планов ускорений и положений:
Чтобы определить [pic] и [pic] определим нормальные составляющие
ускорений [pic] [pic] и ускорение Кориолиса [pic] где
[pic] [pic]. Выписать из таблицы 6.2
получаем [pic]=92 с-1 [pic]=1075с-1
После графического решения уравнений для [pic] и определения отрезка bc
получаем длины отрезков из уравнения для d3c измерив D3C непосредственно
При графическом решении вектор ускорения Кориолиса [pic] направлен как
вектор скорости [pic] повернутый на 90( в направлении 3 .
Построенный план ускорений используем для определения ускорений центров
масс и угловых ускорений звеньев:
Имея ускорения находим силы инерции:
где [pic] - момент инерции относительно оси вращения О связанных между
собой кривошипа ОА и и зубчатого колеса Z5.
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:
К рабочему органу прикладываем силу полезного сопротивления которая в
соответствии с графиком нагрузок в данном положении составляет Fпс7065 Н.
К кривошипу прикладываем “уравновешивающую силу” – действующую на колесо
Z5 со стороны колеса Z4 по линии зацепления зубьев колес под углом 70( к
линии их межосевого расстояния.
Для определения реакций в кинематических парах разбиваем передаточный
механизм на структурные группы. Отделяем от механизма два последних звена
отброшенных звеньев заменяем реакциями. На звено 5 со стороны стойки 0
действует реакция Р05 а на звено 4 – реакция со стороны кулисы. Для
определения модуля неизвестных реакций строим многоугольник сил
Учитывая что масштаб построения [pic] неизвестные реакции оказались
равны Р05=39324 Н Р34=79952 Н. P45=P34.
Далее определяем структурную группу состоящую из звеньев 3 и 2
дополнительно нагружаем силой Р43=-Р34 реакциями Р03 и Р12 затем
составляем уравнение равновесия для каждого из звеньев в форме моментов
относительно центра шарнира В. Из этих уравнений:
Далее строим план сил:
Далее рассматриваем Кривошип ОА вместе с зубчатым колесом Z5 и
соединяющих их с валом (n=1 p1=1 p2=1 по формуле Чебышева получаем W=0).
Прикладываем к данной группе необходимые (известные и неизвестные) усилия
составляем уравнение моментов относительно центра О вращения вала
Из построенного плана находим Р01=57308 Н
Определение мгновенного К.П.Д. оценка интенсивности износа кинематических
Мгновенный К.П.Д. рассмотренного механизма находим по формул
[pic] где [pic]- мгновенная в данном положении мощность сил трения в
кинематических парах
Предположим что вращательные пары выполнены как цилиндр в цилиндре с
радиусом сопрягаемой поверхности rц=001м а материалы трущихся
поверхностей выбраны таким образом что коэффициент трения f = 0.15(сталь
по стали при отсутствии смазки).
Такое же значение коэффициента предполагаем в поступательных
кинематических парах.
Тогда мгновенные мощности во вращательных парах кинематических парах
можно определить как: [pic] а в поступательных: [pic] где [pic] -
номера звеньев образующих кинематическую пару;
С учетом всего этого:
Т.о. искомый К.П.Д.:
т.е после уточнения окончательно получим К.П.Д. поршневого компрессора
Интенсивность износа кинематических пар оценивается по мощности сил
трения. Наиболее подвержена износу вращательная пара О. Рекомендуется
увеличить интенсивность смазки.
КРАТКИЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ.
Выполнено первое приближение проекта поршневого компрессораполучены
ориентировочные технико-экономические показатели которые подлежат защите.
Эти показатели сводятся к следующим:
Производительность 33 м3ч
Ориентировочная масса станка 19848 кг
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машинПод ред.
Г.Н.Девойно - Мн.: Вышэйшая школа 1986.- 385 с.
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.М.: Наука 1975.-640 с.
Теория механизмов и машинПод ред. К.В.Фролова - М.: Высшая школа
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “
Теория механизмов машин и манипуляторов”Cост. Коренский
В.Ф. – Новополоцк: ПГУ1995.