Силовой анализ и синтез механизмов пресса-автомата для холодного выдавливания

Окончательно.doc

Министерство образования Республики Беларусь
УО «Полоцкий государственный университет»
Кафедра теоретической механики
«Разработать основы технического предложения на пресс-автомат для холодного
Технико-экономическое обоснование выбора схемы пресс-автомата для
холодного выдавливания
Определение параметров схемы пресс-автомата
Исследование схемы пресс-автомата для холодного выдавливания
Краткие выводы и результаты
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
пресс-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 пресс-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 = 0.1 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
Тогда искомый к.п.д. передаточного механизма:
и работа двигателя за цикл движения составит:
При этом затраты энергии на обработку составляют:
Q = Адв . 60-2 =2.16 . 60 -2 = 0.0006
а потребление ее из сети достигает
где (дв = 0.92 – к.п.д. современных асинхронных электродвигателей.
определение параметров схемы пресс -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 параметры
электродвигателя с ближайшей большей мощностью по сравнению с Nдв =0.27
кВт. 4А80А8У3: N=037кВт nnom=675 обмин
Производим разбивку общего передаточного отношения следующим образом:
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 = 20 получаем
откуда Z2 = 0.5(Z3 – Z1) = 0.5( 280 –20 ) =130
По условию правильности зацепления:
Z3 – Z2 = 280 –130 =150 ( 8
Принимаем число сателлитов К = 2
Проверяем возможность сборки полученного механизма
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 = 20; Z2 =130; Z3 =280; K=2.
Приняв Z4 = 18 найдем Z5 = 17.6 =102
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 = 2 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:
d5 = 5 . 102 =510 мм
dH ( d1 + 2d2 2 = 40 +260 = 300 мм.
2. Выбор и синтез несущего механизма.
Несущий механизм связан с рабочим органом и должен обеспечивать ему
возвратно-поступательное движение.
Коэффициент производительности машины принимаем в пределах рекомендуемых
для шарнирного четырехзвенника.
Угол поворота кривошипа при рабочем ходе (рх = 199 град.
Угол перекрытия ( = 199 – 180 = 19 град.
По алгоритму поиска оптимального (по углу давления () шарнирного
четырехзвенника с заданным углом перекрытия ( определяем относительные
размеры звеньев механизма:
Из таблицы для ( = 19 град. выбираем четырехзвенник у которого
Выписываем значения ( = 10( (( = 39( и номер расчетной точки
Находим размеры звеньев четырехзвенника
Уточняем углы давления
(max = arcsin( A+B )=
arcsin(0.333+0.366)=44.3(
B)=arcsin(0.333 – 0.366)= ( 1.89(
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 = 1.748 . 0.709 =1.24 м.
lAB = 0.775 . 0.709 = 0.55 м.
lOA = 0.304 . 0.709 = 0.22 м.
Координаты точки С по отношению к точке О (центр
вращения кривошипа):
По теореме косинусов [pic]
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.
Выбираем масштаб (l = 0.005 м мм размеры на чертеже изображаем в
отрезках ОА = 44 мм; АВ = 110 мм; ВС =266 мм; ОС=248 мм; ВD = 266 мм;
Построения проводим с помощью метода засечек начиная от входного
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 параболический закон на фазе удаления и синусоидальный на
фазе возвращения как у большинства заданий прототипа.
3.1 Синтез кулачкового механизма.
Начало движения выталкивателя соответствует положению 6 рычажного
механизма когда пуансон начинает обратное движение (холостой ход).
По заданию фазовый угол удаления (у =45(; фазовый угол дальнего
выстоя (дв = 12(; фазовый угол возвращения (в = 45(.
Принимаем максимальное перемещение толкателя h = 0.2Н = 32 мм
Определяем функции положения толкателя кулачкового механизма и
передаточных кинематических функций 1-го и 2-го порядка по следующим
а) на фазе возвращения:
б) на фазе удаления:
Разбиваем (у и (в на 6 равных частей и производим расчет.
№ пп у Фаза удаления
Закон параболический
№ пп в Фаза возвращения
Закон синусоидальный
Задачу об определении минимального радиуса кулачка и профилировании
кулачка по методу обращения движения решаем графическим методом. Выбираем
радиус кулачка 90 мм
Выбираем радиус ролика как минимум из соотношений:
rp = 0.4Rmin = 0.4 . 90 = 36 мм.
rp = 0.8(min = 0.8 .45 = 36 мм.
Принимаем rp = 36 мм. а рабочий профиль кулачка строим как
эквидистанту к теоретическому профилю отстоящую на rp = 36 мм от
полученного теоретического профиля кулачка.
Замеряем угол установки кулачка относительно кривошипа ОА
4. Динамический синтез пресс-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. 2.2.
наименованиеобозн.длина масса момент инерции момент инерции
звена звена рычага относительно относительно
диаметр кг оси вращения центра масс
кривошип ОА 0.22 m1 = 6.6 J1= 0.106 JS1= 0.027
шатун АВ 0.55 m2 = 16.5 JS2= 0.416
коромысло СВ 133 m3 = 39.9 J3= 23.53
шатун ВD 133 m4 = 39.9 JS4= 5.88
зубчатые Z1 0.04 mz1 = Jz1= 0000074
колеса Z2 0.26 0.37 Jz2= 0131
Z4 0.085 mz2 = 15.51Jz4= 0003
Z5 0.51 mz4 = 3.29 Jz5= 385
ползун Зв. 5 - m5 =
водило Н 0.3 mн = Jн = 0233
кулачок - - mк = Jk = 00082
ротор - - Jр = 00016
Оценку динамических характеристик прочих деталей пресса производим
Массу пуансона вместе с перемещающим его ползуном оцениваем
m5 = 3 m3 = 3 .399 = 1197 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 . 70 =28 мм.
Массу толкателя кулачкового механизма принимаем mкор = 5 кг.
Момент инерции ротора электродвигателя определяем по маховому
mp[pic] = 0.0129 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] = 00016 . 902
где Jпл – приведенный к валу водила момент инерции планетарного
Jпл = 0.233 + 0.000074 . 15 +2(15.51 . 0.152 + 0.131 .
Jпер.пр = (1.281 + 0.003)62 +3.85 = 50.074 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 =225( и (в =225( .
Jк.пр = Jк + mT[pic]
Для фазы удаления JК.ПР = 0.0082 + 5 . 0.0611462 =0.0269 кгм2
Для фазы возвращения JК.ПР = 0.0082 + 5 . 0.0815292 =0.0414 кгм2
а во всех остальных положениях механизма Jк.пр = Jк = 0.0082 кгм2
Приведенного к валу входного кривошипа ОА момента инерции несущего
механизма (рис. 2.4.)
Рис. 2.4.Схема несущего рычажного шестизвенника.
Ранее получены размеры звеньев массы и моменты инерции:
lOA = 0.22 м lOS1 = 0 m1 = 6.6 кг
lAB = 0.55 м lAS2 = 0.275 м m2 = 16.5 кг
lCВ = 1.33 м lCS3 = 0.665 м m3 = 39.9 кг
lВD = 1.33 м lDS4 = 0.665 м m4 = 39.9 кг
В соответствии с ([4] стр. 44-45) для шарнирного четырехзвенника
где [pic]0.222 + 1.242 = 1.586 м2.
[pic] 2 . 0.22 . 1.24 = 0.546 м2.
[pic] 0.552 + 1.332 – 1.586 = 0.4854 м2.
[pic] 2 . 0.55 . 1.33 = 1.463 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 таблицу 2.6.
пол. град. град. град. град. град. м.
Продолжение табл. 2.3.
№ 31 41 Vs21 Vs31 Vs41 V51
Данные таблицы 2.3. в одном из положений механизма проверяем при
помощи планов положений и скоростей на втором листе курсового проекта.
Результаты расчетов приведенных к валу кривошипа О моментов инерции
сводим в таблицу 2.4.
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 =0.785 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 40 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]0.7692 . 0.22 = 0.13 м.с2
в масштабе построения
на чертеже отложена в векторе [pic] с модулем (n1 =130 мм в направлении
[pic]0.014 . 0.22 = 0.003 мс2
отложена в векторе [pic] с модулем n1a =3 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 2.3. выписываем значения передаточных функций
[pic]0.805 [pic]0.444
находим при (1 = 0.769 с-1
(2 = 0.769 . 0.805 = 0.62 с-1
(3 = 0.769 . 0.444 = 0.34 с-1
[pic]0.622 . 0.55 = 0.21 мс2
[pic]0.342 . 1.33 = 0.154 мс2
Отрезки изображающие эти ускорения в масштабе плана ускорений имеют
После графического решения уравнения имеем: (b = сb = 19285 мм
Находим положение точек S2 (AS2 = BS2) и S3 (CS3 = BS3)
[pic] 122.47 мм (замеряем на чертеже)
Ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев
[pic]122.47 . 0.001 = 0.122 мс2
[pic]96.43 . 0.001 = 0.096 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 =0.769 . 0.244 = 0.188 с-1
[pic]0.1882 . 1.33 = 0.047 мс2
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 = 175.33 . 0.001 = 0.176 мс2
aS5 = (s5 . (a = 18204 . 0.001 = 0.182 мс2
2.2. Расчет сил инерции.
Имея ускорения находим силы инерции:
ФИ1 = m1 . aS1 = 6.6 . 0 = 0
ФИ2 = m2 . aS2 = 16.5 . 0.122 = 2.013 H.
ФИ3 = m3 . aS3 = 39.9 . 0.096 = 3.83 H.
ФИ4 = m4 . aS4 = 39.9 . 0.176 =7.02 H.
ФИ5 = m5 .aS5 = 1197 . 0.182 =21.79 H.
MИ1 = (JO1 + JK + JZ5) . (1 = (0.106 + 0.0082 + 3.85) . 0.0014 =
МИ2 = JS2 . (2 = 0.416 . 0.12 = 0.05 Нм
МИ3 = JS3 . (3 = 23.53 . 0.087 = 2.05 Hм
МИ4 = JS4 . (4 = 5.88 . 0.093 =0.55 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 = 66 . 9.8 = 64.7
G2 = 16.5 . 9.8 = 161.7
G3 = 39.9 . 9.8 = 391
G4 = 39.9 . 9.8 = 391
G5 = 119.7 . 9.8 = 1173.1
Gk = 3.36 . 9.8 = 32.93
GZ5= 118.4 . 9.8 = 1160.3
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 = 29.29 . 150 = 4393.5 Н.
Р34 =267.51 . 150 = 40126.5 Н.
Из условия равновесия звена 5 также находим
Р45 =267.71 . 150 = 40156.5 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 = 150 Hмм :
[pic] по модулю Р12 = 36.6 . 150 =5490 Н.
[pic] по модулю Р03 = 264.86 .150 = 39729 Н.
[pic] по модулю Р32 = 377 . 150 = 5655 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 = 9229 . 50 = 4614.5 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 = 0.769 с-1; (2 = 0.805 с-1; (3 = -0.444 с-
NТРО = P01 rц f [pic] = [pic]= 5.3 вт
NТРА = P12 rц f [pic] = [pic] = 0.3 вт
NТРВ1 = P23 rц f [pic]=[pic]=10.6 вт
NТРС = P03 rц f [pic] = [pic] = 26.5 вт
NТРВ2 = P34 rц f [pic] = [pic] = 41.4 вт
NТРD = P45 rц f [pic] = [pic]14.7 вт
NТР05 = P05 f V05 = 4393.5 . 0.15 . 0.06 = 39.5 вт
Мгновенная мощность сил трения:
NТР = 5.3 + 0.3 +10.6 + 26.5 + 41.4 + 14.7 +39.5 = 138.3
Мгновенная мощность полезных сил:
NПС = FПС . V05 = 40000 . 0.06 = 2400 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 = 39.5 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 40 кН (кВт . час)
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.
Разработать основы технического предложения на пресс-автомат для холодного

Первый лист.cdw

1. Электродвигатель 4А80A8У3 N
Рабочий орган (пуансон)
Механизм выталкивания детали ( кулачковый механизм )
Синтез рычажного механизма
Диаграмма энергомасс
н о м е р а п о л о ж е н и й
Графики изменения работы сил
Синтез планетарного редуктора
холодного выдавливания
Блок - схема пресса - автомата для холодного выдавливания
Графики изменения силы сопротивления и движущего момента

Второй лист.cdw

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