Проектирование и исследование механизмов горизонтально-ковочной машины с разъемной матрицей

Второй лист.dwg

Курсовой проект по ТММ
Проектирование и исследование механизмов ГКМ с разъёмной матрицей
Силовой анализ механизма
МГТУ им. Баумана Группа МТ8-51Б
План сил для звеньев 2
План сил для звена 2
План сил для звена 1
Q21+Qn21+G2+F2+F3++G3+Q30=0
anA+aA+anAB+aAB+aB=0
MG2-MQ21+MF2-MQ30-MG3=0

ПЗ.pdf

Курсовой проект содержит 4 листа формата А1 и пояснительную записку.
Расчетно-пояснительная записка содержит динамический расчет механизма ГКМ с
разъёмной матрицей. Расчет включает синтез основного механизма определение его
закона движения силовой расчет основного механизма расчет и исследование зубчатой
передачи и планетарного механизма расчет кулачкового механизма.
В пояснительной записке приведено: проектирование механизма ГКМ с разъёмной
матрицей определение закона движения звена приведения расчет дополнительной
маховой массы кинетостатический силовой расчет основного рычажного механизма
проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи проектирование
однорядного планетарного редуктора проектирование кулачкового механизма.
Назначение и принцип работы
Горизонтально-ковочная машина предназначаются для горячей штамповки изделий из
пруткового металла ограниченной длинны в матрице с разъёмом в вертикальной
Машина содержит два исполнительных механизма: основной механизм высадочный и
механизм зажима заготовки.
Высадочный механизм 1 2 3 является кривошипно-ползунным механизмом
коленчатый вал 1 которого приводится в движение от электродвигателя 12 при помощи
планетарного редуктора 11 и зубчатых передач z4 z5 z6 z7. Высадочный ползун 3 с
закрепленным пуансоном 4 совершая возвратно-поступательное движение осуществляет
деформацию заготовки зажатой в матрице 55’. Диаграмма усилий высадки представлена
Зажимной механизм состоит из бокового ползуна 7 рычажной системы 6 и зажимного
ползуна 5. Боковой ползун 7 получает возвратно-поступательное движение от коленчатого
вала 1 посредством кулачков: 8 прямого хода и 9 обратного ход. Кулачки воздействуют на
ролики оси которых закреплены на боковом ползуне.
Движение от бокового ползуна передается зажимному с подводимой частью матрицы
посредством рычажной системы. Выдержки матрицы в закрытом и открытом состояниях
определяются профилем кулачка.
Горизонтально-ковочная машина может работать как режиме однократной так и в
режиме непрерывной высадки. Для управления тем или иным режимом в машине имеются
тормоз 13 и дисковая фрикционная муфта включения и выключения 14 смонтированная в
один конструктивный узел с зубчатым колесом z6. Управление тормозом и фрикционной
муфтой пневматическое. При работе машины режиме однократных высадок после
каждого двойного хода высадочного ползуна коленчатый вал отключается от системы
привода и замораживается в начальном положении подготовленном к следующему
рабочему ходу. При этом система привода с маховиком 10 размещенным на
промежуточном валу О2 работает непрерывно. Длительность паузы в работе
кривошипно-ползунного механизма определяется технологией штамповки данного
изделия и оценивается количеством возможных оборотов коленчатого вала за время
Проектирование и исследование механизмов горизонтально-ковочной машины
провести в режиме многократной высадки.
Таблица 1.1 – 1. Исходные данные.
Наименование параметра
вращающихся с ним масс
Ход ползуна при высадке
Угол поворота кривошипа
Отношение длины шатуна к
Отношение расстояния от
точки В до центра тяжести
шатуна к длине шатуна
Координата центра тяжести
Момент инерции шатуна
относительно оси проходящей
через его центр тяжести
относительно его оси О2
Маховой момент ротора и
маховый момент планетарного
редуктора с колесом 4
кривошипа для силового
Ход толкателя кулачкового
механизма выталкивателя
Максимально допустимый
угол давления в кулачковом
Внеосность кулачкового
Угол рабочего профиля
раб=раб=закр+выст+от
Модуль зубьев колес 4
реечного инструмента
Определение закона движения
Определение размеров механизма
Синтез данного механизма производится графоаналитическим способом.
) Ход ползуна при высадке HB= 0.1м ;
) Угол поворота кривошипа за время высадки φВ=80;
) Отношение длины шатуна к длине кривошипа λ2=3 ;
L2 = L1 * λ2=0.258 м
Данные значения удовлетворяют условию поворачиваемости
2 Определение передаточных функций
Кинематические передаточные функции (аналоги скоростей) для синтезированного
механизма определяется при помощи построения планов скоростей для разных
положений механизма:
Рис 2.Планы скоростей
Табл 2.Аналоги скоростей
2.1 Определение приведённого момента инерции.
Суммарный приведённый момент инерции всего механизма равен сумме приведённых
моментов инерции всех его звеньев и зависит от положения механизма:
I np = I inp = I Inp + I IInp
Табл 3. Приведенные моменты инерции
2.3 Определение моментов сопротивления
Силы сопротивления определяются с помощью диаграммы на рис.1 для каждого
положения механизма соответственно.
Табл 3. Моменты сил сопротивления
При помощи графического интегрирования графика Мс получаем график работы
сопротивления Ac из которого получаем график АΣ= TΣ (суммарная кинетическая энергия)
По найденным значениям TI и TI нб вычисляем I Inp :
3 Определение массы маховика
Для вычисления размеров и массы маховика необходимо определить его момент
IΣвр = GD2 *(эд 1)^2
Iдоп= (I1пр- GD2 *(эд 1)^2)(U67)^2
) Маховик – обод со спицами и ступицей
Таким образом выбираем маховик - диск с массой m=389 кг.
Силовой расчёт механизма
Силовой расчёт производится при угловой координате звена 1 равной 170 град.
4 Определение угловых ускорений и ускорений центров масс звеньев
Определяется угловое ускорение звена 1:
При помощи графика Т1 оределяется
aB= aAn + aAt + aBAn + aBAt
aBAn = lAB*(2)2 aAn = lOA* (1)2 aAt = lOA* 1
aBAn =3.979 мc2 aAn = 8.511 мc2 aAt = 0.068 мc2
aB=5.8 мc2 aS2=7.4 мc2 aBAt=1.245 мc2 2=4.826 радc2
5 Определение сил и моментов действующих на звенья механизма.
Для 1-го звена по условию 10 = 0.2. Для 2-го 2S = 0.39.
Сила сопротивления: Fс=0 Н.
6 Определение реакций в кинематических парах механизма
Для определения реакций в кинематических парах используются уравнения
Часть реакций определяется построением планов сил остальные реакции вычисляются
составлением уравнения моментов.
Для группы звеньев 2-3:
Таблица 3.3-1. Результаты силового расчета
Определение относительной погрешности вычисления
Mдср – момент определенный на первом листе.
Проектирование зубчатой передачи и планетарного механизма
1 Выбор коэффициента смещения
Должно выполняться условие: x 1max x 1 x 1min .
x 1min берётся по результатам расчета программы 3list.xls
Верхнее ограничение получается по коэффициенту перекрытия. Согласно классу
точности выбирается допустимое значение коэффициента перекрытия и проводится на
этом уровне прямая до пересечения с графиком коэффициента перекрытия. Точка их
пересечения даст нам ОДЗ по [ ]. В этой области допустимых значений выбирается
стандартное значение смещения т.е. x1 0 5 мм.
2 Построение профиля станочного зацепления и зубчатой передачи
Построение производится по методике описанной в учебном пособии [1]
Для планетарного редуктора примем числа зубьев: Z1 = 19 Z2 = 35 Z3 = 89.
Проектирование кулачкового механизма
Построение кинематических диаграмм и расчет масштабов
Масштабы вычисляются следующим образом:
a) масштаб угла поворота
где b-база графика мм раб -рабочий угол поворота кулачка в радианах.
где y S .max -максимальная ордината полученной диаграммы перемещения.
c) масштаб передаточной функции скорости
масштаб передаточной функции ускорения
В ходе выполнения курсового проекта были получены следующие результаты:
Определен закон движения звена приведения ковочной машины. Построена диаграмма
Для заданного положения механизма проведен силовой расчет определены
реакции в кинематических парах механизма и движущий момент. Величина этого
момента определенная при силовом расчете отличается от значения
определенного на первом листе на 8.333 %.
Спроектирована эвольвентная цилиндрическая зубчатая передача с числами зубьев
z4=18 z5= 27 коэффициентами смещения x1=x2=0.8 и коэффициентом перекрытия
Спроектирован однорядный планетарный редуктор с внешними зацеплениями и
передаточным отношением U=5.68 с числами зубьев Z1 = 19 Z2 = 35 Z3 = 89.
Спроектирован кулачковый механизм с поступательно движущимся толкателем.
Минимальный радиус теоретического профиля кулачка ro=0.106 м допустимый
Г.А. Тимофеев Н.В. Умнов. Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование:
учебное пособие. МГТУ. 2012
Т. А. Архангельская. Учебное пособие для курсового проектирования по теории
механизмов часть 1. МГТУ. 1979.

Первый лист.dwg

Курсовой проект по ТММ
Проектирование и исследование механизмов ГКМ с разъемной матрицей
Определение закона движения
МГТУ им. Баумана Группа МТ8-51Б

Третий лист.dwg

Однорядный планетарный педуктор
UПР=AA'AA''=5.68 z1=19 z2=35 z3=89 UПР=1+z3z1= 5.68
Графики качественных показателей зубчатой передачи
x при α=1.2 находится за графиком и не влияет на расчёт зуба.
Курсовой проект по ТММ
Проектирование и исследование механизмов ГКМ с разъёмной матрицей
Расчет зубчатой передачи
МГТУ им. Баумана Группа МТ8-51Б

Четвертый лист.dwg

Курсовой проект по ТММ
Проектирование и исследование механизмов ГКМ с разъёмной матрицей
Проектирование кулачкового механизма
МГТУ им. Баумана Группа МТ8-51Б
Центровой профиль кулачка
Конструктивый профиль кулачка
Дано: φзакр=80° φвыст=170° φоткр=80° hD=0.1м max=35° e=0