Расчёт и проектирование элементов механического пресса с автоматической подачей заготовки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

по дисциплине

«Теория машин и механизмов»

Тема: «Расчёт и проектирование элементов механического пресса с автоматической подачей заготовки»

Содержание

Введение

1. Структурный анализ главного механизма

2. Кинематический анализ главного механизма

2.1 Постановка задачи

2.2 Кинематический анализ в одном положении механизма

2.2.1 Метод векторных контуров

2.2.2 Метод преобразования координат

2.3 Кинематические диаграммы

3. Инерционные параметры главного механизма

3.1 Массы и моменты инерции звеньев

3.2 Приведение масс и моментов инерции

4. Внешняя нагрузка

5. Проектирование привода

5.1 Выбор двигателя

5.2 Проектирование зубчатого механизма

6. Силовой расчет главного рычажного механизма

6.1 Постановка задачи

6.2 Силовой расчет в одном положении механизма

6.2.1 Внешние силы

6.2.2 Реакции в кинематических парах

6.3. Изменение реакций в кинематических парах в процессе движения

7. Проектирование вспомогательного механизма

7.1 Компоновка главного и вспомогательного механизма и циклограммирование их совместной работы

7.2 Профилирование кулачка

7.2.1 Выбор закона движения коромысла

7.2.2 Построение центрового и рабочего профилей

8. Исследование динамики машины

8.1 Постановка задачи, уравнение движения

8.2 Результаты математического моделирования и их анализ.

Заключение

Литература

Введение

В курсовом проекте решается ряд взаимосвязанных задач по проектированию элементов механического пресса с автоматической подачей заготовки. Структура машины оговорена техническим заданием (ТЗ) и представлена на рис.1ТЗ.

В проекте решаются следующие задачи:

- структурный и кинематический анализ главного рычажного механизма:

- выбор двигателя и проектирование зубчатого механизма;

- силовой расчет главного механизма;

- проектирование вспомогательного механизма подачи заготовок;

- исследование динамических свойств машины и обеспечение требуемой плавности хода.

1. Структурный анализ главного механизма

Рис 1.1

1-кривошип

2-шатун

3-коромысло

4-шатун

5-ползун

6-стойка

На рис. 1.1 представлена структурная схема исполнительного шарнирно-рычажного механизма штамповочного пресса. В механизме 6 звеньев, 5 из которых подвижные.

Звенья образуют 7 кинематических пар 5-го класса. Число степеней свободы по формуле Чебышева для плоских механизмов:

,

где n- число подвижных звеньев, p₅ ,p₄ - количество кинематических пар 5 и 4 класса соответственно.

Определить положение всех звеньев данного механизма можно с помощью одной обобщенной координаты. В качестве обобщенной координаты принят угол поворота кривошипа ц₁.

Структурное деление данного механизма по Ассуру-Артоболевскому:

Входное звено - кривошип:

Рис 1.2

W = 3n - 2p₅ - p₄ = 3*1 - 2*1 = 1

Структурные группы:

Обе структурные группы имеют 2-й класс и 2-й порядок, следовательно, весь механизм является механизмом 2-го класса и 2-го порядка.

2. Кинематический анализ

2.1 Постановка задачи

При кинематическом анализе главного механизма будем полагать, что кривошип 1 вращается равномерно с угловой скоростью:

где: - частота вращения вала кривошипа по техническому заданию.

Кинематический анализ проводится в одном положении механизма (называемом в дальнейшем «расчетным»), характеризующимся углом поворота кривошипа ц₁=150^О от начала цикла.

Требуется определить положения, скорости и ускорения характерных точек механизма, а также углы поворота, угловые скорости и угловые ускорения всех звеньев. Характерными точками являются шарниры и центры масс звеньев.

Для полного кинематического исследования механизма описанная задача решается для ряда последовательных положений механизма за цикл его работы. На рис. 2.1 представлены планы механизма за его цикл работы, которым является один оборот кривошипа. Началом цикла считается то положение, в котором пуансон 5 находится в крайнем верхнем положении.

На рис 2.2 представлена схема механизма в расчетном положении.



Рис 2.1

Рис 2.2

2.2.1 Метод векторных контуров

Суть метода векторных контуров состоит в следующем. Звенья механизма представляют в виде векторов; поскольку механизм замкнут, то эти векторы образуют замкнутые контуры. Векторные уравнения замкнутых контуров проецируют на оси координат и получают системы алгебраических уравнений для определения кинематических параметров, характеризующих положения звеньев: угол поворота и перемещений. Последовательно дифференцируют эти зависимости, получают уравнения для определения скоростей и ускорений.

Определение кинематических параметров механизма будем производить в соответствии с его структурой, то есть сначала решим задачу для контура ОА₁В₁С₁, а затем для контура С₁А₂В₂.

Рассмотрим четырехзвенный механизм ОА₁В₁С₁. Введем неподвижную систему ординат O₁X₁Y₁, как показано на рис. 2.3.

(2.1)

Проецируя его на оси координат и учитывая, что ц₄=180^О =const, получаем:

(2.2)

где: =0.06, =0.26, ,

0.267,

где: _ угол поворота шатуна 1, принятый за начало цикла в глобальной системе координат X_OOY_O;

_ угол поворота шатуна от начала цикла;

_ угол поворота локальной системы координат X₁OY₁ относительно глобальной системы координат X_OOY_O.

=

Найдем углы

где, при условии :

где , _ координаты точки А₁

где:

При условии, что , найдем угол

Для определения угловых скоростей шатуна и коромысла продифференцируем систему (2.2) по времени:

(2.3)

Решаем систему (2.3) относительно и и получаем:

Дифференцируя систему (2.3) по времени получаем систему относительно угловых ускорений ₂ и ₃ шатуна и коромысла:

Произведем расчет 2-го контура. Его схема представлена на рис. 2.4. Введем неподвижную систему координат O₂X₂Y₂. Уравнение замкнутого контура:

(2.4)

Проецируя уравнение (2.4) на оси координат, получаем:

(2.5)

где: =180=const; =90=const; ; ;

, где

Решаем систему (2.5) относительно и :

Дифференцируя систему (2.5) по времени, получаем выражения для скоростей:

(2.6)

где: - проекции скорости точки А₂

м/с

 м/с

Получаем:

Дважды дифференцируя систему (2.5), получаем выражение для ускорений:

где: ,_ проекции ускорения точки A₂:

= м/с²

= м/с²

Получаем:

2.2.2 Метод преобразования координат

С помощью метода векторных контуров были определены углы поворота, угловые скорости и ускорения шатуна А₁В₁, коромысла В₁С₁, шатуна А₂С₂, а также положение, скорость и ускорение ползуна. Однако кроме этого необходимо определить положение, скорость и ускорение центра масс ползуна А₂В₂. Для этой задачи наиболее удобен метод преобразования координат.

Его суть состоит в следующем: с каждым звеном механизма, включая стойку, жестко связана своя система координат, движущаяся вместе со звеном. Применяемая в данном случае расстановка систем координат показана на рис. 2.5. Координаты любой точки S звена в «своей» системе координат являются величинами постоянными и известными. Координаты этой же точки в неподвижной системе координат OXY для рассматриваемого положения определяется выражением:

(2.7)

где угол поворота k-ой системы координат относительно неподвижной, который определен методом векторных контуров; ,координаты начала k-ой системы в неподвижной системе координат.

Последовательно дифференцируя выражение (2.7) по времени, получаем зависимости для определения скоростей и ускорений.

(2.8)

(2.9)

где угловая скорость и ускорение k-го звена, определенные методом векторных контуров; проекции скорости и ускорения начала k-ой системы неподвижной оси.

Применим полученные выражения для нахождения координат проекций скоростей и ускорений точки S₂. Сначала необходимо найти положение, скорость и ускорение точки А. По (2.7)-(2.9) получаем:

м

Полученные значения ,,, являются координатами и проекциями скорости и ускорения начала 2-ой системы координат. Координаты точки S₂ в этой системе =0, угол , угловая скорость и угловое ускорение определены методом векторных контуров, следовательно, искомые величины:,,,.

=

=

+

=

м/с²

2.3 Кинематические диаграммы

В данном разделе проведено полное кинематическое исследование работы главного механизма за цикл и представлены графики и таблицы изменения кинематических параметров движения звеньев за полный оборот кривошипа.

Перемещение, скорость и ускорение ползуна 5 представлены на рис 2.6 и в таблице 2.1

Рис 2.6

Таблица 2.1

Перемещение, скорость и ускорение главного органа

Координаты точки в системе звена:

Начальный угол поворота кривошипа = 120.46 гр. от оси Xo

Угол поворота, угловая скорость и ускорение шатуна 2 представлены на рис 2.7 и в таблице 2.2



Рис. 2.7

Таблица 2.2

Угол поворота, угловая скорость и ускорение звена 2: 1-е в структурной группе 1

Начальный угол поворота кривошипа от оси Xo = 120.46 гр.

Угол поворота, угловая скорость и ускорение коромысла 3 представлены на рис 2.8 и в таблице 2.3

Рис. 2.8

рычажный механизм заготовка привод

Таблица 2.3

Угол поворота, угловая скорость и ускорение звена 3: 2-е в структурной группе 1

Начальный угол поворота кривошипа от оси Xo = 120.46 гр.

Угол поворота, угловая скорость и ускорение коромысла 4 представлены на рис 2.9 и в таблице 2.4



Рис. 2.9

Таблица 2.4

Угол поворота, угловая скорость и ускорение звена 4: 1-е в структурной группе 2

Начальный угол поворота кривошипа от оси Xo = 120.46 гр.

Скорость центра масс шатуна 2 представлена в табл. 2.5:

Скорость центра масс звена 2: 1-е в 1-й структурной группе.

Таблица 2.5.

Координаты точки в системе звена:

Xk = 0.12 м

Yk = 0 м

Alf - угол поворота вектора скорости от Xo,

Начальный угол поворота кривошипа = 120.46 от оси Xo

Ускорение центра масс звена 2 представлено в таблице 2.6

Таблица 2.6

Координаты точки в системе звена:

Xk = 0.12 м

Yk = 0 м

Alf - угол поворота вектора ускорения от Xo,

Начальный угол поворота кривошипа = 120.46 от оси Xo

Скорость центра масс звена 3 представлена в таблице 2.7

Таблица 2.7

Координаты точки в системе звена:

Xk = -0.11 м

Yk = 0 м

Alf - угол поворота вектора скорости от Xo,

Начальный угол поворота кривошипа = 120.46 от оси Xo

Ускорение центра масс звена 3 представлена в таблице 2.8

Таблица 2.8

Координаты точки в системе звена:

Xk = -0.11 м

Yk = 0 м

Alf - угол поворота вектора ускорения от Xo,

Начальный угол поворота кривошипа = 120.46 от оси Xo

Скорость центра масс звена 4 представлена в таблице 2.8

Таблица 2.8

Координаты точки в системе звена:

Xk = 0.24 м

Yk = 0 м

Alf - угол поворота вектора скорости от Xo,

Начальный угол поворота кривошипа = 120.46 от оси Xo

Ускорение центра масс звена 4 представлена в таблице 2.9

Таблица 2.10

Координаты точки в системе звена:

Xk = 0.24 м

Yk = 0 м

Alf - угол поворота вектора ускорения от Xo,

Начальный угол поворота кривошипа = 120.46 от оси Xo

3. Инерционные параметры главного механизма

3.1 Массы и моменты инерции звеньев

Величины масс звеньев и их геометрические параметры регламентированы техническим заданием. Для определения моментов инерции звеньев используются соотношения:

Кривошип:

3.1)

Остальные звенья:

(3.2)

i=2,3,4; l - наибольший размер звена.

кгм²

кгм²

кгм²

кгм²

3.2 Приведение масс и моментов инерции

Критерием приведения масс и моментов инерции является равенство кинетической энергии звена приведения и суммарной кинетической энергии остальных звеньев механизма. Звеном приведения является вал кривошипа. К этому звену необходимо привести все инерционные свойства всех звеньев машины.

Поскольку шарнирно-рычажный механизм в процессе движения меняет свою конфигурацию, величина меняется и является функцией положения, в заданном случае - угла поворота кривошипа, то есть .

Функция вычисляется для каждого положения механизма по формуле (3.3):

(3.3)

где: n - количество подвижных звеньев в механизме;

масса каждого звена;

угловая скорость каждого звена;

угловая скорость звена приведения;

линейная скорость центра масс каждого звена;

момент инерции каждого звена;

Приведенный момент инерции является мерой инертности всего механизма. Вычислим приведенный момент инерции для расчетного положения всего главного механизма.



+

кг

Полностью функция приведения рассчитана автоматизировано в пакете ТММ_КР и её график представлен на рис.3.1.

4. Внешняя нагрузка

Внешней полезной нагрузкой на главный механизм является технологическая сила, действующая на пуансон пресса в процессе выполнения операции штамповки. Характер изменения этой силы регламентирован техническим заданием и представлен на рисунке 4.1 и в таблице 4.1.

Рис. 4.1.

Для того чтобы, чтобы силы и моменты, действующие на различные звенья механизма сделать сопоставимыми, производят их приведение к одному звену. В данном случае звеном приведения является вал кривошипа.

За условие приведения принимается равенство мощностей, развиваемых реальными силами и их приведенными параметрами. Поскольку в данном случае звено приведения совершает вращательное движение, то приведенным параметром является приведенный момент М^пр. Если вычисляют М^пр от всех сил и моментов, действующих на механизм, то для каждого их положения:

М^пр=,

где n - кол-во подвижных звеньев в механизме;

- главные векторы сил, действующих на звенья;

- скорости центров масс;

б_i - угол меду векторами силы и скорости

_ главные моменты сил, действующих на звенья;

- угловые скорости звеньев

- угловая скорость звена приведения (в данном случае звена кривошипа).

Приведенный к валу кривошипа момент технологической силы в рассматриваемом нами случае (будем считать, что технологическая сила в нашем случае ):

Полный приведенный к валу момент силы сопротивления складывается из двух составляющих:

+

где: _ приведенный момент сил вредного сопротивления;

_ приведенный момент сил полезного сопротивления. Будем считать его постоянным и равным 27Н.

На рис.4.2 представлен график приведенного момента сил сопротивления:



Работа, потраченная на преодоление сил сопротивления:

(4.2)

Интеграл (4.2) взят автоматически и его значение равно 631.603 Дж.

Тогда минимальная требуемая мощность двигателя:

где: _ время оборота кривошипа 1.

5. Проектирование привода

Механический пресс представляет собой машинный агрегат, состоящий из исполнительного механизма, электродвигателя и расположенного между ними передаточного механизма. Совокупность двигателя и передаточного механизма вместе с относящейся к ним аппаратурой управления называется приводом машины.

Для согласования скоростей вала двигателя и вала кривошипа служит передаточный механизм, в качестве которого служит зубчатый редуктор, понижающий в требуемое число раз угловую скорость и соответственно повышающий движущий момент при передаче энергии от двигателя к исполнительному механизму.

По техническому заданию машина приводится в движение асинхронным двигателем переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А. Тип зубчатого механизма также регламентируется техническим заданием: рядный двухступенчатый.

5.1 Выбор двигателя

Выбор двигателя осуществляется по двух критериям:

1. Требуемая мощность.

2. Требуемая частота вращения ротора.

Минимально требуемая мощность определена в разделе 4 и составляет N_min=1 кВт.

Диапазон передаточных отношений, реализуемый рядным двухступенчатым механизмом:

В соответствии с принятыми критериями, по каталогу пакета TMM_KP выбираем двигатель: 4А71В2Y3, параметры которого представлены на рис. 5.1.

Тогда требуемое передаточное отношение зубчатого механизма определяется из соотношения:

где номинальная частота вращения вала двигателя

частота вращения вала кривошипа по техническому заданию.

где М_н - номинальный момент; М_max - максимальный (критический) момент; n_н - номинальная частота вращения; n_c - синхронная частота вращения; n_min - минимальная частота вращения; щ_н - соответствующие угловые скорости; д_эд - максимальный коэффициент неравномерности хода, обеспечиваемый двигателем; t - электротехническая постоянная.

5.2 Проектирование зубчатого механизма

Основными исходными данными для проектирования зубчатого механизма являются и максимальная нагрузка на выходном валу. Максимальная нагрузка на выходном валу определена в разделе 4 и составляет

Полный состав исходных данных представлен в табл. 5.1:

Табл. 5.1

По этим данным подбираются числа зубьев колес, обеспечивающие требуемое передаточное отношение, и определяются модули зубчатых колес, обеспечивающие их прочность.

Проектировочные расчеты выполнены автоматизировано в пакете TMM_KP и их результаты представлены на рис. 5.2



6. Силовой расчет главного рычажного механизма

6.1 Постановка задачи

Целью силового расчета является определение всех внешних и внутренних сил, действующих на каждое звено, в том числе и реакций в кинематических парах.

Принципы, на которых базируется силовой расчет:

1. Реакции в кинематических парах определяются из уравнения статического равновесия. Принцип д`Аламбера : если к системе сил, действующих на систему тел, добавить в качестве внешней инерционную нагрузку, то получившуюся систему можно рассматривать как находящуюся в состоянии квазиравновесия.

2. Принцип взаимности реакций в кинематических парах:

,

где реакция со стороны j-го звена на k-е.

3. Принцип освобождения от связей:

Прикладывается реакция мысленно отброшенного звена. Чтобы система была статически определима, необходимо равенство нулю числа степеней свободы - W=0. Это справедливо для структурных групп.

6.2 Силовой расчет в одном положении механизма

6.2.1 Внешние силы

В расчетном положении на пуансон пресса действуют:

Технологическая сила:

= 16000H.

Силы тяжести:

(6.1)

где: масса i-го звена,

ускорение свободного падение, /с²

Инерционная нагрузка:

Инерционная нагрузка для звеньев механизмов в общем случае состоит из двух компонент:

- сил инерции:

(6.2)

где ускорение центра масс i-го звена (вычислены в разделе 2);

- инерционных моментов:

(6.3)

где момет инерции i-го звена относительно центра масс (вычислены в разделе 3); угловое ускорение i-го звена (вычислены в разделе 2)

Анализ действующих сил показал, что силами тяжести, силами инерции и моментами инерции можно пренебречь ввиду их малости. Расчет будем производить без учета сил трения.

6.2.2 Реакции в кинематических парах

Силовой расчет производится в соответствии со структурой механизма. Рабочие длины l₁=l₂=0.05 м, являются конструктивными параметрами.

а) Расчет группы А₂В₂С₂ в курсовом проекте произведем аналитическим методом. Расчетная схема представлена на рис. 6.1. Реакции в направляющих ползуна зависят от его конструкции. В данном случае реакции перемещаются по направляющим вместе с ползуном.

Решение удобно получить в неподвижной системе координат OXY, ось X, которая параллельна оси ползуна, а начало координат поместим в центр опоры C₁. Уравнение равновесия структурной группы в целом в виде равенства нулю всех сил, на неё действующих:

(6.4)

или в проекциях на оси координат:

R_34x - F_T = 0

R_34y + R₆₅⁽¹⁾ + R₆₅⁽²⁾ = 0 . (6.5)

Равновесие шатуна 4 в виде равенства нулю суммы моментов всех сил относительно точки В₂:

(6.6)

где координаты точек А₂ и В₂.

вычислены в разделе 2

Из формулы (6.6) имеем

Полная реакция в шарнире А₂:

Направление вектора определяется графически.

Для определения реакций , составим уравнение, которое отражает равенство нулю суммы моментов всех сил, приложенных к ползуну относительно точки В:



Подставляя полученное соотношение в уравнение (6.5), получим ,:

Расчет группы А₁В₁С₁ в курсовом проекте произведем графоаналитическим методом планов сил.

Расчетная схема представлена на рис. 6.2. Реакция была найдена при расчете предыдущей структурной группы и Н.

Назовем нормальным - направление вдоль оси звена, касательным - перпендикулярное оси. На рис 6.2 показаны нормальные n₂, n₃ и касательные направления для звеньев 2 и 3. Реакции в шарнире А₁ -R₁₂ и в шарнире С₁ _ R₆₃, неизвестные как по величине, так и по направлению, будем искать в проекциях на эти направления.

Уравнение равновесия всей структурной группы в целом:

(6.7)

Здесь 4 неизвестных . Касательные составляющие найдем, рассматривая отдельно равновесия звеньев. Равновесие звена 2 в виде равенства нулю суммы всех моментов относительно точки B₁:

показывает, что при принятых допущениях

Равновесие звена 3 в виде равенства нулю суммы моментов относительно точки B₁:

,

где

Теперь уравнение (6.7) можно решить графически, путем построения плана сил (рис. 6.2).

в) Произведем силовой расчет кривошипа. Расчетная схема представлена на рис. 6.3.

Здесь реакция со стороны шатуна 2 на кривошип. Реакция , её величина и направление были определены выше при силовом расчете трехшарнирной структурной группы А₁В₁С₁. уравновешивающая сила, по своему физическому смыслу - это реакция в зацеплении колес 3-4, и именно эта сила вращает кривошип. угол зацепления. Все параметры зубчатых колес определены при проектировании привода.

Уравновешивающую силу найдем из условия равновесия кривошипа в виде равенства нулю суммы моментов относительно точки О:

Тогда уравнение равновесия кривошипа:

(6.9)

Уравнение (6.9) решим графически, путем плана сил (рис.6.3).

6.3 Изменение реакций в кинематических парах в процессе движения

Графики изменения реакций за полный оборот кривошипа в направляющих ползуна 5 и в шарнирах С₁, В₁, А₁ и О приведены на рисунках 6.4, 6.5, 6.6, 6.7 и 6.8 соответственно:

Рис 6.4

Рис 6.5



Рис 6.6

Рис 6.7

Рис 6.8

7. Проектирование вспомогательного механизма

В курсовом проекте вспомогательным механизмом является механизм автоматической подачи заготовок. Предполагается, что механизм автоматической подачи заготовок приводится в движение с помощью кулачка с коромыслом, который жестко закреплен на входном валу пресса.

Его работа должна быть синхронизирована с работой главного механизма.

7.1 Компоновка главного и вспомогательного механизма и циклограммирование их совместной работы

Компоновка главного и вспомогательного механизмов производится с помощью специального графического редактора пакета TMM_KP. Конструктивно выбраны следующие размеры: рычажной части и центра качения:

O3-K1 = 272.144 мм

O3-K2 = 314.934 мм

K2-K3 = 121.509 мм

K3-K4 = 173.878 мм

На рис. 7.1 представлен результат компоновки. Рис 7.1 сделаем в самом конце.

Циклограммы совместной работы главного и вспомогательного механизмов составляются для состояния их синхронизации. На рис. 7.2 представлена циклограмма главного механизма.



Рис. 7.2

Работа главного механизма состоит из четырех фаз: подхода, технологической операции, выхода отвода. Подачу заготовки можно осуществлять только в тот момент, когда главный механизм проходит через фазы отвода и подвода. В соответствии с этим задаются значения фазовых углов вспомогательного механизма. Соответствующие циклограммы показаны на рис. 7.3.

Рис. 7.3

7.2 Профилирование кулачка

Исходными данными для профилирования кулачка являются данные компоновки и циклограммирования. Они представлены в табл.7.1.

Таблица 7.1

И С Х О Д Н Ы Е Д А Н Н Ы Е

Замыкание - силовое,

Фазовые углы: удаления = 90 гр.

дальнего выстоя = 170 гр.

возврата = 75 гр.

ближнего выстоя = 25 гр.

Угол поворота коромысла = 8.53197 гр.

Минимальный, конструктивно реализуемый

радиус базовой окружности = 0.025 м

Длина коромысла = 0.272144 м

Межцентровое расстояние = 0.302 м

Радиус ролика = 0.013 м

Допускаемый угол давления = 30 гр.

Угловая скорость кулачка = 9.948 рад/c

7.2.1. Выбор закона движения коромысла

Закон движения на фазах возврата и подвода выбираем безударным - синусоидальным. На рис. 7.4 показаны зависимости ускорения, скорости и перемещения коромысла от угла поворота кулачка.



Рис. 7.4

7.2.2 Построение центрового и рабочего профилей

Основными геометрическими параметрами кулачкового механизма с коромыслом являются радиус базовой окружности кулачка и межцентровое расстояние. Они определяются из условия не заклинивания, то есть ограничения на фазе удаления. В данном случае, проектируется механизм с силовым замыканием, поэтому ограничение на фазе возврата не производится.

Схема, иллюстрирующая нахождение допустимых зон, где может располагаться центр кулачка, показана на рис. 7.5.



На рис.7.6 представлены результаты построения центрового и рабочего профиля кулачка. Радиус ролика определен равным 13 мм.



Рис. 7.7

8. Исследование динамики машины

8.1 Постановка задачи

Исследуемый машинный агрегат совершает установившееся движение, характеризуемое периодическими изменениями кинетических параметров движения. При этом период изменения равен рабочему циклу машины, то есть промежутку времени, через который повторяются все фазы технологического процесса, соответствующие времени оборота главного механизма.

Цель исследования можно сформулировать, как задачу математического моделирования движения главного вала машины под действием к приложенному машинному агрегату сил и моментов с помощью уравнения движения. Результатом моделирования будет закон движения вала:

(8.1)

где угол поворота кривошипа; его угловая скорость.

На основе полученного решения путем подбора требуемой маховой массы обеспечивается заданная плавность хода, которая характеризуется коэффициентом неравномерности хода:

[]= - предельно допустимое значение коэффициента неравномерности.

Если в результате моделирования движения окажется, что условие [] не выполняется, то на главный вал машины необходимо установить маховик, момент инерции, которого должен быть подобран таким образом, чтобы это условие выполнялось.

Поставленная задача решается методом приведения. Машинный агрегат заменяется его эквивалентной динамической моделью - звеном приведения. В качестве звена приведения в данном случае выбирается вал кривошипа. К нему приводится инерционность всех звеньев в виде приведенного момента инерции J^пр. Все реальные силы и моменты, действующие на звенья машины, заменяются эквивалентными моментами, приложенными к валу кривошипа.

Математической моделью процесса служит дифференциальное уравнение движения:

(8.2)

где приведенный момент инерции двигателя;

приведенный момент сил сопротивления;

момент обусловленный переменностью .

Зависимость приведенного момента инерции от угла поворота кривошипа рассмотрена в разделе 3. Приведение сил сопротивления к ведущему звену проведено в подразделе 4. Приведенный момент двигателя определен в разделе 5 вместе с выбором электродвигателя.

Для обеспечения требуемой плавности хода уравнение (8.2) решается многократно по алгоритму, представленному на рис.8.1. В процессе его реализации варьируется значение момента инерции маховика J_мх, входящее константой в J_пр, контролируется стационарность режима работы. Процесс идёт до тех пор, пока не будет найден вариант, удовлетворяющий заданному коэффициенту неравномерности хода.



Рис. 8.1

8.2 Результаты математического моделирования и их анализ

Моделирование произведено автоматизировано в пакете TMM_KP. В результате математического моделирования получены зависимости угловой скорости, углового ускорения и моментов от угла поворота вала кривошипа, которые представлены на рис. 8.2 и 8.3.

Рис. 8.2



Рис. 8.3

Анализ этих зависимостей показывает:

1. Разгон и торможение главного вала обусловлены главным образом взаимодействием трех моментов M_д^пр; M_с^пр; M_j.

2. Максимальное значение момента M_д^пр более чем в 2 раза меньше, чем у M_с^пр, следовательно технологическая операция производится главным образом за счёт инерции маховика.

3. Влияние момента M_j заметно только на обратном ходе рабочего ползуна. Однако необходимо отметить, что если при конструктивной проработке главного рычажного механизма возникает необходимость в увеличении масс звеньев по сравнению с теми, которые были приняты в расчётах данного проекта, то это может вызвать нежелательное увеличение внутренней виброактивности механизма.

Заключение

В данном курсовом проекте решены следующие задачи:

- выполнен структурный анализ и кинематический синтез главного механизма с обеспечением требуемых параметров движения рабочего органа;

- произведён кинематический анализ работы главного механизма;

- определена требуемая мощность двигателя и выбран его тип;

- выбран тип зубчатого механизма для передачи движения с вала двигателя на вал кривошипа главного механизма и произведено его кинематическое проектирование;

- произведен силовой расчет главного механизма с определением реакций в кинематических парах;

- исследована динамики работы машины и определены параметры, обеспечивающие требуемую плавность хода.

Литература

1. Кисточкин Е.С., Лавров В.Ю. и др. «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Пресс механический», Учебное пособие Л: ЛМИ 1989

2. Артоболевский И.И. «Теория механизмов и машин», М: «Наука», 1975, 3-е издание.

3. Лавров В.Ю. «Курсовое проектирование по ТММ и механике машин в среде пакета TMM_KP», СПб: БГТУ, 1997.

Размещено на Allbest.ru