Проектирование и исследование механизма гайковырубного автомата

Размещено на http://www.allbest.ru/

3

Курсовая работа

Проектирование и исследование механизма гайковырубного автомата

Содержание

Аннотация

Введение

1. Динамическое исследование механизма

1.1 Структурный анализ исполнительного механизма

1.2 Синтез самоустанавливающегося механизма

1.3 Синтез кинематической схемы механизма

1.4 Построение планов положений механизма

1.5 Определение средней угловой скорости кривошипа

1.6 Построение планов возможных скоростей

1.7 Построение одномассовой динамической модели

1.7.1 Выбор звена приведения

1.7.2 Приведение сил

1.7.3 Приведение масс

1.7.4 Построение графиков работ сил сопротивления и движущих сил

1.8 Выбор электродвигателя

1.9 Определение момента инерции маховика

1.10 Проектирование маховика

2. Синтез зубчатых механизмов

2.1 Геометрический расчет зубчатой передачи

2.2 Определение качественных показателей зацепления

2.3 Синтез планетарного редуктора

Литература

Аннотация

Курсовая работа состоит из двух разделов.

В первом разделе приведен кинематический и динамический анализ механизма, выбран электродвигатель и определены размеры маховика. Во втором разделе сделан синтез зубчатой передачи и построена кинематическая схема редуктора. Графическая часть работы состоит из двух листов формата А1.

кинематика механизм автомат передача редуктор

Введение

Гайковырубной автомат предназначается для штамповки гаек. Высадочный механизм является кривошипно-коромысловым. Благодаря своей конструкции рабочие скорости ползуна в конце хода малы, жесткость механизма автомата увеличивается. Коленчатый вал высадочного механизма приводится в движение от электродвигателя при помощи планетарного редуктора и зубчатой передачи. Маховик размещен на валу основного механизма. Высадочный ползун с закрепленным на нем пуансоном, совершая по горизонтали возвратно-поступательное движение, осуществляет деформацию заготовки.

Наиболее широко применяются следующие технологические процессы штамповки шестигранный гаек: четырехпереходный процесс, пятипереходный процесс, трехпереходный процесс. Все эти процессы предусматривают: осадку заготовки с формообразованием фаски с одной стороны, окончательное оформление шестигранника с фасками с двух сторон, выдавливание полостей с двух сторон с фасками; прошивку отверстия.

Применяют проволоку из низко- и среднеуглеродистой стали.

1. Динамическое исследование механизма

1.1 Структурный анализ исполнительного механизма

В плоской структурной схеме механизма (рис. 1) обозначаем цифрами 0, 1, 2, 3, 4, 5 стойку и подвижные звенья, число которых n=5, а буквами - кинематические пары. В плоской схеме все пары являются плоскими одноподвижными. Число этих пар p1 n=7 (в шарнире «В» две кинематисекие пары: В1 и В2)

Рис. 1 Плоская структурная система механизма

Рис. 2 Составные части механизма

Назначим в качестве начального звено 3 (обозначено стрелкой на схеме) и расчленим кинематическую цепь на структурные группы и первичный механизм (рис. 2)

Формула построения имеет вид:

М=I₁(0,3)+II₁(1,2)+II₂(4,5)



Рис. 3 Схема самоустанавливающегося механизма

В механизме число степеней свободы W=1, так как одно начальное звено, класс второй )по наивысшему классу групп Ассура).

Избыточные связи qi=0, т.к. в механизме отсутствуют кинематически пассивные звенья.

Проверим решение по структурной формуле

W-qi = 3n- 2p₁n - p₂n= 3^.5- 2^.7 =1; i=1 (выполняется)

Число замкнутых контуров по формуле Гохмана

K= p_? - n = 7- 5 =2

Число избыточных связей в изображенной схеме механизма:

q=W-6n+5p₁=1-6^.5+5^.7=6 (проверка: каждый замкнутый контур с одноподвижными парами имеет q=3, т. к. контуров k=2, то q=6, что подтверждает решение)

1.2 Синтез самоустанавливающегося механизма

Используем принцип наслоения структурных групп, используя пространственные структурные группы без избыточных связей.

В соответствии с формулой строения механизма соберем механизм из составных частей (рис. 3)

Проверим решение по структурной формуле, учитывая, что число подвижных звеньев n=5, число одноподвижных пар p₁=3, число двухподвижных пар p₂=2, число трехподвижных пар p₃=2, число четырех и пятиподвижных пар p₄ и p₅=0, число степеней свободы W=1.

W-q= 6n - 5p₁ - 4p₂ - 3p₃= 6^.5 - 5^.3 - 4^.2 - 3^.2=1 > q=0

1.3 Синтез кинематической системы механизма

Механизм можно рассматривать как последовательное соединение кривошипно-коромыслового 0-1-2-3 и коромыслово-ползунного (1-4-5-0) механизмов.

Рассмотрим кривошипно-коромысловый механизм в крайних положениях коромысла.

lOA + lAB = lOA' lAB - lOA = lOB”

Решая систему уравнений получим lAB = (lOB' + lOB”) / 2; lOA = l'OB - lAB

По условия lBC = 0,35. Приняв масштабный коэффициент µl=lBC / BC = 0,35 / 175 = 0,002 м/мм.

Строим планы двух положений механизма. Из чертежа OB' = 374 мм; OB” = 150 мм.

Длина шатуна АВ = (374+150) / 2= 262 мм

Длина кривошипа ОА = 374-262 = 112 мм

Натуральный значения длин звеньев l_OA = OA^. µ_l = 122^. 0,002 = 0,244 м

l_AB = 262^. 0,002 = 0,524 м а' = a / µ_l = 0,29 / 0,002 = 145 мм

в' = в / µ_l = 0,55 / 0,002 = 275 мм

Рассмотрим коромыслово - ползунный механизм

Из Д СВ'К (рис. 5) h= lBC^. cos 35є = lBC^. 0,82

Из Д В'KD' lBD = h / sin 30 є = 2h = 0,574 м.

На чертеж BD= lBD / µl = 0,574 / 0, 002 = 287 мм

(Здесь учтена рекомендация из задания, что угол давления на рабочем ходу max=30 є)

1.4 Построение планов положений механизма

После определения размеров механизма выбираем масштабный коэффициент длины µl = 0, 002 м / мм

В выбранном масштабе строим все положения механизма. Приняв крайнее правое положение ползуна 5 за начальное, разбиваем траекторию перемещения точки В кривошипа на 12 равных частей. Затем изображаем все остальные звенья механизма в положениях, соответствующих указанным положениям кривошипа.

1.5 Определение средней угловой скорости кривошипа

Рабочий процесс (цикл) выполняется за один оборот кривошипа, поэтому

щ_ср= 2р / Т = 6,28 / 0,5 = 12,56 рад/с.

Где Т= 0,5 с - время рабочего прохода по изготовлению 1^ой гайки по условию.

1.6 Построение планов возможных скоростей

Приняв произвольную точку "р" за полюс построения, откладываем перпендикулярно к ОА в сторону вращения кривошипа, по со_х, отрезок .

Так как угловая скорость кривошипа величина известная, то строим планы возможных скоростей для каждого положения механизма в одном и том же масштабе:

щ₁=2р / Т = 12,56 рад/с

V_b= щ₁^. lAB = 6,58

µ_v= V_b /pb = 0,13 м / с^.мм

Скорость параллельно СD и направлено в сторону вращения ползуна. Абсолютные и относительные скорости точек можно определить следующим образом: Для нахождения скоростей центров тяжести звеньев, используем метод пропорционального деления векторов соответствующих относительных скоростей на плане возможных скоростей.

Скорости точек S3,S4,S5:

1.7 Построение одномассовой динамической модели

1.7.1 Выбор звена приведения

В качестве звена приведения выбираем условное звено, совершающее вращательное движение с той же угловой скоростью, что и кривошип. Парам грами модели являются приведенный момент инерции J_п и приведенные моменты сил сопротивления М^с_п и движущих сил М^D_п (Рис. 4)

Рис. 4 Динамическая модель машинного агрегата

1.7.2 Приведение сил

Приведение сил выполняется из условия равенства мощности приведенного момента сумме мощностей всех сил и пар сил, действующих в машинном агрегате. Приведенный момент М^с_п сил сопротивления определяется для каждого положения механизма по формуле:

-сила производственного сопротивления, G_i - силы тяжести соответствующих звеньев.

Результаты расчета М1 сводятся в таблицу.

Положение	Мсn ,Н.м
8”	1082,14
10*	2903,61

1.7.3 Приведение масс

Представим 1_п в виде суммы двух слагаемых:

где -приведенный момент инерции звеньев, связанных с кривошипом постоянным передаточным отношением; -приведенным момент инерции остальных звеньев.

Приведение масс выполняется из условия равенства кинетической энергии звена приведения сумме кинетических энергий звеньев механизма. Поэтому 1_П подсчитывается для каждого положения механизма по формуле:

где и -соответственно массы и момент инерции звеньев механизма.

Отношения скоростей вычисляем, используя построенные ранее планы возможных скоростей. Результаты заносим в таблицу.

Положения	JII,кгм2	TII ,Дж
1	0,051	4,023
2	0,51	40,227
3	0,332	26,187
4	0,492	38,8073
5	0,834	65,7832
6	0,187	14,75
7	0,117	9,2285
8	0,256	20,1924
9	0,438	34,548
10	0,481	37,9397
11	0,592	46,695
12	0,556	43,8555
13	0,258	20, 3502

1.7.4 Построение графиков работ сил сопротивления и движущих сил

Наш механизм работает в установившемся режиме, при котором угловая скорость кривошипа есть периодическая функция его угла поворота, а среднее значение угловой скорости не изменяется. Для изучения установившегося движения, достаточно рассмотреть его динамический цикл, равный одному обороту кривошипа ц=2р. Определяем работу приведенного момента М^с_п при повороте звена приведения на угол ц=2р:

Для этого сначала изображаем на чертеже график М^с_п. Масштабные коэффициенты принимаем равными:

,

,

В конце цикла А_д = А_с. Для упрощения графического решения и экономии места на чертеже график М^с_п строим перевернутым относительно оси абсцисс, т.е. отрицательные значения М^с_п, взятые из ранее полученной таблицы, откладываем в области положительных значений ординат, а положительные в области отрицательных значений.

График А_с получаем путем графического интегрирования построенного графика М^с_п(ц) при этом масштабный коэффициент полученного графика будет равен:

,

Построим теперь график изменения работы А_д(ц) приведенного момента движущий сил. Т. к. в начале и конце цикла установившегося движения, угловая скорость звена приведения одинакова, то приращение кинетической энергии в этих точках равна нулю, что означает равенство по модулю работ А_с и А_д. График А_д (ц) должен пройти через начало и конец графика А_с, построенного за один цикл. Введем допущение, что вращающий момент электродвигателя и, соответственно, приведенный момент М^д_п движущих сил есть величины постоянные. Тогда график А_д(ц) представляет собой линейную зависимость. Учитывая это, получим график А_д(ц), соединив начало и конец графика отрезком прямой.

Значение М^д_п=const получим, выполнив графическое дифференцирование графика А_д(ц).

М^д_п =300 H^.м.

1.8 Выбор электродвигателя

В машинных агрегатах, работающих в установившемся режиме применяются, как правило, асинхронные трехфазные электродвигатели переменного тока единой серии 4А с обычным и новейшим скольжением. Конкретный двигатель выбирается по номинальной мощности N_н и синхронной частоте n_c.

Чем выше синхронная частота двигателя, тем он компактнее и дешевле. Однако при этом увеличивается передаточное отношение привода, что ведет к увеличению габаритов и стоимости, уменьшению КПД и надежности привода. Поэтому рекомендуется выбирать двигатели со средними значениями синхронной частоты n_c = 1000, 1500 об/мин.

Момент движущих сил: М^д_п = 300 Н•м

Мощность N_D, Вт приведенного момента М^д_п на звене приведения вычисляется по формуле

N= М_дв •= 3.768 кВт

Потребная мощность двигателя N_пд с учетом потерь энергии на трение в приводе и в механизмах определяется по формуле N_п.д. = = 5,3834 кВт

Выбираем электродвигатель 4А112М4УЗ

N=5.5 кВт

п =1445 об/мин

mD² =7,0•10 кг ^. м²

1.9 Определение момента инерции маховика

Для синтеза маховика по методу Мерцалова вычисляется кинетическая энергия Т звеньев, не связанных с кривошипом постоянным передаточным

отношением по формуле:

,

где

Результаты расчета для каждого положения механизма заносим в таблицу.

Выбрав масштабный коэффициент: = 0.5 , строим график Т(ц). Зависимость I имеет такой же вид, так как щ_ср=const, а масштабный коэффициент подсчитывается по формуле:

Далее строится зависимость ?А = А_д+ А_с, путем сложения с учетом знаков графиков А_д(ц) и А_с(ц). Затем из графика ?А(ц) вычитается график Т(ц) Полученная кривая ?Т=?А-Т - есть зависимость приращения кинетической энергии звеньев механизма, связанных с кривошипом постоянным передаточным соотношением.

На построенной кривой ?Т(ц) находим максимум и минимум. Разность между ними позволяет вычислить наибольший размах изменения кинетической энергии:

?Т= 1825,2 Дж

Приведенный момент инерции звеньев связанных с кривошипом постоянным передаточным отношением находим по формуле:

Закон изменения угловой скорости звена приведения при установившемся движении машинного агрегата совпадает с законом изменения ?Т(ц). Масштабное значение коэффициента угловой скорости рассчитывается по формуле:

= 0,0872 ,

Начало координатных осей графикам щ=щ(ц) определяется ординатой:

= 144 мм.

1.10 Проектирование маховика

=1.75 • 10^-2 кг• м² момент инерции ротора



Рис. 5 Чертеж маховика

= 90,75 кг•м²

Момент инерции маховика

Принимаем = 0,25 =0,25 с= 7800кг/м²

и - соответственно отношение ширины и высоты обода к его

среднему диаметру

с - плотность материала маховика

=0.75 м.

Масса обода = 645,3 кг.

Масса маховика т_м = 1,3т_об = 838,89 кг.

2. Синтез передач

2.1 Геометрический расчет зубчатой передачи

Исходные данные:

число зубьев шестерни: = 12,

число зубьев колеса: = 24,

модуль: m = 14 мм,

коэффициент смещения режущего инструмента на шестерне: X = 0.54,

коэффициент смещения режущего инструмента на колесе: Х = 0.18.

Параметры рейки:

h = 1 ( коэффициент высоты головки зуба)

С = 0,25 (коэффициент радиального зазора)

б= 20° (угол профиля зуба)

Передаточное число:

u = / = 2

Шаг по делительной окружности:

с = р•т = 43,96 мм

Угол зацепления:

invб_w = +invб

б_w = 24,83°.

Делительное межосевое расстояние:

а = 252 мм.

Межосевое расстояние:

= 261,02 мм

Коэффициент воспринимаемого смещения:

= 0.6442

Коэффициент уравнительного смещения:

?у = (Х + Х₂) - у = 0,07.

Основной шаг по линии зацепления:

p_в = р•m•cosб = 41,32 мм

Делительные радиусы:

r=m•z_i

r = 84 мм

r₂ = 168 мм

Основные радиусы:

r = r •cos б

r = 78,96 мм

r =157,92 мм

Радиусы начальных окружностей:

= 87 мм

= 174,01 мм

Радиусы впадин:

r = 74.06 мм

r =153,02 мм

Радиусы вершин зубьев:

r = 104,58 мм

r= 183,54 мм

Высота зуба:

= 30, 52 мм

h = m • (2•h + с - ?y) =27,02 мм

2.2 Определение качественных показателей зацепления

Толщина зубьев по окружности вершин:

,

где ;

cos = 0.755, = 40.87°, inv = 0.152

cosa_a2 = 0.8602, = 30.44°, inv = 0.058

 = 5.54 мм

= 10.2 мм

При этом должно выполняться условие:

>(0.3...0.4)•m = 4,2 мм

Условие выполняется. Коэффициент торцового перекрытия:

=1,27

Условие выполняется.

Построение графика коэффициентов удельного скольжения µ_v = 0, 05 ед/мм

V₁ = 1+ i₂₁ - l ^. i₂₁ / x , где i₂₁ = z₁/z₂=12/24=0,5

V₂ = 1+ i₁₂ - l ^. i₁₂ / l - x , где i₁₂ = z₂/z₁=2

Аа=14 Ар=36 Ав=68 l= АВ=110

Х, мм	0	Аа	Ар	Ав	АВ
V1	-?	-2,42	0	0,6911	1
V2	1	0,708	0	-2,23	-?

2.3 Синтез планетарного редуктора

Общее передаточное отношение привода

=12,04

Передаточное отношение планетарного редуктора

=6,02

Принимаем U_ред = 6,02, допускаемое отклонение передаточного числа: ± 5%.

Выбираем схему редуктора - редуктор Джемса (схема А), для которого наилучшим является: U = 4... 10.

Составим генеральное уравнение:

Z: Z: Z: C=1 : : (-1) : ,

где к = 4 - число сателлитов,

= 1 - коэффициент высоты головки зуба.

С - любое целое число.

Z: Z: Z: C = 1:2:5:1.5 = 20:40:100:30

Принимаем: Z = 20, Z= 40, Z= 100

Проверяем условие соседства:

;

0,7071 > 0,7

Условие выполняется.

Уточнение действительного передаточного отношения редуктора:

=6

Литература

1. Артоболевский Н.И. Теория механизмов и машин. - М. : Наука, 1988, -640 с.

2. Теория машин и механизмов, Учеб. пособие для вузов / Фролов К.В., Попов С.А., Мусатов А.К. и др., Под ред. К.А. Фролова. - 2-е изд., перераб. и допол. - М.: Высш. шк. , 1998. - 496 с.

3. Кореняко А.С. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин, - Киев: Высш. шк., 1972. - 330 с.

4. Левитская О.Н., Левитский Н.И. Курс теории механизмов и машин. - М.: Высш. шк., 1985. - 279 с.

Размещено на Allbest.ru