Пресс-автомат для получения изделий методом выдавливания

        

Законы движения толкателя:

 

  

                                                                                                      Таблица 2.3б        

№№ п/п	j/jв	Фаза возвращения Закон параболический
		S,   мм	dS/dj,  мм	d2S/dj2,  мм
9	1,000	52,00	0,00	0Þ121,39
10	0,875	50,38	-19,86	121,39
11	0,750	45,50	-39,73	121,39
12	0,625	37,38	-59,59	121,39
13	0,500	26,00	-79,45	±121,39
14	0,375	14,63	-59,59	- 121,39
15	0,250	6,50	-39,73	- 121,39
16	0,125	1,63	-19,86	- 121,39
17	0,000	0,00	0,00	- 121,39Þ0

 

Задачу об определении минимального радиуса кулачка и профилировании кулачка по методу обращения движения решаем графическим методом.

Построения выполняем  в следующем порядке:

 

1. На вертикальной  прямой берем произвольно точку  (конец толкателя) и от нее  откладываем вверх перемещение толкателя в масштабе  m_l = 0.003 м/мм.

2. В каждой полученной  точке проводим горизонтальные  прямые, на которых откладываем  отрезки равные  только для фазы удаления (положительные значения в направлении вращения кулачка), так как возвращение идет под действием пружины. Конечные точки  соединяем плавной кривой. Получаем диаграмму     .

3. К полученной диаграмме  проводим касательную под углом  g_max = 30 град. к вертикальной прямой. Область между ниже точки пересечения касательной и вертикальной прямой является областью выбора центра вращения кулачка. Выбираем положение центра О_К на  линии движения толкателя и выбираем минимальный радиус кулачка  R₀ = 150 мм.

4. Строим кулачок по  методу обращения движения.

5. Выбираем радиус  ролика как минимум из соотношений:

             r_p = 0.4R₀ = 0.4 ^. 150 = 60 мм.

                        r_p = 0.8r_min = 0.8 ^.112 = 89,6 мм.

Принимаем   r_p = 30 мм. а рабочий профиль кулачка строим как  эквидистанту к теоретическому профилю, отстоящую на    r_p = 30 мм  от полученного в п. 4 теоретического профиля кулачка.

Полученную схему кулачкового  механизма совмещаем со схемой несущего механизма. для этого на листе 1 графической части проекта:

1. Переносим линию  движения толкателя кулачкового механизма на горизонтальную ось, проходящую параллельно центральной оси рычажного механизма. Центры вращения кулачка и кривошипа совпадают.

2. Нулевой луч профиля  кулачка  совпадает с прямой  ОА₆ положения кривошипа (центральный кулачковый механизм).

3. Это положение кулачка  соответствует 6-му положению  несущего механизма

Замеряем угол установки  кулачка относительно кривошипа  ОА 

• = 100 град.

 

2.4.      Динамический синтез пресса-автомата  для холодного выдавливания.

           (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.

 

2.4.1.     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 кг/м  и что зубчатые колеса – сплошные диски с шириной b_k , зависящей от межосевого расстояния   a_w , как

                                         b_k = a_w ^. y_a ,

где    y_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

                                         m_i = q ^. l_i ,

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   а_w  по формуле

                                        

которая при плотности материала  r = 7.8 ^, 10³ кг/м³  (сталь, чугун) и принятом  y_а = 0.25, для облегчения вычислений, предварительно приведена к виду:

                                          m_j = 1.53 ^. 10^{3 .} a_w ^. d²

Моменты инерции колес  относительно оси вращения определяем через их массу и делительный диаметр как для однородных дисков:

                                          J_sj =

Результаты расчетов заносим в табл. 2.4.

 

 

 

 

 

                                                                                              Таблица 2.4.

наименование      звена	обозн. звена	длина рычага, диаметр колеса  м	масса          кг	момент инерции относительно оси вращения       кгм2	момент инерции относительно  центра масс       кгм2
рычаги:     кривошип     шатун     коромысло     шатун	ОА    АВ    СВ    ВD	0.173   0.537   0.5   0.5	m1 = 5.2    m2 = 16.1   m3 = 15.0    m4 = 15.0	J1= 0.052    J3= 1.25	JS2= 0.387   JS4= 0.313
зубчатые колеса	Z1    Z2    Z2’    Z4    Z5	0.18   0.36   0.06   0.115   0.39	mz1 =13.4   mz2 = 53.5   mz2’ = 1.5   mz4 = 5.1   mz5 = 58.8	Jz1= 0.054 Jz2= 0.87 Jz2’= 0.0007 Jz4= 0.0084 Jz5= 1.118	для всех колес как и относи- тельно оси вращения
ползун	Зв. 5	-	m5  = 45
водило	Н	0.18	mн = 125,0	Jн =  4.73
кулачок толкатель	-	-	mк = 30.3    mТ = 10	Jk = 0.323
ротор электродвиг.	-	-		Jр = 0.0023

 

 

 

Оценку динамических характеристик прочих деталей пресса производим следующим образом:

1. Массу  пуансона вместе с  перемещающим его ползуном оцениваем  приблизительно как                                 

                         m₅ = 3 m₃ = 3 ^.15  = 45 кг. 

2. Массу водила  Н   планетарной ступени редуктора  находим с помощью формулы

                                                          

где ширину водила принимаем равной двойной толщине одного колеса смонтированного  на нем сателлита  Z₂, т.е.

                                                                

С учетом этого          

а момент инерции (как сплошного  диска)

                      

3. Массу кулачка и его момент  инерции оцениваем по среднему  его радиусу

                       

и ширине, которую задаем как

                         b_k = 0.2 ^. D_ср = 0.2 ^. 2 ^. 146 = 58,0 мм.

В этом случае

          

а момент инерции

           

4. Массу толкателя кулачкового  механизма принимаем   m_Т = 10 кг. (с учетом его большой длины)

5. Момент инерции ротора электродвигателя  определяем по маховому моменту

                                           m_p = 0.0184 кгм²

         

 

 

2.4.2.   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 приведения.

Приведенный к валу кривошипа  главный-момент инерции масс пресса представляется в виде суммы приведенных моментов инерции следующих четырех механизмов  пресса:

1. Ротора приводного  электродвигателя

                                     J_р.пр =  J_р ^. U = 0.0023 ^. 71,217² =11,67 кгм²

 

2. Зубчатой передачи 

                                    

где приведенный к валу водила Н момент  инерции планетарного механизма зубчатой передачи.

  Величину    вычисляем, пользуюсь рис.2.5.  

         

      где    -число сателлитных блоков

  Передаточные функции  находим из известных теорем  кинематики:

                           

 

                              

а 

 

                      Рис.2.5. Кинематика планетарного механизма.

 

  Остальные данные  берем из табл.2.4.

  Получаем:

 

и тогда 

                  

 

3. Приведенного к валу  кривошипа момента инерции кулачкового механизма.

Указанный момент влияет на движение пресса лишь в периоды  движения толкателя кулачкового механизма – на фазах удаления и возвращения.

                                    Jк.пр. = Jк + J_Т.ПР.

 Причем, на концах  этих фаз   J_Т.пр=0, так как передаточная функция     от толкателя к кулачку, т.е. к валу кривошипа ОА, при этом равна нулю.

Максимальное значение   J_Т.ПР приобретает, когда  для толкателя в положениях   j_у =37,5° (7-ое положение механизма) и j_в =37,5°  (10-ое положение механизма).

Поэтому в положениях  7  и 10 механизма

                                   Jк.пр = Jк + m_T

положение 7           J_К.ПР = 0.323 + 10 ^. 0.07945² =0.386 кгм²

положение 10         J_К.ПР = 0.323 + 10 ^. 0.07945² =0.386 кгм²

а во всех остальных положениях механизма    Jк.пр =  Jк = 0.323  кгм²

4. Приведенного к валу  входного кривошипа ОА момента  инерции несущего механизма (рис. 2.6.)

           

                

                                                                                                                                                                    

            Рис. 2.6.Схема несущего рычажного шестизвенника.

 

 

Ранее получены размеры  звеньев, массы и моменты инерции:

l_OA = 0.173  м         l_OS1 = 0                    m₁ =    5.2    кг               J_{O 1} =  0.052  кгм²

l_AB = 0.537  м         l_AS2 = 0.2685  м       m₂ =  16.1    кг               J_S2  =  0.387  кгм²

l_CВ = 0.5      м         l_CS3 = 0.25    м         m₃ =  15.0   кг               J_C3 =  1.25     кгм²