Пресс-автомат для получения изделий методом выдавливания

 

 

Введение

 

 

    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. 

 

 

1. Технико-экономическое обоснование выбора    схемы

пресса-автомата  для  холодного  выдавливания.

 

1.1.     Описание прототипа.

 

                                                                                                   Рис. 1.1

 

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.

 

 

1.2.    Пояснения  к выбору структуры пресса-автомата.

 

Структуру пресса – прототипа  принимаем за основу. В состав пресса включаем источник движения – нерегулируемый электродвигатель  1 (рис. 1.2.), 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 готовой детали 6.

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 перегрузок.

В результате получаем предварительную  блок-схему пресса, которую далее  принимаем за основу.

 

                                       1               4               7               2

                                                                                                             3

                                                                                

                                                                                          5               6

 

                                   Рис. 1.2.  Предварительная блок-схема пресса.

 

1.  Электродвигатель  приводной

2.  Механизм несущий

3.  Рабочий орган  (пуансон)

4.  Механизм зубчатый

5.  Механизм выталкивания  готовой детали

6.  Деталь 

            7.  Маховик

 

 

1.3.     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  (А_дв) расходуется на преодоление сил полезного  ( А_пс ) и вредного  ( А_вс ) сопротивлений:

                                           А_дв = А_пс + А_вс

поскольку работа других сил – потенциальных  (веса, упругости) и сил инерции за цикл установившегося движения равна нулю. Работу сил трения  ( А_тр = А_вс ) учитываем с помощью к.п.д.  (  h ). Тогда за цикл

                                          

Работу полезных сил  (А_пс) определяем как:

                                        

 График полезных сил от перемещения  рабочего звена (пуансона) имеет следующий вид:

 

Находим площадь, охватываемую этим графиком, и эту площадь приравниваем к  работе полезных сил (по заданию F_max = 27 kH;   S_max = H = 0.28 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.:

                            h = h_З.М ^.h_Р.М ,

где  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 ([2], стр. 322-333):

                            h_З.М = 0.86

Рычажный механизм по прототипу  шестизвенный, цикловой его к.п.д. в  первом приближении оцениваем как:

                             h_Р.М = 0.7

Тогда искомый к.п.д. передаточного  механизма:

                             h = 0.86 ^. 0.7 = 0.602

и работа двигателя за цикл движения составит:

                             

 

При этом затраты энергии на обработку  составляют:

                               Q = А_дв ^. 60^-2 =3.66 ^. 60 ^-2 = 0.001  кВтчас,

а потребление ее из сети достигает

                              

где    h_дв = 0.92 – к.п.д. современных асинхронных электродвигателей.

 

 

2.  определение параметров схемы  пресса -автомата.

 

 

2.1       Расчет привода.

 

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:

                                      сек

При этом цикловая мощность приводного электродвигателя не должна быть меньше чем

                                 

По этой мощности и  величине  n_кр производим синтез элементов привода пресса

.

 

2.1.1.    Выбор электродвигателя  и вида понижающей передачи.

 

Из каталога электродвигателей  серии 4А выписываем в таблицу 2.1 параметры электродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с N_дв =0.79 кВт.

 

 

                                                                                                       Таблица  2.1

 Марка           Ном.   Частота вращения   Отношение         Масса    Маховой      Передаточ-

 электро-       мощн. вала  мин ^-1                 к номиналь-        двиг.       момент         ное отнош.

 двигат.          кВт                                       ному мом.            кг.         ротора          редуктора

                                                                                                                  кгм²

                                   синхрон- номи-       пуско-    крити-

                                       ная        нальная   вого      ческого

                       Nnom     n_c               n_nom       M_П       М_КР           m_д            m_PD_P²              U_пер

 

  4А71В2У3    1.1       3000           2810        2.0           2.2       15.1        0.0042            217.5

  4А80А4У3    1.1       1500           1420        2.0           2.2       17.4        0.0129            109.9

  4А80В6У3    1.1       1000             920        2.0           2.2       20.4        0.0184                71.2

  4А90LВ8У3  1.1         750             700        1.6           1.9       28.7        0.0345              54.18

 

 

Чтобы получить частоту вращения  n_КР = 12.92  мин^-1, в каждом из этих случаев привод должен содержать понижающую передачу с передаточным отношением

                                                  

Рассчитанные по этой формуле значения  U_пер занесены в табл. 2.1.

В соответствии с прототипом, предлагаемая планетарная ступень обеспечивает передаточное отношение до 9  ( [1], стр. 40), а для простой одноступенчатой зубчатой передачи с прямыми зубьями обычно передаточное отношение не превышает четырех. Поэтому в некоторых случаях надо выбирать более сложную схему планетарной передачи для первой ступени.

Исходя из этих соображений, производим разбивку общего передаточного отношения следующим образом:

 

 

 

 

                                                                                                            Таблица 2.2.

  №№     Общее передаточное               Передаточные отношения по ступеням

    пп      отношение  зубчатой

               передачи (табл. 2.1.)                первая ступень                    вторая ступень 

     1                    217.5                                           50                                         4.35

     2                    109.9                                           30                                         3.66

     3                      71.2                                           21                                         3.39

     4                      54.18                                         17                                         3.19 

     Анализируя  данные табл.2.1 и 2.2 приходим к  выводу, что по основным параметрам (вес и пусковые характеристики  двигателя, простота и защищенность  зубчатого механизма) для нашего  случая  оптимальным является  привод от электродвигателя марки  4А80В6Y3 с планетарной передачей  смешанного типа  с передаточным отношением  с компенсирующей одноступенчатой зубчатой передачей с передаточным отношением 

 

 

 

                2.1.2. Синтез зубчатых механизмов.

 

      Схема зубчатой передачи представлена на рис. 2.1. Её основу составляет планетарный механизм с передаточным отношением  , передаточным отношением  открытой зубчатой передачи 

     Для проектирования  планетарной передачи  применим метод сомножителей

            

При остановленном водиле

      

так как   w₃ = 0.

Кроме этого    

  

Таким образом   

         

       Передаточное  отношение обращенного механизма

                         

 

 

                                               

 

                                       Рис.2.1 Схема планетарного редуктора.

 

Условие соосности

                  r₁ + r₂ =  r₃ - r_2¢  

 при одинаковом  модуле колес

                  Z₁ + Z₂ =  Z₃ - Z_2¢

 Принимаем   Z₁ = C₁ × a × g

                        Z₂ = C₂ × a × g

                        Z_2¢ = C_2¢ × b × g 

                        Z₃ = C₃ × b× g                                        

где    q – коэффициент пропорциональности (любое число)

Теперь      ( C₁ + C₂) × a  = (C₃ - C_2¢) × b

• = (C₃ - C_2¢)
• =( C₁ + C₂)

Представляем число  14 в виде сомножителей

                  

   По формулам  находим числа зубьев для каждого  варианта расположения:

   1)                                        

                                                 

 

   2)                                        

                                             

 

  3)                                         

                                                

 

 Из рассмотренных вариантов  наименьшими габаритами (при возможности  установки большего числа стеллитов) обладает  2-й вариант. При  он дает

                                     

Проверяем передаточное отношение

расхождение с требуемым   

 

Проверяем выполнение условия соседства

   

Проверяем  условие сборки

 

Принимаем   К = 4 и условие сборки выполняется при любом   П  даже при П = 0 (Ц=3150), что потребует минимального времени на сборку.

 

      Модуль зубчатых  колес планетарного редуктора  определяем по максимальному моменту, который имеет место на выходном валу - валу водила. Момент на этом валу:

                      

 где  средняя угловая скорость  вала двигателя 

                     

  Модуль 

                           

  По СТ СЭВ 310-76  /6,110/ принимаем  стандартный модуль  .

Для компенсирующей  цилиндрической передачи задаемся   находим

     

Общее передаточное отношение привода  U_ПЕР = 21 ^. = 71,217 что больше требуемого на        0.024 % , что допустимо.

Модуль зубчатых колес  компенсирующей  цилиндрической передачи рассчитываем  по

моменту на валу  колеса   .

  Тогда  

 Принимаем стандартный модуль  . (с учетом, что в открытой передаче недостаточно хорошие условия смазки).

Определяем делительные диаметры колес:

      

      

      

     

      

      

   При этом диаметр водила:

       

  Принимаем  

 

 

2.2.   Выбор и синтез  несущего механизма.

 

Несущий механизм связан с рабочим  органом и должен обеспечивать ему  возвратно-поступательное движение в соответствии с исходными данными: 

Продолжительность технологического цикла       Т = 4.64  сек.

Ход пуансона      H = 0.28 м.

   Угол перекрытия  

Коэффициент изменения средней  скорости выходного звена

Коэффициент производительности машины 

Угол поворота кривошипа  при рабочем ходе   a_рх = 360 ^, h^* = 360 ^. 0.544 = 196 град.

По алгоритму поиска оптимального  (по углу давления  g) шарнирного четырехзвенника с заданным углом перекрытия  Q определяем относительные размеры звеньев механизма:

1. Из таблицы для  Q = 16 град. выбираем четырехзвенник, у которого  g_max » 45⁰, а размах коромысла   2Y  ;

 

y	Dj	n
		11		12		13
		gmax	gmin	gmax	gmin	gmax	gmin
10,0	3,9	42,985	13,889	43,923	17,007	44,973	19,996
12,0	3,7	42,895	11,681	43,742	14,694	44,704	17,574
14,0	3,4	42,830	8,286	43,531	11,150	44,350	13,878
16,0	3,2	43,188	5,609	43,809	8,357	44,550	10,967
18,0	3,0	43,711	2,756	44,253	5,389	44,913	7,883
20,0	2,8	44,375	-0,250	44,834	2,270	45,412	4,651
22,0	2,6	45,164	-3,395	45,536	-0,984	46,027	1,289
24,0	2,3	45,984	-7,784	46,192	-5,500	46,518	-3,355

 

 

2. Выписываем значения   Y = 22°, Dj = 2,6° и номер расчетной точки n = 12;

3. Вычисляем        

 

 

4. Находим размеры звеньев четырехзвенника

                                              

                                              

где  

5. Уточняем углы давления

                                               g_max = arcsin( A+B )= arcsin(0.348+0.365)=45.48°

                                               g_min = arcsin( A – B)=arcsin(0.348 – 0.365)= -0.745° 

где        

              

Длина звеньев – относительная  величина.

 

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  ) :

 

              

              Остальные размеры шарнирного четырехзвенника (через коэффициент перехода)

a =

l_OC = 0.836 ^. 0.6777 = 0.566  м.

l_AB = 0.793 ^. 0. 6777 = 0.537 м.

l_OA = 0.255 ^. 0. 6777 = 0.173 м.

                Координаты точки  С  по  отношению к точке  О  (центр  вращения кривошипа):

По теореме косинусов           

                                     

X_С = l_OC ^. cosb = 0.566 ^. cos39,41 = 0.438 м.

Y_С = l_OC  ^. sinb  = 0.566 ^. sin39,41 = 0.359 м.

Положение центров масс звеньев шарнирного четырехзвенника (в соответствии с прототипом):

Звено  ОА  (кривошип)       -       l_OS1 = 0  (кривошип уравновешен)

Звено  АВ   (шатун)             -       l_AS2 = 0.5 ^. l_AB = 0.2685 м.

Звено  CВ  (коромысло)      -      l_CS3 = 0.5 ^. l_CВ = 0.25 м.

Звено  ВD   (шатун)             -      l_ВS4 = 0.5 ^. l_ВD = 0,25 м.

Звено   5     (ползун-пуансон) -   точка  S₅ – совпадает с точкой  D.

Полученные размеры  используем при построении плана  положений несущего механизма.

План положений строим для:

1. Проверки результатов  синтеза, удовлетворения исходных  данных ( q, g_max и др. ), определения необходимого объема в машине.

2. Построения циклограммы  работы пресса и т.п.

          Откладывая 0.0025 м. длины звена в одном миллиметре чертежа (m_l = 0.0025 м /мм.), размеры на чертеже изображаем в отрезках  ОА = 69,2 мм;  АВ = 214,8 мм;  ВС=200 мм; ОС=226,4 мм;  ВD = 200 мм; [ X ] = 175,2 мм;  [ Y ] = 143,6 мм.

Построения проводим с помощью метода засечек, начиная  от входного кривошипа  ОА. Положения, представленные на чертеже соответствуют:

0  и  6  -  началу  и концу прямого хода рабочего органа (крайние положения механизма);

2 – 3  – характерным  точкам графика сил полезного  сопротивления;

6 – 7 – 8 –9 –10   -  характерным точкам закона  движения толкателя кулачкового  механизма;

4  -  экстремальному углу давления  в шарнирном четырехзвеннике;

1 и  5 – промежуточные точки  рабочего хода.

 

 

2.3.   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). Кулачок установлен на валу кривошипа и поэтому угловая скорость кулачка равна угловой скорости кривошипа.

Законы движения толкателя не заданы.

Выбираем синусоидальный закон  на фазе удаления и параболический на фазе возвращения как у большинства заданий прототипа. Синусоидальный закон обеспечивает отсутствие ударов на фазе удаления.

 

2.3.1     Синтез  кулачкового механизм.

 

Начало движения выталкивателя  соответствует положению 6 рычажного  механизма, когда пуансон начинает обратное движение (холостой ход).

По заданию фазовый угол удаления  j_у =75°; фазовый угол дальнего стояния  j_дв = =12°; фазовый угол возвращения  j_в = 75°.

   Положения несущего механизма 8 и 9 соответствуют началу и окончанию фазы дальнего стояния, окончание фазы возвращения почти совпадает с нулевым положением механизма, а положения  7  и  10 значениям фазовых углов фаз удаления и возвращения с максимальным ускорением толкателя.

Задан ход толкателя  h = 52 мм

Определяем функции положения  толкателя кулачкового механизма  и передаточных кинематических функций 1-го и 2-го порядка по следующим зависимостям:

а)  на фазе удаления:

где:      h_max = 52 мм.

 

На фазе возвращения:

                     ì             при    0 £  j  £  j ₁

            S_в =  í                                             при    j ₁ £  j  £  j _у

                     î

 

                     ì    -                                при     0 £  j  £  j ₁

   í     -                               при     j ₁  £  j  £  j _у

                     î

 

                     ì                          при     0  £  j  £  j ₁

  í                                       при     j ₁  £  j  £  j _у

                     î

где    h = 52 мм.;    j _в = 75 град.;   j ₁ = j _в =

Принимаем   а₁ = а₂

 

Разбиваем  j_у  и  j_в на 8 равных частей и производим расчет.

 

                                                                                             Таблица 2.3а        

№№ п/п	j/jу	Фаза удаления Закон синусоидальный
		S,   мм	dS/dj,  мм	d2S/dj2,  мм
0	0,000	0,00	0,00	0,00
1	0,125	0,65	11,64	134,83
2	0,250	4,72	39,73	190,68
3	0,375	13,65	67,81	134,83
4	0,500	26,00	79,45	0,00
5	0,625	38,35	67,81	-134,83
6	0,750	47,28	39,73	-190,68
7	0,875	51,35	11,64	-134,83
8	1,000	52,00	0,00	0,00