Коренский В.Ф. Теория механизмов, машин и манипуляторов. Часть 2

Подождите немного. Документ загружается.

171

прикреплен на валу 1 (рис.1.1,

). Высадочный ползун 5 с закрепленным в нем

пуансоном, совершая по вертикали возвратно-поступательное движение, осу-

ществляет деформацию заготовки. Диаграмма усилий высадки представлена на

рис 1.1,

, значения усилий высадки – на рис 1.1,

г.

Подача заготовки произво-

дится при холостом ходе (вверх) ползуна 5. Механизм подачи состоит из кулач-

ка 6, закрепленного на коленчатом валу 1, коромыслового толкателя 7 и тяги 8 с

ползуном 9, снабженным приспособлением для подачи заготовки (рис 1.1,

При проектировании присоединительного коромыслово-ползунного

механизма для определения положения точки

на линии перемещения

ползуна 5 следует учесть, что угол между вертикалью и шатуном 4 при

крайнем положении (

") ползуна 5 должен быть не менее 5˚.

172

Рис. 1.1. Кривошипно

коленный пресс

173

1.2. Пояснение к выбору структуры

кривошипно-шатунного пресса

Структуру кривошипно-коленного пресса-прототипа принимаем за

основу. В состав пресса включаем источник механического движения –

простейший и наиболее распространенный нерегулируемый асинхронный

электродвигатель 1 (рис. 1.2), несущий механизм 2, обеспечивающий пре-

образование вращательного движения электродвигателя в требуемое воз-

вратно-поступательное движение рабочего органа – пуансона 3, зубчатый

механизм 4, снижающий частоту вращения вала электродвигателя до час-

тоты вращения входного звена несущего механизма, при которой обеспе-

чивается заданная производительность, механизм подачи заготовок 5, со-

стоящий из коромыслово-ползунного и кулачкового механизмов.

Для повышения динамической устойчивости технологического про-

цесса высадки, снижения тепловых потерь электродвигателя 1 и, наконец,

для повышения общего КПД пресса в его состав при необходимости бу-

дет введена дополнительная маховая масса 7 в виде махового колеса, спо-

собного накапливать необходимую кинетическую энергию. В результате

получаем предварительную блок-схему пресса, которую и принимаем в

качестве основы.

Рис.1.2. Предварительная блок-схема кривошипно-коленного пресса:

1) электродвигатель приводной; 2) механизм несущий; 3) рабочий орган – пуансон;

4) механизм зубчатый; 5) механизм подачи заготовок; 6) матрица; 7) маховик.

Определение параметров выбранной схемы и уточнение расположе-

ния ее элементов произведем в разд. 2.

1.3. Оценка энергопотребления проектируемого

кривошипно-коленного пресса

Рассматриваемый кривошипно-коленный пресс относится к техноло-

гическим машинам, и основной расход энергии приходится на стадию ус-

тановившегося движения.

174

За один полный цикл установившегося движения работа двигателя

(

дв

) расходуется на преодоление сил полезного (

п.с

) и вредного (

в.с

) со-

противлений:

. .

дв п с в с

А А А

= +

поскольку работа других сил – потенциальных (веса, упругости) и сил

инерции за цикл установившегося движения равна нулю. Работу сил тре-

ния (

тр

= А

в.с

) рассчитываем с учетом КПД (η). Тогда за цикл

п с

дв

А =

Работу полезных сил (

п.с

) находим, интегрируя заданный график

полезных нагрузок (рис. 1.1,

п с

А Р ds

∫

Интегрирование выполняем, исходя из геометрического смысла ин-

теграла как площади, заключенной между осью

и кривой

. Получаем:

( )( ) ( )

( )

. max

1 1

0,2 0,0 0,9 0,0 0,4 0,2 0,9 1,0

2 2

п с В F

А Н Р



= ⋅ − + + − + +





( )( ) ( )( ) ( )

( )

1 1 1

0,6 0,4 1,0 0,9 0,8 0,6 0,9 0,8 1,0 0,8 0,8 0,0

2 2 2

+ − + + − + + − + =





(

)

max max

0,09 0,19 0,19 0,17 0,08 0,72

B F B F

H P H P

= ⋅ + + + + = =

0,72 0,05 60 2,16

= ⋅ ⋅ =

кДж.

Передаточный механизм от вала двигателя 1 к рабочему органу 3

включает зубчатый (4) и несущий (2) рычажные механизмы (рис. 1.2). По-

этому его КПД находим следующим образом:

. . ,

з м р м

η = η ⋅η

где

з м

р м

– цикловые КПД зубчатого и рычажного механизмов.

Предполагая, что зубчатый механизм будет включать планетарную и

простую компенсирующую передачи, его КПД оцениваем произведением

0,92 0,97 0,89

з м пл к

η = η ⋅η = ⋅ =

где КПД планетарной и компенсирующей передач берем из [5, c. 131]:

0,92

пл

η =

0,97

η =

Предполагая, что рычажный механизм будет шестизвенным, как у пресса-

прототипа, его цикловой КПД в первом приближении оцениваем по [5, с. 322]:

0,7

р м

η =

175

Тогда искомый КПД передаточного механизма

0,89 0,7 0,623

η= ⋅ =

и работа двигателя за цикл движения составит

2,16 кДж

3,467

0,623 цикл

п с

дв

А = = =

Для полной обработки детали в кривошипно-коленном прессе требу-

ется один цикл. С учетом потерь в обмотках электродвигателя, удельное

энергопотребление из сети при этом составит

2 2

3,467 кВт час

1,05 10

деталь

60 60 0,92

дв

−

⋅

= = = ⋅

η ⋅

где

0,92

дв

η =

– КПД современных асинхронных электродвигателей [4, с. 354].

На одну шестичасовую рабочую смену (

= 6 часов) энергопотреб-

ление без учета расхода энергии при запусках составляет:

1,05 10 2700 6,0 16,2

Q Q Пр h

∗ −

= ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ =

кВт час

⋅

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ СХЕМЫ КРИВОШИПНО-

КОЛЕННОГО ПРЕССА

2.1. Расчет привода

Привод служит источником механического движения звеньев пресса,

причем эти движения должны находиться в строгом соответствии с задан-

ной производительностью

Пр

= 2700 изделий / час. В рассматриваемом

случае привод включает нерегулируемый, короткозамкнутый асинхронный

электродвигатель 1 (рис. 1.2) и зубчатую передачу 4, согласующую оборо-

ты электродвигателя с оборотами кривошипа несущего механизма.

Будем считать, что кривошип несущего механизма насажен на глав-

ный вал пресса, т. е. за один его оборот будет изготовлена одна деталь. То-

гда частота вращения кривошипа

об 2700

2700 45

час 60

кp

n Пр

= = = =

 

 

мин

-1

;

продолжительность технологического цикла

60 60 4 с

1,33

45 3 деталь

кp

= = = =

176

При этом средняя цикловая мощность приводного электродвигателя

должна составлять не менее чем

3,467 3

2,6 кВт

дв

⋅

= = =

По этой мощности и величине

кp

мин

-1

производим расчет па-

раметров привода кривошипно-коленного пресса.

2.1.1. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи

Из каталога [5] электродвигателей Европейской серии ИР или серии 4А

[2, c. 132 – 134], [6, c. 24 – 31] вносим в табл. 2.1 параметры электродвигате-

лей с ближайшей большей мощностью по сравнению с

дв

2,6 кВт

Таблица 2.1

Параметры приводного электродвигателя и зубчатой передачи

Частота

вращения,

мин

-1

Отношение

к номинальному

моменту

Марка

электродвигателя

Номин. мощность,

кВт

синхронная

номинальная

пускового

момента

критического

момента

Масса двигателя, кг

Маховой момент

ротора, кг⋅м

Передаточное

отношение

редуктора Uр

90L2Y3 3,0 3000 2840 2,1 2,5 28,7

1,41

⋅

-2

63,1

4A10054Y3 3,0 1500 1435 2,0 2,4 36,0

3,47

⋅

-2

31,8

4A112MA6Y3

3,0 1000 955 2,0 2,5 56,0

⋅

-2

21,2

4A112MB8Y3 3,0 750 700 1,9 2,2 56,0

⋅

-2

15,56

Чтобы получить частоту вращения кривошипа несущего механизма

-1

45 мин

кp

n =

в каждом из этих случаев выбора электродвигателя привод должен содер-

жать понижающую передачу с передаточным отношением

пот

пер

кp

Рассчитанные по этой формуле значения

пер

вносим в табл. 2.1.

Из всех известных передач с постоянным передаточным отношением

наименьшими габаритами, весом, наибольшей надежностью и КПД обла-

дают зубчатые передачи, а среди них в первую очередь планетарные. По-

177

этому основные функции по преобразованию вращательного движения

двигателя во вращательное движение кривошипа несущего механизма, т. е.

главного вала пресса, будут возложены на планетарный механизм.

Простейший (однорядный) планетарный механизм [10, c. 40] имеет

преимущество в использовании, поскольку прост, компактен, легко разме-

щается в едином корпусе, чаще всего встроенном в корпус электродвига-

теля. Он позволяет получать передаточное отношение

≤

пер

Другая используемая в силовых передачах схема планетарного меха-

низма [10, рис. 2.14,

] обеспечивает расширение диапазона передаточных

отношений до

пер

. Он имеет меньшие габариты по диаметру и боль-

шие вдоль оси. Изготовление такого редуктора стоит более дорого, но все

же эта стоимость меньше, чем производство двух ступеней простейшего

планетарного механизма.

Передаточное отношение простой (компенсирующей) зубчатой пе-

редачи обычно не превышает четырех [6, c. 31].

Исходя из приведенных соображений, распределяем общее передаточное

отношение зубчатой передачи (

пер

) по ступеням. Результаты вносим в табл. 2.2.

Таблица 2.2

Распределение передаточного отношения

зубчатой передачи привода пресса

Передаточное отношение по ступеням

Предварительный результат

Окончательный результат

№

п / п

Общее передаточное

отношение зубчатой

передачи (U

пер

)

Планетарная

ступень

(

)

Компенсирующая

передача

(

)

пл

4–5

1 63,1 25,24 2,5 5,72 1,94

2 31,8 10,6 3,0 10,6 3,0

3 21,2 6,73 3,15 6,73 3,15

4 15,6 6,22 2,5 6,22 2,5

Анализируя данные табл. 2.1 и 2.2, приходим к выводу, что по основ-

ным параметрам (габариты, масса, запасаемая энергия) для рассматриваемого

случая оптимальным является вариант двигателя марки 4A100S4Y3 с плане-

тарной передачей смешанного типа с передаточным отношением

пл

= 10,6

и с компенсирующей цилиндрической передачей с передаточным отноше-

нием U

4–5

= 3,0.

178

2.1.2. Синтез зубчатых механизмов

Схема зубчатой передачи представлена на рис. 2.1. Ее основу состав-

ляет планетарный механизм с передаточным отношением

пл

= 10,6; пере-

даточное отношение открытой зубчатой передачи

4 5

−

= 3,0.

Для проектирования планетарной передачи применим метод сомно-

жителей [12, c. 425 – 427].

Рис. 2.1. Схема зубчатой передачи

Передаточное отношение обращенного механизма получаем из формулы

( )

2 3

1 3

1 2

1 1 10,6 9,6

пл

U U

Z Z

−

′

Ζ ⋅

= − = − = − = −

⋅

Раскладываем на простые сомножители:

2 3

1 2

96 616 12 8 4 24

9,6

10 2 5 101 110

С С

′

⋅ ⋅ ⋅

= = = = =

⋅ ⋅ ⋅

и т. д.

По формулам 15, 20 [11] находим число зубьев для каждого варианта

расположения:

2(16 5) 22

= − γ= γ

;

6(16 5) 66

= − γ= γ

;

5(2 6) 40

′

= + γ = γ

;

16(2 6) 128

= + γ = γ

;

10(8 1) 70

= − γ= γ

;

12(8 1) 84

= − γ= γ

;

1(10 12) 22

′

= + γ= γ

;

8(10 12) 176

= + γ= γ

;

1(24 10) 14

= − γ = γ

;

4(24 10) 56

= − γ= γ

;

10(4 1) 50

′

= + γ= γ

;

24(4 1) 120

= + γ= γ

179

По [6, c. 110] принимаем стандартный модуль

= 3,0 мм.

Из рассмотренных вариантов наименьшими габаритами обладает 1-й

вариант. При

=1 он получает значения

;

′

;

128

Из условия соседства получаем:

max

1 2

2 66 2 1,0

sin 0,773

22 66

Z ha

k Z Z

∗

+π + ⋅

> = =

+ +

Определяем число сателлитов:

3,56

arcsin(0,773)

< =

Принимаем

= 3, проверяем условие сборки:

(3)

(1 )

Z U

Ц kП

−

⋅

= +

где

– целые числа.

Подставляя значения

)3(

−

, получим

2210,6

(1 3 )

Ц П

⋅

= +

Это условие не удовлетворяется ни при каком целом

Приняв

= 2, получаем

2210,6

(1 2 )

Ц П

⋅

= +

Это равенство удовлетворяется при

= 2.

Проверяем передаточное отношение зубчатой передачи:

4 5

66 128

1 3,0 10,6 3,0 31,8

22 40

пер пл

U U U

−

 

= ⋅ = + ⋅ ⋅ = ⋅ =

 

 

Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определяем по мак-

симальному моменту, который имеет место на выходном валу – валу води-

ла. Момент на этом валу:

2,6 10 0,94 10,6

172,36

Н м

150,3

дв пл пл

дв

N U

⋅

⋅η ⋅

⋅ ⋅ ⋅

= = =

180

где средняя угловая скорость вала двигателя

1435

рад

150,3

30 30

ном

дв

π⋅

ω = = =

Отсюда модуль получаем

0,1 0,1172,36 2,58 мм

m M= = ⋅ =

Модуль зубчатых колес компенсирующей цилиндрической передачи

рассчитываем по моменту на валу колеса

5 4 5 .

172,36 3,0 0,97 501,6 Н м

Н з п

М М

Ζ −

= ⋅ ⋅η = ⋅ ⋅ = ⋅

Тогда

0,1501,6 3,69 мм

m= ⋅ =

Принимаем стандартный модуль:

4,0 мм

Задаемся

, находим

5445

⋅

−

Определяем делительные диаметры колес:

1 1

3 22 66 мм

d m

= ⋅Ζ = ⋅ =

2 2

3 66 198 мм

d m

= ⋅Ζ = ⋅ =

2 2

3 40 120 мм

d m

′ ′

= ⋅Ζ = ⋅ =

3 3

3 128 384 мм

d m

= ⋅Ζ = ⋅ =

4 4

4,0 20 80 мм

d m

= ⋅Ζ = ⋅ =

5 5

4,0 60 240

мм

d m

= ⋅Ζ = ⋅ =

При этом диаметр водила

2 66 198 264 мм

d d> + = + =

Принимаем

300

мм