Составляем таблицу найденных значений отрезков плана скоростей:

Таблица 1

	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
Pb, мм	80	80	80	80	80	80	80	80	80	80	80	80
Pc, мм	33	61	79	77	51	6	41	80	83	62	33	0
Pe, мм	22	41	55	52	35	3,5	33	56	57	44	22	0
Pf, мм	21	40	53	52	34,5	3,5	33,5	55	58	41	21	0

1.2.3 Построение планов ускорений

Ускорение точки b, совершающей движение по окружности задаётся уравнением:

(11)

a_B=a_Bⁿ+a_B

По заданию преподавателя строим планы ускорений для первого, второго и восьмого положений механизма.

Рассмотрим пример построения плана ускорений для второго положения. Задаёмся масштабным коэффициентом плана ускорений, который вычисляется по формуле:

(12)

_а=0,0005

Выбираем произвольно точку (полюс плана ускорений). Так как точка В движется с постоянной скоростью, то ускорение точки В направлено к центру вращения кривошипа. В выбранном масштабе откладываем длину вектора ab . Получаем точку b. На плане ускорений все точки обозначаем малыми латинскими буквами со штрихом. Звено 3 совершает плоскопараллельное движение. Его ускорение описывается уравнением:

(13)

a_СB=a_СBⁿ+a_СB

Направление a_СBⁿ известно – направлено вдоль третьего звена в сторону точки вращения, то есть точки В. Значение его вычисляем по следующей формуле:

a_СBⁿ = (14)

Из полюса откладываем отрезок параллельный звену CD равный по величине ускорению a_СDⁿ. Которое вычисляется по формуле:

a_СDⁿ = (15)

Из конца вектора a_СBⁿ проводим вектор тангенциального ускорения a_СB, перпендикулярный третьему звену механизма до пересечения с вектором тангенциального ускорения a_СD проведённого из конца вектора нормального ускорения звена 4. В месте пересечения получаем точку с. Далее рассматриваем 4-ое звено. Оно содержит точку E ускорение которой направленно в ту же сторону что и ускорение точки C, величину отрезка находим, учитывая, что отрезки на плане ускорений относятся в том же соотношении что и на плане положений(теорема подобия), т.е. определяется следующим уравнением:

a

(17)

_EDⁿ =

Получаем точку e. Далее находим ускорения звена 5 (ползуна), она определяется уравнением:

a_F= a_E +a_EF

Направление a_F известно – направлено по вертикали, численное значение найдём построением: из полюса проведём луч параллельный направлению движения ползуна, из конца вектора a_E проводим луч перпендикулярный шатуну EF (показывающий направление a_EF). В точке пересечения лучей получаем отрезок показывающий величину ускорения ползуна в положении 2.

Таким образом построили план ускорения для второго положения механизма. Используя данный алгоритм строим оставшиеся планы ускорений. Во избежание загромождения чертежа каждый план ускорений вычерчиваем отдельно.

Составим таблицу значений отрезков планов ускорений:

Таблица 2

	1	2	8
b, мм	160	160	160
c, мм	135,	99,9	70,1
e, мм	92,	69,2	46,21
f, мм	89,4	68,1	44
nCB, мм	13,2	5,7	10
nCD, мм	3,1	8,5	20
CB, мм	77,21	126,4	144
CD, мм	135,14	98,2	66

1.3 Структурный анализ механизма пресса

Для того, чтобы осуществить переход от кинематического анализа к динамическому с учётом КПД рычажного механизма поступаем следующим образом.

В масштабе вычерчиваем силу полезного сопротивления от перемещения (Р_ПС) точки рычажного механизма, принадлежащей его выходному звену. По горизонтальной оси откладываем перемещение S_Fⁱ , взятое с плана положения механизма для участка рабочего хода. В этой же системе координат строим график в виде зависимости V_F (S_Fⁱ). Мощность от сил полезного сопротивления при поступательном движении входного звена:

N_ПC⁽ⁱ⁾=P_ПC^(i).V_F⁽ⁱ⁾

Перемножаем действительные величины P_ПC⁽ⁱ⁾ на соответствующие V_F⁽ⁱ⁾, находим N_ПC⁽ⁱ⁾

N_ПC⁽ⁱ⁾=Y_Pпс⁽ⁱ⁾ _P (P_{V V} ^. ₂) [Вт]

где

₂=9,42 Рад/с , _P=100 H/мм, _V=0,001 м/мм^.с²

Для каждого положения находим:

По найденным таким образом значениям мощности строим график N_ПC (S_Fⁱ).

По построенному графику определяем и находим наиболее нагруженное положение механизма, соответствующее пику (max) мощности. Для расчёта крутящего момента на входном валу редуктора необходимо учесть потери на трение в кинематических парах 6-ти звенного рычажного механизма. Будем считать ля всех с учётом наличия в нём кроме вращательных и поступательных пар =0,7.

N_Pпс= Р_ПС V_D=Т_{2 2}

Т₂=

Т₂= H^.м

Т₂^потр=

Т₂^потр= H^.м

1.3 Структурный анализ КПМ пресса.

Кривошипно-ползунный 6-звенный механизм

1. Число степеней свободы

W=3n-2p₅-p₄

Где n – число подвижных звеньев механизма. n=5; p₅ – число кинематических пар пятого класса, p₅=7; p₄ – число кинематических пар четвёртого класса, p₄=0.

W =3^.5-2^.7 –0=1

Рисунок 3 - Начальный механизм

Следовательно для работы этого механизма нужен один двигатель

=3^.1-2^.1=1; 1 класс, 1 порядок.

Рисунок 4 - Группа Ассура

W=3^.2-2^.3=0; 2 класс, 2 порядок.

Рисунок 5 - Группа Ассура

W=3^.2-2^.3=0; 2 класс, 2 порядок.

1. Формула структурного анализа механизма пресса.

2кл.2пр.(3-4)

1кл.1пр.(1-2)

2кл.2пр.(5-6)

Весь механизм: 2 класс, 2 порядок.

1.4 Приведение сил производственных сопротивлений к валу кривошипа

Механизм машинного агрегата - многозвенная система, нагруженная силами и моментами, приложенными к различным её звеньям. При построении модели механизма, все силы и моменты, приложенные к нему, оказываются приведенными к одному звену - звену кривошипа и замененные суммарным приведенным моментом.

Силами производственных сопротивлений являются силы давления прессуемого образца на пресс. Они характеризуются средним постоянным удельным давлением Р.

Сила постоянного давления на пресс определяется по формуле:

1. ПРИВОД

1. Выбор электродвигателя

Находим мощность движущих сил по формуле:

P_CD=P_СП/

Где P_СП – мощность сил производственных сопротивлений

P_СП=Т_{ПР.СПР.К}/1000кВт

- КПД машинного агрегата без учёта потерь в двигателе

=_и.м.р

где _р - КПД одного редуктора,

_и.м =0,7 (исполнительного механизма)

n_p=1-[m(₂+₃)+mn]

где m=2 число зубчатых пар,

n=3 число пар подшипников,

₂+₃ =0,02…0,05 – сумма коэффициентов потерь одной зубчатой пары

n=0,005…0,01 – коэффициент потерь в одной паре подшипников

n_p =1(2^.0,035+3^.0,0075)=0,9075