КШО Бочаров (1244845), страница 30
Текст из файла (страница 30)
Исходной величиной для синтеза аксиалвпого механизма (см. рис. 14.2„6 и 14.5, а) является полный ход ползуна з, заданный стандартом на основные параметры и размеры, или рассчитанный на основании Таблица 15.1 Рекомендуемые звачевия коэффициента шатуна 2. Козффнцнснт шатуна Х Тнп крнношнпной машины Листоштамповочные прессы .:Универсальные простою действия: .!2 с регулируемым ходом !' с постоянным нормальным ходом 0,065...0,085 0,085...0,125 0,145...0,175 0,19...0,27 -:. с постоянным увеличенным ходом вытяжные двойного действия С плуижерной подвеской шатуна 0,3...0,35 0,4...0,49 0,06...0,25 ,. ': универсальные простого деисгвия $ вытяжные двойного действия (.Автоматы 153 ""': ологических требований (возможность загрузки заготовки, "'' ма изделия с пуансона, размещения средств автоматизации, е"'гономических требований обзора рабочей зоны и др.).
;; „:Радиус кривошипа равен половине полного хода Я = з /2, длина туна Е = Я/Х, где Х вЂ” коэффициент шатуна. ';.": При выборе 7 необходимо учитывать, что чем больше величи- ",;Х при заданном з, тем меньше габаритные размеры пресса в '"'' равлении оси движения ползуна. Рекомендуемые значения 7. "" ведены в табл. 15.1. Для прессов с регулируемым ходом и регу"руемой длиной шатуна указаны максимальные значения 3.. ",.Й Для дезаксиального механизма (рис.
15.1, а) радиус кривошипа Я = з /1'2 + 7 182/(1 — Х')1 (15.!) /с = е/Š— коэффициент дезаксиальности, х = 0,06...0,08; е— олютная величина дезаксиала. :,.';; Синтез кулачковых механизмов. Исходными данными являются "" кповая диаграмма, соответствующая требуемой технологичес'":й последовательности; принципиальные схемы механизмов и варительная конструкторская проработка механизмов (узлов). -' ' основании этих данных определяют параметры, необходимые для синтеза: углы поворота кулачков, длины путей ведомых и рабочих частей и т.п. Синтез проводят в такой последовательности; выбирают схему кулачкового механизма и закон движения; определяют основные размеры механизма; рассчитывают и строят профиль кулака.
Согласно общей теории кривошипных машин 118, 281 рекомендуется проводить расчет профилей кулачков с учетом изменения ускорений в звеньях механизма, принимая сами звенья упругоподатливыми. Наилучшие результаты дают кулачки, спроектированные по синусоидальному закону движения толкателя или по закону модифицированной трапеции: в этом случае машины работают более надежно. 16.2.
Кинематический анализ главных исполнительных механизмов Анализ кривошинио-нолзунных механизмов. При проектировании кривошипной машины (пресса) необходимо установить кинематические параметры, т.е. по законам изменения перемещений, скорости и ускорения исполнительного звена — ползуна, определить максимальные значения этих параметров, а также их значения в период рабочего хода. Кинематические параметры определяются разными способами, известными из курса «Теории механизмов и машин». Наиболее удобен аналитический метод в применении к кривошипно-ползунному механизму, используемому в подавляющем большинстве прессов. Наиболее распространен центральный механизм (см. рис.
14.5, а), являющийся частным случаем при е = О дезаксиального механизма (см. рис. 15.1, а). Основные размерные параметры: Я вЂ” радиус кривошипа; 1. — длина шатуна; е — величина дезаксиала, относительные: Х = Я/с — коэффициент шатуна; lг = е/Š— коэффициент дезаксиала. Принято (М.В.Сторожев, 1932) при расчете перемещений отсчитывать их от крайнего переднего или нижнего положения ползуна. Это положение совпадает с конечным рабочим положением ползуна во время деформирования поковки или близко к нему 128).
Перемещение ползуна (точки Щ з = А + 1, — Н. з = (Я + /) — Ясоза + /.совр = Я1(1 — соха) + + 1/Ц1 — сов'р)1. (15.2) Из рис. 145, а следует япр = тяпа, тогда при разложении в ряд Ньютона с двумя первыми членами соз() = /1 — ),защ'и = Х = 1 — — яп- 'а. 2 154 Обычно ). = 0,05 ... 0,45, а к = 0... 1,3. Наиболее часто принимают «. < 0,25, и 1 < 0,5. При малых значениях )., А получим ). и х = Я (1 — сова)+ — (1 — соз2а)+/с) япа+ .
(15.5) 4 2(1+А)) Цс Г 2з а= — — + 1+1 ~(1+1)Я (15.6) Характер изменения кривой перемещений для центрального механизма при ) = 0,1...0,4 показан на рис. 15.2, а. Видно, что изменение Х не оказывает существенного влияния на характер кривой перемещений. Для центрального механизма наибольший ход ползуна з„= 2Я. Для дезаксиального механизма этот ход, при прочих равных усло- виях з„= 2Я 1+ (15.7) Чем больше Х и А, тем больше величина хода, но, так как обычно ).
< 1 и /г < 1, то разница в величине хода ползуна лля обоих механизмов весьма мала. Скорость ползуна пресса с центральным механизмом получим дифференцированием по времени г выражения (153) при допу- да щении, что — = га = сопки бг бх (. а = — ' = соЯ з)п а+ — яп 2а . бг (15.8) 15б Для центрального механизма 7с = О, тогда формула для определения з имеет вна (15.3). Ошибка при расчете з по (15.5) не превышает 10%, при этом следует иметь в виду, что при принятом направлении вращения величины е и )г принимают со знаком «««при положении точки В (рис. 15.1, а) справа от оси, проходящей через точку О; при положении точки В слева от оси зти величины принимают со знаком При расчете рабочего хода кривошипных прессов требуется определять по заданным перемещениям угол поворота кривошипа.
Для углов а < 30' можно использовать приближенное выраже- ние 1,6 1,г о,в 0,4 0,8 '0,4 00 о,в 044 1гО 1ЗО 1ВО г10 г40 гтО ЗОО ЗЗО Зоо а,... О ЗО 00 УО Рис. 15.2. Изменение перемещения (а), скорости 1б) и ускорения (я) ползуна центрального кривошипно-ползунното механизма при разиъй значениях Х '.",,-:«(ля механизмов, имеющих большее число звеньев, как прави"„"'трудно аналитически установить зависимости кинематичес- ~''':параметров от угла поворота кривошипа или другого ведуше'';:звена.
При этом громоздкие и трудно анализируемые математие выражения можно решать на ЭВМ. 15.3. Кинетостатический (силовой) анализ кривошипно-ползунного механизма (15.15) ГАа — — Г«сов ф/сов(~3 + у -» ф). Сила, действующая на направляющие ползуна Г„= Г,(яп13» у)/соя(13 + у+ с). '4,:: Горизонтальная составляющая этой силы (15.16) Г,'; = Г» яп 03 ~-у)соз<р/созф+ у+ср). (15.17) !:,'::;. Имея в виду реальные размеры кривошипного механизма КП ', А и условия работы, можно принимать (индексы «в» и «г» соотнно определяют вертикальную и горизонтальную составщие сил): 159 .,.-':,г(ля прочностного расчета деталей и узлов кривошипных ма' ' и автоматов (КП и А) и анализа энергетики привода решают "ачи: "'"".''О внешних силах, действующих на звенья механизмов„ ~:::,'о реакциях в кинематических парах; ,'.
о крутящих моментах, приложенных к ведущим звеньям, .'-;,о внутренних силах и напряжениях в материале ведущего вала. ";,': Главные исполнительные механизмы КП и А относятся к группе овых механизмов, в которых силы инерции малы по сравнес силами полезных сопротивлений, обусловленных сопроением деформируемого материала. Поэтому согласно теории ' и А предлагается проводить силовой расчет главных исполниных механизмов на силы полезных и вредных (силы трения) ' "'противлений. Принципиальной основой силового расчета явля'я кинетостатический анализ без учета инерционных сил. Одна- : в расчете вспомогательных механизмов, где силы полезных " ' ротивлений невелики или вовсе отсутствуют, силы инерции ' огут стать решающим Фактором.
,:: Типовая расчетная схема вертикального двухстоечного однокриипного пресса с односторонним зубчатым приводом при рас' " ожении маховика на приемном валу приведена на рис. 15.3, а. ;-":.',::. Для кривошипного механизма с учетом трения сила, действу'щая вдоль шатуна, отклоняется от его оси: )АВ ~ АВ х ~Ал ~~ ~х) Т;„= Мг а)п (Ь, + е)/'Я„, соле; Т' «Ты.
Реакции в опорах вала (рис. 15.3, б) /з Та Й + 12 + /з ) Рис. 15.3. Кривошипно-ползунный механизм двухстоечною однокриво- шнпного пресса с односторонним зубчатым приводом: а — кинегостатнчсская расчетная схема: Е, — сила полезного сопротивления на ползуне; ҄— сила, действующая на направляющие ползуна; Р,а — СИЛа, дЕйстВуюшая влояь шатуна; Т вЂ” нормазьная сила на зубе шестерни — колеса, через которое на кривошипиый вал подается крутящий момент М„: Т = лг„/Я„,сгжг; ܄— установочный угол шестерни, б, = 10... 15' илн 250 ... 255", е — упш зацепления с = 20'; а — угол, координирующий положение кривошипа, отсчитывается от его крайнего нижнею положения; 0 — упш, координирующий положение шатуна, яп 0 = с е у йпщ и Š— углы отклонения сил от идеальною направления в связи с трением в кинематических парах; у = 10(гл «- гл)/г-1'* Ф = агсгар гж гв. го— ралиусы цапф (шеек); р — коэффициент трения.„1,, /н 1, — долевые размеры балки, фиксирующие положение сил; В = ОА — ралиус кривошипа; А = АВ— длина шатуна;  — делительный радиус зубчатого колеса; рг — радиусы трения во вращательных парах, рг = рг;, б — расчетная схема вала.как балки с шарнирными опорами: Ц», Дгг — реакции в опорах; Т„-.
сила на зубе зубчатого колеса; Рхл — сила, действующая по шатуну; )ь 1„(з — длины учасгкбв вала, ":,, Крутящий мо "' ют через силу тк „' Приведенное 'сящей от с(, и 1, Ои=р.,-т„; 2 13! 12 + 13 мент в кривошипно-ползунном механизме выра- Х; и ее приведенное к ведущему кривошипу пле- (15.18) плечо т, состоит из двух составляюших: т„„, за- т„„, зависящей от трения: ).. т„= т„„+т =- В яп««+ — гйп2(з+есоз(х + 2 (15.1.9) +р~(1+Л); -)гв+ о1.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
