Проектирование и исследование механизмов кузнечно-прессового манипулятора

Проектирование и исследование механизмов кузнечно-прессового манипулятора

Реферат

Пояснительная записка к курсовому проекту «Проектирование и исследование механизмов кузнечно-прессового манипулятора» содержит 6 рисунков, 3 таблицы, 4 приложения.

В пояснительной записке приведено: проектирование основного механизма кузнечно-прессового манипулятора, определение закона движения звена приведения, кинестетический силовой расчет основного рычажного механизма, проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи, проектирование двухрядного планетарного механизма, проектирование кулачкового механизма с силовым замыканием высшей пары.

Содержание

1.       Техническое задание на проектирование

.1       Краткое описание работы механизмов установки

.2       Исходные данные

.        Определение закона движения механизма

.1       Синтез кулисного механизма

.1.1    Исходные данные

.1.2    Определение основных размеров механизма

.2       Синтез 4-ехшарнирного механизма

.2.1    Исходные данные

.2.2    Определение основных размеров механизма

.3       Определение параметров динамической модели

.3.1    Расчет кинематических передаточных функций

.3.2    Приведение масс

.3.3    Приведение сил

.4       Построение графика суммарной работы

.5       Построение графика угловой скорости звена приведения в функции обобщенной координаты

.6       Построение графика углового ускорения звена приведения в функции обобщенной координаты

.7       Построение графика времени и определение времени процесса

.        Силовой расчет механизма

.1       Исходные данные

.2       Определение главных векторов и главных моментов сил инерции

.3       Определение реакций в кинематических парах

.        Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи и планетарного механизма

.1       Проектирование зубчатой передачи

.1.1    Исходные данные

.1.2    Выбор коэффициентов смещения и построение графиков качественных показателей зубчатой передачи

.1.3    Расчет основных геометрических параметров зацепления

.2       Проектирование планетарного редуктора

.2.1    Исходные данные

.2.2    Подбор чисел зубьев

.2.3    Графическая проверка

.        Проектирование кулачкового механизма

.1       Исходные данные

.2       Построение кинематических диаграмм движения толкателя

.3       Определение основных размеров механизма

.4       Построение графика угла давления

.5       Построение центрового и конструктивного профилей кулачка

Заключение

Литература

Приложения

1.      Техническое задание на проектирование

.1 Краткое описание работы механизмов установки

Манипулятор (рис. 1.1a) выполняет следующие операции: захват заготовки, перемещение заготовки в вертикальной и горизонтальной плоскости, вращение заготовки вокруг ее оси. Манипулятор состоит из подвижного основания 6, хобота 5, схвата 5 и механизмов подъема хобота, его выравнивания (изображен штриховой линией), вращения охвата, а также гидравлических и электрических приводов.

Механизм подъема состоит из гидроцилиндра 3 со штоком 2, коромысла 1, шатуна 4 и коромысла (хобота) 5. Регулирование давления в гидроцилиндре осуществляется кулачковым механизмом, кулачок 15 которого установлен на звене 1, а толкатель 14 соединен с регулятором давления. График изменения силы F₂ , действующей на поршень 2 при подъеме хобота с грузом, представлен на рис. 1.1в.

Механизм вращения схвата приводится в движение от электродвигателя 7 через двухрядный планетарный редуктор 10-11-12 и зубчатую передачу 8-9 (рис. 1.1a). Для предохранения механизма от перегрузок в редукторе установлена фрикционная муфта 13, которая обеспечивает два режима движения: с остановленным колесом 12 и с остановленным колесом 10.

рычажный зубчатый цилиндрический передача

Рис. 1.1

.2 Исходные данные

Табл. 1.1

2.      Определение закона движения механизма

.1       Синтез кулисного механизма

.1.1 Исходные данные

Ход поршня в гидроцилиндреH_L = 0.6 мУгол поворота звена 1β = 90°Относительные длины звеньев механизма

(l_AB)_min/H_L = 2l_BL/H_L = 1.5

2.1.2 Определение основных размеров механизма

Синтез кулисного механизма 1-2-3 (рис. 1.1б) производят по допустимому углу давления [ϑ] = β / 2, ходу поршня H_L и отношению (l_AB)_min/H_L. Учитывают равенство углов давления в начале и конце ход поршня в цилиндре. Рис. 1.1б:

Длина кривошипа

l_BC = H_L / (2 * sin (β / 2)) = 0.424 м;

Длина стойки

l_AC = √(l_BC² + l_AB² + 2 * l_BC * l_AB * sin (β / 2)) = 1.53 м,

где l_AB находят из отношения (l_AB)_min/H_L.

.2       Синтез 4-ехшарнирного механизма

.2.1    Исходные данные

Длина стойки l_CK = 3 м Длина коромысла l_EK = 2.35 м Угловые координаты звена 5в верхнем положении₅' = 189°в горизонтальном положении₅'' = 196°в нижнем положении₅''' = 203°Углы поворота звена 1 при перемещении хобота из верхнего в горизонтальное положение(₁''-₁') = 45°из верхнего в нижнее положение(₁'''-₁') = 90°Относительные размеры звеньев иl_EF/l_FK = 0.2координат центров масс S₄, S₅, S_гl_KSг/l_FK = 2звеньев 4, 5 и груза l_DE/l_DS4 = 2l_KSг/l_KS5 = 2Угловые размеры угол BCD = 90°угол EFK = 90°

.2.2    Определение основных размеров механизма

Синтез 4-ехшарнирного механизма 1-4-5-6 проводят по трем положениям звена 5 и соответствующим углам поворота коромысла 4 (рис. 1.1б). Расчет ведут в среде Mathcad. Записывают координаты точки E для трех положений:

Затем решают систему уравнений:

Из которой определяют значения x_D, y_Dи l_DE:

м, м, м

= 0.386 м

Основные размеры находят, используя пункты 8 и 9табл. 1.1:

м

м

м

м

м

2.3     Определение параметров динамической модели

2.3.1  Расчет кинематических передаточных функций

Задачу о движении многозвенного механизма машины можно свести к рассмотрению динамической модели машины- условного звена, координата которого совпадает с обобщенной координатой механизма, угловая скорость совпадает с угловой скоростью звена приведения, к которому приложен силовой фактор, эквивалентный системе всех сил, действующих на механизм, и которое обладает инерционностью, эквивалентной инерционности всех звеньев механизма.

Рис. 1.2

М^пр_Σ- приведенный суммарный момент от сил

J^пр_Σ- приведенный суммарный момент инерции W_пл = 1

Для определения М^пр_Σ и J ^пр_Σ необходимо сначала определить кинематические передаточные функции.

Для расчета кинематических передаточных функций используют среду Mathcad. Определяют координаты центров масс S₄, S₅и S_г и углы поворота звеньев 4 и 5 (см. прил. 1). Затем находят кинематические передаточные функции (пример для точки S₄ и звена 4):

Далее строят графики кинематических передаточных функций.

.3.2    Приведение масс

Суммарный приведенный момент инерции складывается из момента инерции 1-ой группы звеньев и момента инерции 2-ой группы звеньев. Момент инерции 1-ой группы звеньев постоянен и равен нулю по условию, тогда суммарный приведенный момент инерции будет состоять только из момента инерции 2-ой группы звеньев. Его определяют следующим образом:

, где

;

;

Данные соотношения получают из условия равенства кинетических энергий модели и механизма.

Далее строят график момента инерции 2-ой группы звеньев.

.3.3    Приведение сил

Рассчитывают суммарный приведенный момент всех сил следующим образом:

, где

;

;

;

Данные соотношения получают из условия равенства элементарных работ у модели и у механизма.

Определение аналога скорости поршня относительно цилиндра (точка L) аналогично определению кинематических передаточных функций для предыдущих точек. Необходимо определить силу F₂. Силу F_2nопределяют из возможности начала движения:

= 1.833 * 10⁵ Н

Силу F_2k определяют из условия обеспечения безударного останова по скорости: равенство работ за цикл: A^ц_F2 = | A^ц_G4 + A^ц_G5 + A^ц_Gг|. Откуда получают

= 3.624 * 10⁴ Н, где

Далее строят график суммарного приведенного момента всех сил.

.4       Построение графика суммарной работы

Работу вычисляют следующим образом:

Затем строят ее график.

.5 Построение графика угловой скорости звена приведения в функции обобщенной координаты

Угловую скорость звена приведения в функции обобщенной координаты получают из интегральной формы уравнения движения:

Строят график.

.6 Построение графика углового ускорения звена приведения в функции обобщенной координаты

Для вычисления угловогоускорения звена приведения пользуются соотношением, полученным из дифференциальной формы уравнения движения:

Далее строят график.

.7 Построение графика времени и определение времени процесса

Время определяют из соотношения:

Строят график зависимости φ = φ(t), откладывая значения φ вдоль оси ординат, а значения tвдоль оси абсцисс.

Получают время процесса:

t_оп = t(β) = 0.74 с

3.      Силовой расчет механизма

На этапе силового расчета определяют реакции в кинематических парах и уравновешивающий силовой фактор. Реакции в кинематических парах необходимы для проведения в дальнейшем расчетов на прочность, износостойкость и долговечность кинематических пар и звеньев. Проводят кинетостатический силовой расчет, основанный на применении принципа Д’Аламбера.

.1 Исходные данные

Силовой расчет проводят для угла поворота 1-го звена ₁ = 20°. Этому углу соответствуют следующие значения величин:

ω(₁) = 3.34 рад·с^-1, ε(₁) = 10.89 рад·с^-2, F₂(₁) = 1.833 * 10⁵ Н

.2 Определение главных векторов и главных моментов сил инерции

Сначала определяют ускорения центров масс звеньев 4, 5 и груза и угловые ускорения звеньев 4 и 5 (на примере звена 4):

Далее определяют главные векторы и главные моменты сил инерции (на примере звена 4):

Затем вычисляют значения главных векторов и главных моментов сил инерции для угла ₁.

.3 Определение реакций в кинематических парах

Реакции в кинематических парах определяют в среде Mathcadматричным методом. Метод подробно рассмотрен в приложении 2.

Полученные значения сравнивают с соответствующими, полученными в программе Diada (результаты работы программы представлены в приложении 3).

Можно видеть, что результаты двух способов совпадают. Таким образом, силовой расчет проведен верно.

4.      Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи и планетарного механизма

4.1     Проектирование зубчатой передачи

.1.1    Исходные данные

Число зубьев шестерниz₁ = 13Число зубьев колесаz₂ = 19Модуль колесm = 12 мм

Также используют стандартные значения величин:h^*_a = 1- коэффициент высоты зуба;

с^* = 0.25 - коэффициент радиального зазора в паре исходных контуров;

ρ^*_f = 0.38 - коэффициент радиуса кривизны переходной кривой;= 20° - угол главного профиля.

Колеса прямозубые.

.1.2    Выбор коэффициентов смещения и построение графиков качественных показателей зубчатой передачи

Все последующие расчеты выполнены в среде Mathcad. Коэффициент смещения колеса принимают x₂ = 0.5. Для шестерни коэффициент смещения x₁ выбирают после построенияграфиков качественных показателей.

Угол зацепления рассчитывают, решая следующее уравнение:

Далее определяют коэффициент воспринимаемого смещения:

Коэффициент уравнительного смещения:

Радиусы начальных окружностей шестерни и колеса:

Межосевое расстояние:

Радиусы окружностей вершин шестерни и колеса:

Радиусы окружностей впадин шестерни и колеса:

Радиусы делительных окружностей шестерни и колеса:

Радиусы начальных окружностей шестерни и колеса:

Толщины зубьев шестерни и колеса при вершине:

,

где

Коэффициент перекрытия:

Коэффициенты скольжения:

Коэффициент удельного давления:

Минимальное число зубьев шестерни без смещения

Минимальное допустимое значение[S_a / m]принимают равным 0.2, поскольку в качестве ХТО принимают улучшение. Минимальное допустимое значение [ε_α] принимают равным 1.05, т.к. принимают степень точности 9. Выбранным значениям [S_a / m] и[ε_α]соответствуют значения смещения и соответственно.

Далее строят графики качественных показателей.

Рис. 4.1

Выбирают x₁ = 0.7 (рис. 4.1), т.к. при таком значении коэффициента смещения шестерни достигается примерное равенство коэффициентов скольжения. Также при выбранном значении x₁ выполняются все необходимые условия и ограничения:S_a1 / m> [S_a / m], S_a2 / m> [S_a / m], ε_α>[ε_α].

.1.3    Расчет основных геометрических параметров зацепления

При выбранном значении коэффициента смещения шестерни, пользуясь формулами предыдущего пункта, получают следующие параметры:

Радиусы начальных окружностей шестерни и колеса:

мм

мм

Межосевое расстояние:

мм

Радиусы окружностей вершин шестерни и колеса:

мм

мм

Радиусы окружностей впадин шестерни и колеса:

мм

мм

Радиусы делительных окружностей шестерни и колеса:

мм

мм

Радиусы начальных окружностей шестерни и колеса:

мм

мм

Толщины зубьев шестерни и колеса при вершине:

мм

мм

Шаг по делительной окружности:

p = π * m = 37.699 мм

Коэффициент перекрытия:

После определения основных параметров строят станочное зацепление исходного производящего контура с шестерней z₁, проводится профилирование зуба методом огибания.

Для спроектированной передачи строят схему зацепления шестерни z₁ и колеса z₂.

.2       Проектирование планетарного редуктора

.2.1    Исходные данные

Передаточное отношение планетарного редуктораu⁽⁴⁾_1H = 16.5Число блоков сателлитовK = 3

.2.2    Подбор чисел зубьев

Имеется двухрядный планетарный редуктор со смешанным зацеплением (рис. 4.2а). Передаточное отношение такого редуктора u⁽⁴⁾_1H = 1 + (z₂ * z₄) / (z₁ * z₃).Необходимо определить числа зубьев z₁ - z₄редуктора. При этом необходимо выполнение следующих условий:

а)                                      б)                                    в)

Рис. 4.2

)        Обеспечение заданного передаточного отношения с требуемой точностью

Расчетное передаточное отношение должно отличаться от заданного не больше, чем на ±5%.

)        Условие соосности

a_wI = r_w1 + r_w2 = a_wII = r_w4 - r_w3

Откуда следует, что z₁ + z₂ = z₄-z₃

)        Условие отсутствия подрезания_внеш>17, z_внут>85

)        Условие правильности выполнения внутреннего зацепления

z_внут - z_внеш> 8

)        Условие соседства сателлитов

sin (π / K) > (max (z₂, z₃) + 2) / (z₁ + z₂)

6)      Условие сборки

u⁽⁴⁾_1H * z₁ * (1 + K * p) / K = B

Нужно проверить, существует ли такое целое p, при котором B тоже будет целым.

Получают несколько решений, удовлетворяющих вышеперечисленным условиям. Из них выбирают, руководствуясь следующими критериями:

)        Минимальность габаритов: необходимо выбрать такое соотношение зубьев, что максимальная из 2-ух величин (z₁ + 2* z₂) и z₄ была минимальной среди прочих наборов чисел зубьев.

)        Минимальность массы: необходимо выбрать такое соотношение зубьев, чтобы величина z₁ + K * (z₂ + z₃) + z₄была минимальной среди прочих наборов чисел зубьев.

Результат: z₁ = 19, z₂ = 55, z₃ = 18, z₄ = 92. Полученный набор зубьев удовлетворяет всем условиям и обеспечивает минимальность габаритов редуктора.

.2.3    Графическая проверка

Рис. 4.2б: передаточное отношение определяют следующим образом:

u⁽⁴⁾_1H = tgψ₁ / tgψ_H = BB’ / BB’’

Также редуктор может работать при остановленном звене 1 (рис. 4.2в). В этом случае передаточное отношение определяют следующим образом:

u⁽¹⁾_4H = 1 + (z₁ * z₃) / (z₂ * z₄) = 1.07

Графически проверяют следующим образом:

u⁽¹⁾_4H = tgψ₄ / tgψ_H = DD’ / DD’’

рычажный зубчатый цилиндрический передача

5.      Проектирование кулачкового механизма

5.1 Исходные данные

Угол профиля кулачка d_p= j_p = 90° Ход толкателя в кулачковом механизмеh_Q = 0.03 м

Внеосность толкателя e = 0.01 м

Допустимый угол давления в кулачковом механизме[ϑ] = 35°Закон движения

.2 Построение кинематических диаграмм движения толкателя

Строят график зависимости аналога скорости толкателя от угла поворота кулачка, пользуясь следующим соотношением:

Затем строят график зависимости аналога ускорения толкателя от угла поворота кулачка, используя соотношение:

.3 Определение основных размеров механизма

Строят диаграмму кинематических отношений кулачкового механизма (рис 5.1). Для этого откладывают в одинаковых масштабах перемещение толкателя по оси ординат и аналог скорости толкателя против оси абсцисс. Затем проводят касательные к графику под углом [ϑ] к оси ординат. Получают область допустимых решений, в которой располагают центр вращения кулачка с учетом заданного эксцентриситета eи обеспечения минимальности габаритов. Эксцентриситет откладывают в сторону уменьшения углов давлений на фазе удаления при заданном рабочем направлении ω₁.

Рис. 5.1

Из построенной диаграммы кинематических отношений определяют радиус начальной шайбы центрового профиля:

r₀ = 0.087 м

Радиус ролика:

R_рол = 0.3 * r₀ = 0.026 м

.4 Построение графика угла давления

Угол давления вычисляют по следующей формуле:

,

где s₀ - модуль ординаты точки О₁ (рис. 5.1).

Далее строят график.

.5 Построение центрового и конструктивного профилей кулачка

Строят центровой профиль кулачка. Для этого задают масштаб, затем из произвольного центра в масштабе проводят окружности радиусами r₀и e. Далее из произвольной точки на окружности r₀ в направлении -ω₁откладывают рабочий угол, угол делят на n интервалов. Из каждой точки деления касательно к окружности радиусом е проводят прямые. На этих прямых от точки пересечения с окружностью r₀ откладывают в выбранном масштабе соответствующие перемещения толкателя S_Bi. Полученные точки соединяют плавной кривой, образуя центровой профиль кулачка. Затем на расстоянии, равном радиусу ролика, строят конструктивный профиль.

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:

)        Определен закон движения звена приведения механизма кузнечно-прессового манипулятора ω = ω(φ), ε = ε(φ); t_оп = 0.74 с.

)        Для заданного положения механизма φ₁ = 20° проведен силовой расчет, определены реакции в кинематических парах механизма и уравновешивающий момент.

)        Спроектирована прямозубая цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача с модулем m = 12 мм, с числами зубьев колес z₁ = 13 и z₂ = 19, коэффициентами смещения x₁ = 0.7, x₂ = 0.5 и коэффициентом перекрытия ε_α = 1.122.

)        Спроектирован двухрядный планетарный редуктор со смешанным зацеплением с передаточным отношением u⁽⁴⁾_1H = 15.8 и с числами зубьев z₁ = 19, z₂ = 55, z₃ = 18, z₄ = 92.

)        Спроектирован кулачковый механизм с поступательно движущимся толкателем при заданном законе перемещения выходного звена. Радиус начальной шайбы центрового профиля кулачка r₀ = 0.087м, радиус начальной шайбы конструктивного профиля кулачка R₀ = 0.061 м, радиус ролика R_рол = 0.026 м, эксцентриситет e = 0.01 м.

Литература

1.       Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учеб. Для втузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Наука.Гл. ред. физ.-мат. лит., 1988. - 640 с.

.        Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование:учеб. пособие / под ред. Г.А. Тимофеева - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2012. - 169, [3] с.: ил.

.        Теория механизмов и механика машин:Учеб. для вузов / К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К. Мусатов и др.; Под. ред. К.В. Фролова. - 4-е изд., испр. и доп. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. -664 с.: ил.

.        Сащенко Д.В. Конспект лекций по теории механизмов и машин. Список ПО: КОМПАС-3D, MathCad, Diada, QtCreator.

Приложения

Приложение 1. Расчет кинематических передаточных функций

Представлен фрагмент программы, написанной в среде Mathcad, при помощи которой определяются координат центров масс звеньев и других необходимых точек.

Исходные данные

Определение координат необходимых точек

Далее дифференцируют необходимые координаты по обобщенной координате и получают кинематические функции.

Приложение 2. Матричный метод определения реакций в кинематических парах

Представлен фрагмент программы, написанной в среде Mathcad, при помощи которой определяются реакции в кинематических парах и уравновешивающий момент на звене 1.

Вспомогательная матрица, соответствующая таблице кинематических пар:

Реакции в кинематических парах и уравновешивающий момент на звене 1:

Приложение 3. Результаты силового расчета, выполненного в программе Diada

Реакции в кинематических парах. ( Н, Нм)

Пара C стойки. Реакция на звено 0 со стороны звена 1

|R| 281024.3092

уг. R -132.66

пр.Rx -190432.8573

пр.Ry -206663.9524

Пара A стойки. Реакция на звено 3 со стороны звена 0

|R| 183299.9999

уг. R -177.65

пр.Rx -183145.5938

пр.Ry -7522.0650

Пара K стойки. Реакция на звено 5 со стороны звена 0

|R| 46424.1863

уг. R -92.39

пр.Rx -1938.6469

пр.Ry -46383.6902

Пара B . Реакция на звено 1 со стороны звена 2

|R| 183299.9999

уг. R -177.65

пр.Rx -183145.5903

пр.Ry -7522.1481

Пара D . Реакция на звено 1 со стороны звена 4

|R| 199275.0925

уг. R -92.10

пр.Rx -7287.2669

пр.Ry -199141.8043

Пара L . Реакция на звено 2 со стороны звена 3

|R| 3.5680

уг. R 92.35

пр.Rx -0.1464

пр.Ry 3.5650

Реакция приложена в основании перпендикуляра, опущенного из пары A на направляющую пары L

Момент сил реакции на звено 2 со стороны звена 30.0000

Пара E . Реакция на звено 4 со стороны звена 5

|R| 192808.3896

уг. R -92.32

пр.Rx -7804.2153

пр.Ry -192650.3811

Уравновешивающий момент на звене 1-14.8948

Приложение 4. Программа подбора чисел зубьев редуктора

Представлен код программы определения чисел зубьев редуктора, написанной в среде Qt.

#include <QtCore/QCoreApplication>max (int A, int B);main()

{K, z1, z2, z3, z4, z1_min, z2_min, z3_min, z4_min, z1_max, z2_max, z3_max, z4_max, G_min, G, z1c, z2c, z3c, z4c;pi = 3.141592654;U_1H_t = 16.5;= 3;_min = 17;_min = z1_min;_min = z1_min;_min = 85;_max = 100;_max = z1_max;_max = z1_max;_max = 160;_min = 1000;(z1 = z1_min; z1 <= z1_max; z1++)(z2 = z2_min; z2 <= z2_max; z2++)(z3 = z3_min; z3 <= z3_max; z3++)

{= z1 + z2 + z3;((z4 >= z4_min) && (z4 - z3 >= 8) && (z4 <= z4_max))

{U_1H_e = 1 + (float)(z2 * z4) / (z1 * z3);((U_1H_e >= 0.95 * U_1H_t) && (U_1H_e <= 1.05 * U_1H_t))(int p = 0; p <= 10; p++)((int)(U_1H_t * z1 * (1 + K * p)) % K == 0)(sin (pi / K) > (float)(max (z2, z3) + 2) / (z1 + z2))

{= max (z1 + 2 * z2, z4);(G < G_min && z1 % K != 0 && z4 % K != 0)

{_min = G;c = z1;c = z2;c = z3;c = z4;

}

}

}

}("z1 = %d, z2 = %d, z3 = %d, z4 = %d\n", z1c, z2c, z3c, z4c);0;

}max (int A, int B)

{A > B ? A : B;

}