Структурный анализ механизма пресса

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⁾ m_P (P_V m_V ^. ₂) [Вт]

где

₂=9,42 Рад/с, m_P=100 H/мм, m_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 h=0,7.

N_Pпс= Р_ПС V_D=Т₂ w₂

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.

2)  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:

2.  ПРИВОД

2.1  Выбор электродвигателя

Находим мощность движущих сил по формуле:

P_CD=P_СП/h

Где P_СП – мощность сил производственных сопротивлений

P_СП=Т_ПР.СПР.w_К/1000кВт

h - КПД машинного агрегата без учёта потерь в двигателе

h=h_и.м.h_р

гдеh_р - КПД одного редуктора,

h_и.м =0,7 (исполнительного механизма)

n_p=1-[m(Y₂+Y₃)+mYn]

где m=2 число зубчатых пар,

n=3 число пар подшипников,

Y₂+Y₃ =0,02…0,05 – сумма коэффициентов потерь одной зубчатой пары

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

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

Определяем мощность электродвигателя:

Р_ЭЛ=2698,84^.1,2=3238=3,3 кВт

По таблице 2.2(1) по требуемой мощности Р_ТР=3,3 кВт выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый, закрытый, обдуваемый двигатель серии 4А с синхронной частотой вращения 3000 об/мин 4А90L2У3 и скольжением 3,3% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения

об/мин