методические указания для курсовой работы / Kontrol'naya_rabota APP_ver.2

Министерство образования и науки Российской Федерации Саратовский государственный технический университет Балаковский институт техники, технологии и управления

РАСЧЕТ ЦЕЛЕВЫХ МЕХАНИЗМОВ АВТОМАТИЧЕСКИХ ЛИНИЙ

Методические указания к выполнению контрольной работы по курсу

“Автоматизация производственных процессов в машиностроении” для студентов специальности 120100

заочной формы обучения

Одобрено редакционно-издательским советом Балаковского института техники, технологии и управления

Балаково 2008

Цель работы. Получить навыки расчета целевых механизмов и параметров автоматических линий.

ВВЕДЕНИЕ

Автоматизация – это комплексная конструкторско – технологическая задача создания принципиально новой техники на базе прогрессивных технологических процессов обработки, контроля, сборки. Наиболее просто изучение вопросов автоматизации можно производить путем ознакомления с имеющимися образцами автоматизированного оборудования; с типовыми методами и средствами автоматизации управления, загрузки и транспортировки, зажима и поворота изделий и т.д. [1]. В методических указаниях приведены алгоритмы расчета типовых целевых механизмов. При расчете параметров автоматических линий даны ссылки на литературные источники, в которых рассмотрены методы расчета и рассмотрены примеры.

ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ Целевыми называют механизмы, предназначенные для выполнения

отдельных элементов технологического процесса и частных движений рабочего цикла на автомате и автоматической линии. Целевые механизмы автоматов и автоматических линий увязываются в пространстве и времени для осуществления рабочего цикла без участия человека. Целевые механизмы можно разбить на две группы: 1) целевые механизмы рабочих ходов; 2) целевые механизмы холостых ходов [1].

К первой группе относятся целевые механизмы, выполняющие операции по обработке данного материала и обеспечивающие рабочие движения материалов и рабочих органов: суппорты одношпиндельных и многошпиндельных автоматов, силовые головки, различные приспособления.

Ко второй группе относят целевые механизмы, выполняющие все холостые операции, не связанные с непосредственной обработкой изделий и обеспечивающие подготовку для совершения рабочих ходов: механизмы

2

загрузки, зажимные устройства, механизмы поворота и фиксации, транспортирующие устройства.

Силовые головки предназначены для сообщения режущим инструментам главного вращательного движения и движения продольной подачи. Они являются основными исполнительными механизмами агрегатных станков и автоматических линий. В зависимости от расположения привода подач силовые головки могут быть самодействующими и несамодействующими. В самодействующих силовых головках привод вращения и привод подач встроены в головку. В несамодействующих головках привод подач расположен вне головки, и силовая головка обычно устанавливается на силовом столе, который подключается к насосной станции станка или имеет самостоятельный привод.

Вибрационные загрузочные устройства входят в состав бункерных механизмов питания. Они используются для подачи деталей различной конфигурации и размеров. Проектирование вибрационных загрузочных устройств связано с определением оптимальных режимов движения заготовок по лотку, амплитуды колебания лотка, угол наклона подвесок, требуемое усилие электромагнитов вибраторов и др.

Кулачково – роликовые механизмы получили применение в автоматах для поворота каруселей (столов) многопозиционных неметаллорежущих автоматов с большим числом позиций.

Мальтийские механизмы получили широкое применение в станках – автоматах для периодического поворота шпиндельных блоков, револьверных головок, поворотных столов и других узлов. Наиболее широко применяются мальтийские механизмы с внешним и внутренним зацеплением, которые поворачивают узел автомата на равные углы с постоянной продолжительностью периодов простоя и движения.

3

РАСЧЕТ ЦЕЛЕВЫХ МЕХАНИЗМОВ АВТОМАТИЧЕСКИХ ЛИНИЙ

Расчет типоразмера гидравлической самодействующей силовой голов-

ки, которая используется в автоматической линии для обработки корпусной детали. Материал детали — серый чугун НВ 170 ÷ 229. Необходимо просверлить одновременно четыре отверстия диаметром d = 12 мм на глубину l—45 мм; материал сверл — быстрорежущая сталь Р18. Режимы резания выбираем согласно нормативам [2].

1.Осевая подача на один оборот сверла s0 при отношении l/d = 4 ÷ 8 равна 0,3 мм/об.

2.Стойкость режущего инструмента Тр. Для сверла d = 12 мм при условии, что одновременно обрабатываются четыре отверстия, Тр = 100 мин.

3.Скорость резания v определяется по формуле

v= vтаблК1К2К3,

где vтабл – значение скорости резания; К1 коэффициент, зависящий от обрабатываемого материала; К2 коэффициент, зависящий от стойкости инструмента; К3 – коэффициент, зависящий от отношения длины резания к диаметру.

3. Для d = 12 мм и при условии s0 = 0,3 мм/об, vтабл=18 м/мин. Для серо-

го чугуна HB 170÷229. К1=1,0.

При обработке сверлами из быстрорежущей стали и стойкости Тр = 100 мин К2=1,0; при соотношении l/d до 5 К3=1,0. Выбираем скорость резания v= 18 м/мин.

4.Число оборотов сверл в минуту n=1000πd v =1000π 1218 = 475об/ мин.

Следовательно, многошпиндельная насадка должна обеспечивать вращение шпинделей с числом оборотов n = 475-об/мин.

5.Минутная подача

sM = son = 0,3 475 = 143 мм/мин.

4

5.Суммарная осевая сила резания Pобщ. Осевая сила на одно сверло определяется по формуле

P0 = PтаблКр,

Где: Кр — коэффициент, зависящий от материала детали. Для d = 12 мм и so = 0,3 мм/об Ртабл = 2600 Н. Для серого чугуна НВ 170÷ 229 Кр = 1,0.

Следовательно, Р0 = 2600 Н. Тогда суммарная осевая сила при обработке четырьмя сверлами составит:

Робщ = Р0 4 = 2600 4=10400 Н.

Суммарная мощность резания. Мощность резания на одно сверло определяется по формуле.

Nрез = NтаблКN(n/1000) кВт,

где КN – коэффициент, зависящий от обрабатываемого материала.

Для d = 12 мм и so = 0,3 мм/об Nтабл = 1, 2 кВт.

При обработке серого чугуна НВ 170÷ 229 КN = 1,0. Nрез = 1,2 1,0(475/1000) = 0,75кВт,

тогда суммарная мощность резания при обработке четырьмя сверлами составит

Nсум = Nрез 4 = 0,57 4 = 2,28 кВт.

7. Необходимая мощность электродвигателя головки. При выборе си-

ловой головки по мощности должно соблюдаться условие Nсум≤ 1,2 Nдвη, где

η — к. п. д. силовой головки. Кроме того, в самодействующих силовых головках часть мощности электродвигателя затрачивается на привод гидравлического насоса. В самодействующих силовых головках наибольшая мощность, затрачиваемая на привод насоса подачи, составляет: габарит 2 NH = 0,5 кВт; габарит 3 NН = 0,7 кВт.

Тогда мощность двигателя самодействующей силовой головки

Nдв = Nдвэ + NН ;

Nдвэ = Nсум /(I,2η) = 2,28/(l,2 0,8) = 2,2 кВт.

5

Таким образом, силовая головка должна соответствовать следующим техническим условиям:

Мощность двигателя Nдв = 2,2 + NН кВт.

1.Наибольшее осевое усилие подачи Рсум = 10400 Н.

2.Минутная подача sM = 143 мм/мин.

Согласно табл. 1, данным условиям отвечает силовая головка габарита 3

смощностью электродвигателя Nдв = 3 кВт,

Таблица 1.- Технические характеристики гидравлических силовых головок

конструкции СКБ -1.

*Дополнительно для самодействующих силовых головок.

**Дополнительно для несамодействующих силовых головок.

***Для несамодействующих силовых головок.

Расчет основных параметров вибрационного загрузочного устройства

со спиральным лотком и тремя электромагнитами в приводе. Необходимая производительность Q = 100 шт/мин; деталь-колпачок d3 = 40 мм, h = 10 мм. Материал — сталь. Частота колебания лотка fл =- 50 Гц (1/с).

1.Определяем требуемую скорость перемещения заготовок: vтp = (Q d3/1000)η = (100. 40/1000) -2 = 8 м/мин.

Где: η — коэффициент, учитывающий неравномерность перемещения заготовок, способ их ориентации и другие факторы.

6

2. Определяем параметры чаши бункера: диаметр чаши' D = (10 20)d3,

принимаем D = 400 мм; шаг спирали t = (1,4 ÷ 1,7) h3 +m, m — толщина лот-

ка, мм; t = 1,5 10+ 10 = 25 мм; высота чаши Н = (0,2÷0,4) D, Н = 0,3 400= 120 мм; ширина лотка до буртика

B = d3 + 2 = 40 + 2 = 42 мм;

ширина лотка с буртиком

B' = B + 3 = 42 + 3 = 45 мм.

Для того чтобы заготовки перемещались в один слой, лоток выполнен с наклоном к центру под углом 4°.

3.Определяем угол подъема лотка Θ:

tg Θ =t /πd= 25/(3,14 400) =0,02; Θ = 1°10'.

4.Определяем требуемую скорость перемещения заготовок с учетом угла подъема лотка. При Θ, равном 2°, снижение скорости составляет 10 ÷ 15%:

υтр' = vтр 1,15 = 8 1,15≈10 м/мин.

5.Определяем требуемый угол наклона подвесок α, исходя из обеспечения необходимой скорости перемещения заготовок:

tg α = 206/(fлvтр) = 206/(50 10) = 0,4014; α = 22°.

6.Определяем амплитуду колебания лотка Хн, при которой обеспечивается скорость vтр :

Хн = 3,32g/(ω2 tgα) = (3,32 103)/(105 0,4014) = 0,083 см;

g≈ 103 см/c2; ω2 ≈ (2πfл)2≈1051/с2.

7.Определяем параметры пружин подвесок. В вибрационном загрузочном устройстве используют плоские пружины. Число подвесок n = 3, число пружин в подвеске i — 3. Из конструктивных соображений длина пружин l— 18 см и ширина b — 3 см. Вес колеблющихся частей и загруженных в бункер заготовок G — 15 кгс. Определяем толщину пружин а:

7

8. Определяем максимальное напряжение изгиба пружин при амплитуде колебания Хн:

Зная необходимое тяговое усилие электромагнита, можно определить его параметры.

Расчет кулачково-роликового механизма для поворота карусели полу-

автомата по следующим исходным данным: число позиций Zк = 24, радиус расположения роликов на карусели Rк = 250 мм, время поворота карусели tП = 1с, время стоянки карусели tc = 3,5с, средний диаметр улиты Dy = 200 мм. Общий вес карусели G = 1250 Н; приведенный радиус карусели r = 400 мм, диаметр ролика dp — 32 мм.

1. Определяем величину угла заложения кулачка улиты ϕ0 по формуле: T = tn + tc = 1 + 3.5 = 4,5 с;

ϕ0 = 3600 (tn / T) = 3600 (1 / 4,5) = 800.

2. Определяем расстояние между центрами роликов на карусели:

Н0 = 2 Rк sin (1800 /Zк) = 2 250 sin (1800 / 24) = 500 0,131 = 65,5 мм

3. Определяем величину коэффициента К:

Θопт = 350; ϕ0 = 1,4 рад;

Кmin = 4Н0 / (ϕ0 Dy tg (Θопт)) – 1 = (4 65,5) / (1,4 200 0,7) – 1 = 0,34.

8

Так как коэффициент Кmin находится в пределах α<Кmin<0,5, то кулачок следует профилировать по комбинированному синусоидальному закону.

4. Определяем наружный диаметр кулачка улиты Dн и толщину блокирующей части кулачка В. Так как диаметр ролика dp = 32 мм, тогда его высоту принимаем равной bр = 32 мм и ширину контакта рабочей поверхности ролика определяем из условия

b ≈ (0,7 ÷ 0,8) bp = 25 мм

Тогда наружный диаметр кулачка улиты: Dн = Dy + b = 200 + 25 = 225 мм;

В = H0 —dp = 65,5 — 32 = 33,5 мм.

5. Определяем длину L переводящей части кулачка улиты по наружному диаметру:

L = (π Dн / 3600) ϕ0 = (3,14 225 / 3600) 800 = 157 мм

6. Определяем угол переводящей части кулачка улиты, на котором подъем выполнен по прямой линии:

ϕП = К ϕ0 = 0,34 800 = 270 12’

Это соответствует длине по наружному диаметру кулачка: Lп = (π Dн / 3600) ϕп = (3,14 225 / 3600) 270 12’ = 53,4 мм

7.Определяем параметры кулачка, выполняемого по синусоиде:

ϕС = (ϕ0 - ϕП ) / 2= (800 - 270 12’) / 2 = 260 24’

Это соответствует длине по наружному диаметру кулачка: Lc = (π Dн / 3600) ϕC = (3,14 225 / 3600) 260 24’ = 51,8 мм

8.Производим расчет координат профиля паза кулачка улиты, выпол-

ненных по синусоиде. Обычно расчет координат профиля кулачка произво-

дят через каждые 0,5°, т. е. ϕ = 0,50. Для синусоидального закона: h = Н0 [ϕ/ ϕ0 – 1 / 2π sin (3600 / ϕ0) ϕ], мм

Например, для точки 4 при ϕ = 4 0,50= 20.

h4 = 65,5 [20 / 800 – 1 / 2π sin (3600 / 800) 20] = 0,013 мм

9

9. Определяем величину наибольшей коррекции в средней точке профиля паза кулачка:

10. Выполняем силовой расчет.

а) Определяем статический момент в опорах карусели. В опоpax используется упорный подшипник № 8120 с параметрами D0 = 120 мм, диаметр шариков dш = 12,7 мм. Коэффициент трения качения K1 = 0,005 см:

Мст = К1 (D0 / dш) G = 0,005 (12 / 1,27) 1250 = 59 Н см = 590 Н мм б) Определяем максимальный динамический момент:

Мдин max = εmах Jz

Максимальное угловое ускорение карусели для комбинированного закона:

εmах = 2π2 ϕp / [(tП)2 (1 – K2)] = 2π 0.262/[(1)2 1/(1 – 0,342)] = 1,86

рад/с2

ϕp = 2π / Zк = 2π / 24 = 0,262 рад.

Максимальное действительное ускорение карусели (с учетом коэффициента динамичности Кд = 4).

εд mах = Кд εmах = 4 1,86 = 7,44 рад / с2

Момент инерции вращающихся частей

Jz = (G / 2g) r2 = (1250 / 2 9810) 4002 = 10192 Н мм с2

Следовательно, динамический момент

Мдин max = εmах Jz = 7,44 10192 = 75830 Н мм.

в) Определяем наибольший суммарный момент сопротивления:

Мсmax = Мст + Мдин max = 590 + 75830 = 76420 Н мм.

г) Определяем максимальное окружное усилие, которое необходимо приложить к ролику:

Ррmax = Мсmах / Rк = 76420 / 250 = 380 Н.

10