Студопедия

КАТЕГОРИИ:

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника



Расчет и построение графиков изменения плеча силы идеального механизма, реального механизма и мгновенных КПД ГИМ

Читайте также:
  1. Delphi. Рисование графиков
  2. I. Изменения капитала
  3. IV Раздел. Расчет общей суммы затрат. Проверка.
  4. Nbsp;   Расчет усилителя низкой частоты.
  5. Y-образное построение печатной секции
  6. А. Основное уравнение МКТ идеального газа
  7. Адекватно ли отражает настоящая декларация важность добровольчества в мире? Если нет, то какие изменения следует внести?
  8. Адиабатические изменения температуры воздуха
  9. Аккредитивная форма расчетов
  10. Активация вашего идеального генетического кода для обретения абсолютного здоровья и благополучия

Расчет мгновенных коэффициентов полезного действия (hмгн) главного исполнительного механизма производится для каждого из значений при повороте ведущего кривошипа через 10° по зависимости:

. (3.9)

Значения коэффициентов трения в расчетах можно принимать следующими:

- для направляющих ползуна =0,1;

- для подшипников кривошипного вала:

=0,05…0,06 (при использовании густой смазки);

=0,03…0,04 (при использовании жидкой смази).

Построение графиков изменения , , и h мгн проводится с использованием программы кафедры ОМД «Makin» на ПК.

4 ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КРИВОШИПНОГО ОБОРУДОВАНИЯ

Для выполнения энергетического расчета кривошипного пресса необходимо:

- выбрать технологическую операцию, для осуществления которой предназначена машина и жесткость последней;

- построить типовые линеаризованные графики усилия деформации, жесткости и нагрузочный в функции перемещения ползуна;

- определить расход энергии на совершение технологической операции, потери энергии на холостой ход и включение муфты;

- рассчитать необходимую мощность электродвигателя;

- выбрать электродвигатель по каталогу;

- найти коэффициент энергоемкости машины и сравнить расчетное значение с требованиями соответствующего ГОСТа;

- определить момент инерции привода и маховика;

- рассчитать клиноременную передачу;

- определить основные размеры маховика.

Исходные данные для расчета:

- номинальное усилие пресса Рн;

- частота ходов пресса в минуту nх;

- технологическое назначение машины (1 – разделительные операции листовой штамповки; 2 - вытяжка листового материала; 3 – горячая обрезка облоя; 4 – чеканка; 5 – холодное выдавливание; 6 – горячая объемная штамповка).

4.1 Построение графика жесткости машины

Жесткость машины, работу холостого хода, работу включения муфты следует определять по статистическим данным ЭНИКМАШ (см. табл. 4.1).

 

 

Таблица 4.1 - Значения жесткости пресса , рекомендуемые

ЭНИКМАШем, а также работ, затрачиваемых на включение

муфты (АВМ) и холостой ход пресса (АХХ) и коэффициента

использования ходов (ри)

  Наименование машины   Жесткость пресса ( )**, кН/мм* Работа холостого хода , кДж Работа включения муфты , кДж Коэффициент использования ходов ри*
Однокривошипные открытые 200…800 0,1…0,01 0,1 0,3…1,0
Однокривошипные закрытые 500…2400 0,08…0,02 0,1…0,02 0,4…0,8
Двухкривошипные закрытые 700…4000 0,06…0,02 0,06…0,02 0,2…0,6
Прессы двойного действия 600..1200 0,02…0,07 0,05 0,3…0,4
Прессы холодноштамповочные кривошипно-коленные 1500…8000 0,02…0,01 0,02…0,01 0,4…0,8
КГШП, ГКМ 2200…12000 0,05…0,02 0,02…0,04 0,1…0,4
Автоматы листоштамповочные: - многопозиционные - с нижним приводом     500…3000 600…2000     0,04…0,02 0,2…0,06 1,0
Автоматы ХВА с цельной и разъемной матрицей; одно- и двухударные 250…2500 0,1…0,15 1,0

Примечание: жесткость рассчитываемого пресса должна быть выбрана такой, чтобы податливость пресса обеспечивалась в пределах 0,5…3 мм; *большие значения работы холостого хода принимаются для меньшего хода и меньшего усилия; ** большие значения принимаются для больших номинальных усилий; промежуточные значения следует находить интерполяцией.



4.2 Выбор и построение типового линеаризованного графика деформации.



В зависимости от технологического назначения рассчитываемого пресса форму и размеры графика деформаций следует выбирать по рис. 4.1 - 4.6.

Для схемы, приведенной на рис. 4.1:

а) толщину листа h для рассчитываемого пресса рекомендуется выбирать по табл. 4.2.

Рисунок 4.1 – График деформаций при разделительных операциях листовой штамповки для универсальных листоштамповочных прессов I-го исполнения

Таблица 4.2 - Рекомендуемые значения толщины металла при

выполнении разделительных операций листовой штамповки в

зависимости от номинального усилия пресса Рн

Номинальное усилие пресса, кН
Толщина листа h, мм 1,0 2,0 3,0 4,5 7,0 15,0 20,0 30,0

 

Примечание: при отсутствии в таблице 4.2 данных для заданного номинального усилия пресса, толщину листа следует определять интерполированием лежащих рядом значений; более 30 мм толщину листа не назначать.

б) базу деформации следует определять по формуле

hmax = kh, (4.1)

где h - толщина листа;

k - коэффициент, зависящий от свойств металла и задающий величину смятия металла до образования скалывающей трещины (см. табл. 4.3).

 

Таблица 4.3 – Значения коэффициента k

    Тип разделительной операции Характеристика пластических свойств стали
Мягкая (стали: Ст.3, 08кп, Сталь 20) Средней твердости (Сталь 30, Сталь 35, Сталь 40) Твердая (Сталь 50, Сталь 60)
Вырубка пробивка в штампе 0,65 0,5 0,4
Отрезка на ножницах с параллельными ножами 0,35 0,3 0,25

Податливость кривошипного пресса следует определять по формуле

, (4.2)

где - жесткость пресса (см. таблицу 4.1).

Рисунок 4.2 – График деформации при вытяжных операциях листовой

штамповки для универсальных листоштамповочных прессов

II-го исполнения (график первой вытяжки)

 

Для графика, приведенного на рис. 4.2, при расчете прессов двойного и тройного действия hmax=Sp , при αр =830…850. При расчете листоштамповочных прессов простого действия II-го исполнения ∆h max=Sp, при αр =450…500.

Рисунок 4.3 - График деформаций при прессовании (выдавливании)

для КГШП, чеканочных прессов

Для графика, приведенного на рис. 4.3, для чеканочных прессов ∆hmax = 0,145Smax. Для КГШП - ∆hmax=Sp (при αр=300).

Рисунок 4.4. График деформаций при объемной штамповке в открытых

и закрытых штампах для КГШП, ГКМ

Для графика, приведенного на рис. 4.4, для КГШП, ГКМ ∆hmax=Sp, αр=350, коэффициенты x, y – по табл. 4.4.

 

 

Таблица 4.4 – Значения коэффициентов x, y для построения графика

деформаций объемной штамповки

Вид штамповки Коэффициент
x y
В открытых штампах 0,9 0,2
В закрытых штампах 0,8 0,3

Податливость пресса определяется по зависимости (4.2) с использованием данных табл. 4.1. Величина перемещения ползуна в зоне «мертвого» трения (SМ) определяется по зависимостям:

SM=R[(1-cosaM)+ (1-cos2aM)];

sin ,

где aМ угол поворота кривошипа в зоне «мертвого» трения;

R - радиус кривошипа;

rA, rO - радиусы шеек кривошипного вала шатунной и опорной, соответственно;

rB - радиус шарнира, соединяющего шатун с ползуном, как правило rB=rO;

- коэффициент трения в подвижных парах механизма (для жидкой смазки =0,03…0,04; для густой - =0,05…0,06);

- коэффициент длины шатуна.

Рисунок 4.5 - График деформации при гибке в штампах для гибочных прессов

База деформации для гибочных операций (см. рис 4.5) определяется по формуле

hmax = 0,22Smax,

податливость – по (4.2) с использованием данных табл. 4.1.

Рисунок 4.6 – График деформации при горячей резке металла

(обрезки облоя) для универсальных листоштамповочных прессов

III-го исполнения, ножниц

Для графика, приведенного на рис. 4.6:

- база деформации при обрезке облоя на универсальных листоштамповочных прессах определяется по зависимости:

hmax = k h,

где k = 1 (при порезке нагретого металла);

толщина металла h = аhз + δ;

а - коэффициент, учитывающий влияние штамповочных уклонов (а = 2,4…1,6);

δ - плюсовой допуск по высоте, учитывающий недоштамповку (δ = 0,3…3,0 мм).

hз - высота мостика облойной канавки (принимается по данным табл. 4.5).

Таблица 4.5 – Высота мостика облойной канавки в зависимости

от номинального усилия пресса

Рн, кН
hз – высота мостика облойной канавки, мм 1,5 3,0 4,0 5,0 6,0 8,0 10,0 12,0

 

- база деформации при порезке прутков на ножницах определяется по формуле:

hmax = k hпр,

где hпр – толщина (высота, диаметр разрезаемого прутка);

податливость определяется по (4.2) с использованием данных табл. 4.1, величина перемещения ползуна в зоне «мертвого» трения (SМ) определяется по зависимостям:

SM=R[(1-cosaM)+ (1-cos2aM)],

sin ,

где aМ -угол поворота кривошипа в зоне «мертвого» трения;

R - радиус кривошипа;

rA, rO - радиусы шеек кривошипного вала шатунной и опорной, соответственно;

rB - радиус шарнира, соединяющего шатун с ползуном, как правило rB=rO;

- коэффициент трения в подвижных парах механизма (для жидкой смазки =0,03…0,04; для густой - =0,05…0,06);

- коэффициент длины шатуна;

4.3 Построение нагрузочного графика машины

Податливость кривошипной машины накладывается на график деформаций, значительно изменяя его. Специфика преобразования графиков деформаций в нагрузочные графики заключается в следующем:

- график деформаций для вытяжных операций преобразуется в нагрузочный график без изменения базы деформации;

- график деформаций для разделительных операций преобразуется в нагрузочный график со значительным изменением базы деформации (на величины податливости машины). Для операций вырубки пробивки при построении нагрузочного графика необходимо учесть величину хода ползуна ( ) для проталкивания детали или отхода сквозь матрицу:

- для тонколистового материала (до 5мм)

=h;

- для толстолистового материала (более 5мм)

.

4.4 Определение расчетного значения мощности электродвигателя и его

выбор по каталогу

Для определения расчетного значения мощности электродвигателя необходимо:

а) по нагрузочному графику определить работу деформации ;

б) определить работу операции АОП (работа, затрачиваемая на выполнение технологической операции с учетом потерь в кривошипном механизме и передачах):

АОП= ,

где - мгновенный кпд ГИМ пресса, определяемый при 450…500 по графику мгновенных кпд или по следующим ориентировочным значениям:

- для листоштамповочных прессов 0,65…0,55;

- для КГШП и ГКМ 0,60…0,50;

- для ХВА и других автоматов 0,70…0,60;

- для чеканочных прессов 0,80…0,70;

ПЕР – кпд передач, определение которого осуществляется перемножением кпд ступеней передач. Значения кпд ступеней передач:

- КЛ=0,94…0,96;

- ЗУБ. Б= ЗУБ. Т=0,96 (подшипники скольжения);

- ЗУБ. Б= ЗУБ. Т=0,98 (подшипники качения).

в) определить работу, затрачиваемую на включение муфты – «АВМ», работу, затрачиваемую на холостой ход пресса «АХХ», коэффициент использования ходов – ри (в соответствии с рекомендациями табл. 4.1).

Выбор исходных данных при расчете мощности электродвигателя заключается в определении рекомендуемого скольжения и типа электродвигателя, а также расчетной мощности электродвигателя.

Расчетную номинальную мощность электродвигателя находят по формуле:

N= ,

где – коэффициент запаса (выбирают по данным табл. 4.6).

– время цикла, определяемое по формуле

.

К основным факторам при выборе системы электропривода кривошипных прессов относятся:

- технические требования;

- экономическая целесообразность.

Подавляющее большинство кривошипных прессов оборудуются маховиковым приводом с асинхронными трехфазными электродвигателями следующих типов:

- с короткозамкнутым ротором (электродвигатели отличаются простотой устройства, невысокой стоимостью, надежностью и безопасностью работы);

- с повышенным скольжением;

- с фазным ротором;

- многоскоростной (с переключением полюсов) и др.

 

 

Таблица 4.6 – Значения рекомендуемого скольжения, коэффициента запаса,

коэффициента запаса мощности электродвигателя в зависимости от числа

фактически используемых ходов

Параметр Число фактически используемых ходов в машине
До 15 15…40 40…80 80…150 Св. 150
Рекомендуемое скольжение 0,12…0,08 0,08…0,05 0,05…0,03 0,03…0,02 0,02…0,01
Коэффициент запаса мощности электродвигателя 1,15 1,2 1,3 1,4 (1,5…1,6)
Коэффициент запаса ε 0,80 0,85 0,90 0,95
Рекомендуемые серии электродвигателей 4АНК, АКП, АК 4АС, 4АОС, 4АОС2
             

Привод от электродвигателя постоянного тока обеспечивает бесступенчатое электрическое регулирование числа ходов и угловой скорости кривошипа, как на холостом ходу, так и в период рабочего хода. Использование привода от электродвигателя постоянного тока обеспечивает возможность работы кривошипного оборудования без муфты включения и маховика. Однако, стоимость такого привода гораздо выше, чем маховикового с асинхронным электродвигателем, поэтому его применение допускается в особых технически обоснованных случаях (в прессах, используемых для горячего прессования профилей с растянутым во времени рабочим ходом и т. п.)

Выбор электродвигателя осуществляется в следующей последовательности:

1. Определяется рекомендуемое скольжение;

2. Определяется расчетная мощность электродвигателя;

3. Выбирается электродвигатель по каталогу (по таблицам В1, В2, В3, В4 приложения В), указываются его паспортные данные.

4. Производится проверка на нагрев электродвигателя [11], при необходимости, корректировка и т.д.

В зависимости от фактической частоты ходов пресса и рекомендуемого скольжения электродвигателя следует принимать двигатели серии (см. табл. 4.6):

- при - менее 15 - серия 4АК (с фазным ротором);

- при от 15 до 50 - серия 4АС (повышенного скольжения). При выборе электродвигателя серии 4АС нужно помнить, что мощность электродвигателя должна быть выбрана по графе каталога «Мощность электродвигателя при ПВ=100%».;

- при свыше 50 - серия 4А (нормального скольжения).

После выбора мощности двигателя по каталогу (таблицам В1, В2, В3, В4 приложения В) необходимо определить коэффициент энергоемкости КЭ, формула для расчета которого приводится в соответствующем ГОСТе на кривошипную машину.

Если коэффициент энергоемкости расчетный КЭ РАСЧ меньше или равен заданному ГОСТом коэффициенту энергоемкости КЭ ГОСТ, мощность электродвигателя определена правильно.

Если коэффициент энергоемкости расчетный КЭ РАСЧ окажется больше заданного ГОСТом коэффициента энергоемкости КЭ ГОСТ, то после проверки значений АОП, АВМ, АХХ и уверенности в том, что они определены правильно, следует уменьшить коэффициент использования ходов с тем, чтобы обеспечить выполнение условия

КЭ РАСЧ. £ КЭ ГОСТ

5 ПОСТРОЕНИЕ ГРАФИКОВ ДОПУСКАЕМЫХ НАГРУЗОК НА

ПОЛЗУНЕ ПО ПРОЧНОСТИ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ПРЕССА

5.1 Основные обозначения

- ширина и толщина щек коленчатого вала;

- ширина зубчатого колеса;

- диаметры шеек главного вала;

- длины шеек вала;

- длина шатуна;

- допустимое усилие на ползуне машины;

- номинальное усилие кривошипной машины;

радиус кривошипа;

- радиус начальной окружности зубчатого зацепления;

- ход ползуна;

- номинальный недоход ползуна (ход ползуна до его крайнего нижнего или переднего положения, когда машина может быть нагружена усилием );

- угол поворота кривошипа;

- угол зацепления зубчатой передачи;

- угол наклона зубьев колеса;

- установочный угол шестерни тихоходной передачи;

- коэффициент длины шатуна;

- коэффициент трения;

- модуль зубчатого зацепления;

- относительное приведенное плечо силы ;

- различные коэффициенты.

5.2 Методика проектирования главных валов и тихоходной зубчатой

передачи кривошипных и кузнечно-штамповых машин

Основные детали кузнечно-штамповочных машин можно разделить на две группы:

1) детали, предельная несущая способность которых практически не зависит от положения главного исполнительного механизма машины (ползун, станина и др.). Методика расчета на прочность этой группы деталей рассматривается в дисциплинах «Сопротивление материалов» и «Детали машин»;

2) детали, предельная несущая способность которых зависит от положения главного исполнительного механизма машины (угла поворота ведущего кривошипа). Это - главные валы (независимо от их конструктивного исполнения) и зубчатые передачи последней ступени (тихоходные зубчатые передачи).

Главный вал при угле поворота кривошипа =0° испытывает лишь напряжения от изгиба, вызванного силой, приложенной к ползуну. С увеличением угла к напряжениям от изгиба добавляются напряжения от кручения. Максимальные напряжения в сечениях главного вала будут при угле поворота =90°. Однако, максимальные нагрузки, действующие на ползун при выполнении технологической операции, возникают при углах поворота ведущего кривошипа значительно меньших 90°. Поэтому рассчитывать главный вал по суммарным максимальным напряжениям изгиба и кручения нецелесообразно. Это приводит к значительным и неоправданным увеличениям его массы и габаритов.

Существующие методики проектирования кривошипных машин предусматривают определение основных размеров главных валов по опытно - статистическим данным, а затем расчет допускаемых усилий на ползуне машины, исходя из прочности вала под действием изгибающих и крутящих моментов и поперечной силы. Расчеты проводят в зависимости от угла поворота ведущего кривошипа или хода ползуна .

Полученная зависимость от или должна обеспечить необходимый номинальный недоход или номинальный угол , устанавливаемые для данного типа оборудования соответствующими ГОСТами или требованиями технического задания.

Если в главном приводе машины имеются зубчатые передачи, то по аналогичной методике рассчитываются параметры последней тихоходной пары. По опытно - статистическим данным выбирают конструктивные размеры и материалы зубчатого колеса. Проводят проверочные расчеты исходя из допустимой пластической деформации зубьев, усталостной прочности зубьев колес на изгиб и предела выносливости поверхности зубьев (для закрытых зубчатых передач). Выбирают наименьшее значение крутящего момента , полученное из расчетов в результате проверок, и определяют усилие по ползуну, допускаемое прочностью тихоходной передачи, по формуле

,

где - приведенное плечо силы.

Так как зависит от угла поворота ведущего кривошипа , то и усилие по ползуну также будет зависеть от положения главного исполнительного механизма. Полученная зависимость от также должна обеспечить необходимый номинальный угол . Зависимости и от совмещают и получают график допускаемых усилий от , далее пересчитывают его в зависимость от и вносят в паспорт машины.

5.3 Расчет допустимого усилия по прочности главного вала

В кривошипных кузнечно-штамповочных машинах в качестве главного вала используют кривошипные, коленчатые, эксцентриковые валы и шестерне - эксцентриковый привод. В настоящем методическом пособии рассмотрены конструкции валов, наиболее часто применяемых в кривошипных машинах. При использовании конструкции вала, не приведенной в методическом пособии, расчет необходимо вести по литературным источникам, приведенным в списке источников информации.

Основные размеры главных валов предварительно определяют по данным, приведенным в табл. 3.1, а конструктивное оформление их показано на рис. 3.1. Номинальное усилие машин в рекомендуемых соотношениях следует подставлять в кН, результат при этом будет получен в мм.

Для главных валов кривошипно-коленных машин диаметр опорных шеек следует находить исходя из усилия, действующего на шатун в момент номинального недохода ползуна, указанного в ГОСТе на чеканочные прессы для холодного выдавливания. Ориентировочно он может быть найден по зависимости

.

Полученные размеры необходимо округлить до ближайших из ряда предпочтительных чисел и выбрать материал вала. Для универсальных кривошипных прессов применяют нормализованную сталь 45. Для валов ответственных машин используют легированную сталь 40ХН.

Затем проводится проверочный расчет выбранных параметров главного вала по отраслевой нормали ЦБКМ «Типовой расчет главных валов». По этой нормали главный вал рассматривается как балка на упругих основаниях с учетом концентрации напряжений, чистоты обработки поверхностей вала, абсолютных размеров, условий работы в подшипниках, допускаемых напряжений, условий работы и циклического характера нагружения. Все уравнения нормали решены относительно допускаемого усилия на ползуне машины и в каждое уравнение входит относительное плечо силы .

Проверка вала для наиболее часто встречающихся расчетных схем проводится по формулам, приведенным ниже. При отсутствии необходимой расчетной схемы необходимо обратиться к литературе [3-5].

Все приведенные формулы выведены из общей формулы, имеющей вид

.

В зависимости от типа главного вала и его привода каждой расчетной схеме в методическом пособии соответствует конкретная формула.

В быстроходных открытых прессах и автоматах с регулируемым ходом используется односторонний одноступенчатый привод с эксцентриковым валом, приведенный на рис.5.1.

Опасным является сечение ВВ, однако при большой массе муфты-тормоза опасным может оказаться сечение АА.

Расчет опасных сечений по рис. 5.1 должен быть выполнен по следующим зависимостям:

- сечение ВВ:

,

при

;

- сечение АА:

,

где , ( = 0,015…0,020).

Рисунок 5.1 - Главный вал эксцентрикового типа с

односторонним приводом

Расчет опасных сечений по рис. 5.2 должен быть выполнен по следующим зависимостям:

- сечение ВВ:

,

где ;

- сечение АА:

.

 

 

Рисунок 5.2 - Главный вал эксцентрикового типа

с односторонним зубчатым приводом

 

Расчет опасных сечений по рис. 5.3 должен быть выполнен по следующим зависимостям:

- сечение ВВ:

,

где ;

- сечение АА:

.

Рисунок 5.3 - Главный вал эксцентрикового типа

с двухсторонним приводом

 

Расчет опасных сечений по рис. 5.5 должен быть выполнен по следующим зависимостям:

- сечение ВВ:

,

где ;

- сечение АА:

,

где , ( = 0,008…0,012).

 

Рисунок 5.4 - Главный вал эксцентрикового типа

с односторонним зубчатым приводом с муфтой

Расчет опасных сечений по рис. 5.5 должен быть выполнен по следующим зависимостям:

- сечение ВВ:

,

где ;

- сечение ЕЕ:

,

где .

 

Рисунок 5.5 - Одноколенчатый вал с односторонним зубчатым приводом

 

Расчет опасных сечений по рис. 5.6 должен быть выполнен по следующим зависимостям:

- сечение ВВ:

,

где ;

- сечение ЕЕ:

,

где .

 

 

Рисунок 5.6 - Одноколенчатый вал с двухсторонним зубчатым приводом

 

Расчет опасных сечений по рис. 5.7 должен быть выполнен по следующим зависимостям:

- сечение ВВ:

,

где ;

- сечение ЕЕ:

,

где .

 

 

Рисунок 5.7 - Одноколенчатый вал на двух опорах

с односторонним приводом

 

Расчет опасных сечений по рис. 5.8 должен быть выполнен по следующим зависимостям:

-сечение ВВ:

,

где ;

- сечение ЕЕ:

,

где .

 

Рисунок 5.8 - Двухколенчатый вал на двух опорах

с двусторонним приводом

 

Расчет опасных сечений по рис. 5.9 должен быть выполнен по следующим зависимостям:

- сечение ВВ:

,

где ;

- сечение ЕЕ:

,

где .

 

Рисунок 5.9 - Шестерне-эксцентриковый блок с двусторонним приводом

 

Расчет опасных сечений по рис. 5.10 должен быть выполнен по следующим зависимостям:

- сечение ВВ:

,

где ;

- сечение ЕЕ:

,

где .

Рисунок 5.10 - Шестерне-эксцентриковый блок

с шатунным пальцем (для вытяжных прессов)

 

При многоступенчатом приводе этих машин используют расчетные схемы, приведенные на рис. 5.2 и 5.3. При расчете КГШП используют схему, приведенную на рис. 5.4. В однокривошипных вытяжных прессах, ГКМ используют коленчатый вал, в этом случае расчет проводят по схеме, приведенной на рис. 5.5 или 5.6. Для двухкривошипных машин с двухколенчатым валом используют схему, приведенную на рис. 5.7 или 5.8.

При использовании в машине шестерне – эксцентрикового привода расчет производят по схеме, приведенной на рис. 5.9 или 5.10.

В формулах, приведенных различных расчетных схем, использованы следующие обозначения:

- усилие по ползуну, допускаемое прочностью главного вала;

- линейные параметры вала;

= 280 МПа (сталь 45) и = 400 МПа (сталь 40ХН);

= 1,3 для универсальных машин;

= 1,7…2,0 для прессов-автоматов;

= 0,8 для универсальных машин;

= 1,0 для прессов-автоматов;

- угол расположения шестерни, рекомендуется =160…170°;

- угол зацепления, принимать равным =20°;

- радиус начальной окружности зубчатого колеса;

- относительное приведенное плечо силы ;

и следует выбирать из графиков, приведенных на рис. 5.11, приняв рекомендуемые радиусы и .

5.4 Расчет допустимого усилия по прочности зубчатой передачи

При наличии в машине зубчатых передач проектирование и расчет тихоходной пары осуществляются в порядке, аналогичном проектированию и расчету главных валов. Предварительно размеры тихоходной зубчатой пары определяются по опытно-статистическим данным, приведенным в таблицах 5.1 и 5.2.

Таблица 5.1 - Параметры зубчатых передач кузнечно-прессовых машин

Параметр Односторонний привод Двухсторонний привод
Прессы КГШП ГКМ
Модуль, (0,09…0,1) (0,06…0,08) (0,06…0,09) (0,08…0,05)
Материал колеса 45Л, 30ГЛ 35ХН-Л 35ХН-Л 45Л, 30ГЛ
Материал шестерни 45У 40Х, 40ХН 40Х, 40ХН 45У
Ширина зуба, «в» (10 – 13) (12 – 14) (8 – 12) (9 – 14)
Передаточное отношение 6 - 8 3,8 – 4,5 3,5 - 6 5 - 8
Число зубьев колеса 90…115 70…100 60…80 70…120
Число зубьев шестерни 13…21 20…27 13…15 13…14

 

 

Рисунок 5.11 – значения Фσ и Фτ для стали 45 (а); для стали 40Х и 40ХН (б)

Выбранные размеры подлежат проверочному расчету.

Первой проверкой является определение крутящего момента исходя из допустимой пластической деформации зубьев. Эта проверка осуществляется для всех типов зубчатых передач, она проводится по следующей зависимости:

,

где - допустимое нормальное контактное напряжение, значения которого приведены в таблице 5.2;

– коэффициент, учитывающий модуль упругости материалов зубчатого колеса и шестерни; для стального колеса и стальной шестерни =214, для чугунного колеса и чугунной шестерни =140, для чугунного колеса и стальной шестерни =167;

- коэффициент, учитывающий угол зацепления и угол наклона зуба « ». Для прямозубых колес можно принять =1, для косозубых и шевронных колес =0,96. Угол наклона зуба для косозубых колес =10…12°, при расположении двух колес на одном валу =20° и для шевронных колес =30°;

– количество зубьев колеса, берется из кинематической схемы машины и рекомендаций таблицы 5.1;

– модуль зубчатого зацепления, определяется из рекомендаций таблицы 5.1 с последующим округлением;

– ширина зуба, определяется из рекомендаций таблицы 5.1 с последующим округлением. При одностороннем приводе в расчетные формулы подставляется значение ширины колеса, при двустороннем приводе в расчетные формулы подставляется

=1,5 ,

где - ширина одного колеса.

При наличии в машине четырех колес тихоходной зубчатой передачи в расчетные формулы подставляется =3 . Этим учитывают неравномерное распределение нагрузки на колеса при передаче крутящего момента из-за неточности изготовления машины;

- коэффициент нагрузки при расчете по допускаемым пластическим деформациям поверхностей зубьев ( =2,05);

- передаточное число (для наружного зацепления - +1).

 

 

Таблица 5.2 - Размеры цилиндрических зубчатых колес

  Чугунные Стальные
См. табл. 5.1
(1,8-2) +10 мм (1,6-1,9) +10 мм
См. табл. 3.1
См. табл. 5.1
2,5 2
3

 

Второй проверкой является определение допустимого крутящего момента передаваемого колесом, исходя из усталостной прочности зубьев колеса на изгиб:

,

где - коэффициент формы зубьев колеса (для открытых передач =0,156…0,216; для закрытых - =0,143…0,197);

- предел усталости материала колеса при изгибе и симметричном цикле (см. табл. 5.3);

- коэффициент, учитывающий степень перекрытия (для прямозубых колес =1; для косозубых и шевронных =1,3);

- коэффициент нагрузки при изгибе ( =1,0…1,3);

- коэффициент, учитывающий нагружение передачи моментом, обратным по знаку рабочему моменту, передаваемому муфтой (для машин с муфтой и тормозом, расположенными на главном валу =0; для машин с муфтой и тормозом, расположенными на приемном валу =0,25);

- коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений и масштабный фактор, значение которого определяется по зависимости:

.

Значения приведены в таблице 5.4, значения в таблице 5.3;

- коэффициент запаса прочности относительного предела усталости, и при изгибе, и при переменной нагрузке (для стальных литых колес до модуля 18 мм =2,0; для больших модулей =2,2; для стальных кованых колес =1,8 и 2,0, соответственно). Остальные величины, входящие в формулу, аналогичны первой проверке.

Таблица 5.3 - Механические свойства и допускаемые контактные

напряжения материалов зубчатых колес

Материал , МПа , МПа , МПа , МПа
Чугун 0,65
45Л 0,1
30ГЛ 0,1
35ХН-Л 0,2
40ХН 0,2

Таблица 5.4 - Значения для зубьев колес, изготовленных методом

обкатки

, МПа (табл. 5.3) Модуль , мм
≥ 1000 2,0 2,45 2,3 2,5 2,7 2,8 2,95 3,05 3,15 3,2
800-1000 1,85 1,95 2,05 2,15 2,25 2,3 2,4 2,45 2,5 2,6
600-800 1,8 1,9 1,95 2,1 2,15 2,25 2,3 2,35 2,4 2,5
< 600 1,7 1,8 1,9 2,0 2,0 2,15 2,2 2,3 2,35 2,4
Чугун 1,85 2,1 2,25 2,4 2,5 2,6 - - - -
Для зубьев, изготовленных методом копирования, значения коэффициентов следует увеличить на 20%

 

Третья проверка относится лишь к закрытым зубчатым передачам. В этой проверке определяется допустимый крутящий момент , передаваемый колесами исходя из выносливости поверхности зубьев. Формула проверки аналогична формуле первой проверки

,

где - допустимое нормальное контактное напряжение исходя из усталостной прочности поверхности зубьев, берется из табл. 5.3;

- коэффициент нагрузки при расчете на усталостную прочность поверхностей зубьев, можно принять =1,1…1,3.

Остальные величины, входящие в формулу, аналогичны первой проверке.

5.5 Построение графика допускаемых усилий на ползуне по прочности

основных его деталей

Для построения этого графика по оси абсцисс наносят углы поворота главного вала (обычно через 10°). По формулам, приведенным в расчетных схемах главы 2, строят график усилий по ползуну, допускаемый прочностью главного вала (рис. 5.12). По формулам раздела 5 определяют допускаемые крутящие моменты, из приведенных проверок выбирают наименьшее значение крутящего момента и строят график усилий по ползуну, допускаемых прочностью зубчатой передачи по формуле:

.

Затем, через значения усилия, соответствующего номинальному усилию машины, проводят горизонталь до пересечения с кривой. Вертикаль, проведенная через эту точку пересечения, отсекает на оси абсцисс номинальный угол поворота . При пересчете угла поворота в перемещение ползуна получают значение номинального недохода ползуна машины . Если в ГОСТе на параметры и размеры проектируемой машины указан номинальный недоход ползуна, то расчетное значение , полученное из графика, должно быть больше или равно значению, приведенному в ГОСТ. Если в ГОСТе эта величина не оговорена, то номинальный угол , полученный из графика, должен соответствовать рекомендациям, приведенным в табл. 5.5.

Если номинальный угол меньше требуемого или больше его более чем на 20% следует произвести корректировку параметров главного вала или зубчатой передачи. Следует изменить материал или размеры деталей до получения приемлемых результатов.

Полученный окончательно график пересчитывается в координаты «усилие-перемещение» и помещается в паспорт кривошипной машины.

 

 

Рисунок 5.12 – График усилий по ползуну, допускаемых

прочностью деталей пресса

 

Таблица 5.5 - Рекомендуемые номинальные углы поворота

Тип машины
Прессы простого действия: - однокривошипные - двухкривошипные - четырехкривошипные - обрезные - вытяжные  
Прессы двойного действия
Прессы простого действия с шестерне – эксцентриковым приводом
КГШП 3…5
ГКМ
Кривошипно-коленные прессы

5.6 Использование ПК при проектировании кривошипных машин


Дата добавления: 2015-09-13; просмотров: 133; Нарушение авторских прав


<== предыдущая лекция | следующая лекция ==>
ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА | Задания на курсовую работу
lektsii.com - Лекции.Ком - 2014-2020 год. (0.107 сек.) Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав
Главная страница Случайная страница Контакты