Учебник - КШО - Живов (1031225), страница 17
Текст из файла (страница 17)
Схема, в которой верхний рычаг переходит во время вытяжкичерез линию ОА, является предпочтительной по двум причинам: во-первых, переход через линию ОА позволяет уменьшить размеры звеньев механизма, обеспечивая достаточно большое время выстаивания (по аналогии с чеканочнымпрессом), и, во-вторых, все ошибки изготовления механизма не влияют на А5нари, следовательно, на работу пресса.Рассмотрим синтез механизма прижима вытяжных прессов, относящегосяпо структуре к восьмизвенным кривошипно-коленным механизмам. Крайние80Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных механизмовабРис.
2.8. Кинематические схемы прижимного ползуна с восьмизвенным кривошипноколенным механизмом:а - крайние положения механизма; 6 - схема движения колена с переходом линии О Аположения механизма показаны на рис. 2.8, а. Конструктивно заданы размеры ODи AD (подвеска наружного ползуна), координаты GM и ОМ двуплечего рычагаFGH относительно точки О (размещение привода в траверсе). Необходимо определить длины плеч рычагов ОКБ и FGH, шатуна В А, тяги EF и серьги НК.Решение будем вести совмещением графического и аналитического методов.Из условия расположения рычагов ОВ и ВА на одной прямой в период вытяжки имеем О А = \IOD2 +AD2. Для современных вытяжных прессов с плунжерной подвеской ползуна отношение Х = ОВ/ВА = 0,6...0,7; для прессов безплунжеров X = 0,25...0,40.
Тем самым при известных ОА = ОВ + ВА и X оказываются установленными длины ОВ и ВА.Если принять схему движения колена с переходом линии ОА при отклоненииплеча ОВ во время вытяжки на угол \[/ от этой линии (рис. 2.8, б), то плечо GH,серьга НК и плечо KB в этот момент должны расположиться на одной прямойGBO. Угол \|/ определяем по допустимому отходу прижимного ползуна:81Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫy = y-(ZA0OD0-ZA0OB0);(2.32)tgy = AD IOD;(2.33)tg ZA0OD0=AoD0/OD0;(2.34)coSZA0OB0=A°°2+OB2°-A°B2°.0°2A0OOB0(2.35)Определим положение точки В0 в момент максимального отхода прижимного ползуна.
По условию на прямой, соединяющей точки G и 5 0 , располагаютсяGH0 = GH, Н0К0 = НК и К0В0 = КВ. Силовой анализ показывает, что наиболееблагоприятное распределение сил в звеньях механизма при прижиме имеет место при расположении плеч ОК и KB под прямым углом. Следовательно, перпендикуляр, опущенный из точки О на прямую GB0, в точке К0 определит искомыедлины ОК0 = ОКи К0В0 = КВ.Уточненные числовые значения длин ОК и KB находим аналитически из решения треугольника GOB0:KB = K0B0 = GB0 - GK0;GB0 = ^GO2+OB* -2OB0GO cos ZGOB0;ZGOBQ = 90° - (y-\|/) + Z GOM; tg ZGOM=GM/OM;GK0 = GO cos Z OGB0;cosZOCTo=0(2.36)(2.37)(2.38)(2.39)OO^GBl-OBl2GOGB0OK0 = OK=GO sin Z OGB0.(2.41)В крайних положениях четырехзвенника GFEO кривошип DE и тяга EF расположены на одной прямой под углом щ к вертикали OD, а точка F плеча FG припереходе из одного крайнего положения в другое должна описать дугу с хордойFFX = 20Е = Smax ш = 2R (см.
рис. 2.8, а). Из этих условий легко определить GFи EF: достаточно провести через точку О прямую под углом ах к вертикали, опустить из точки G на эту прямую перпендикуляр GN, делящий угол качания рычагаFGH, и в обе стороны от точки N отложить отрезки, равные ОЕ = R. Это установитположение точек F и F} и, следовательно, размеры GF = GFX и EF = EXFX.Поскольку угол oq не входит в число заданных величин, единственным определяющим условием является равенство углов качания нижнего плеча у рычага FGH - СО! = о>2 = со/2 за время поворота кривошипа ОЕ от угла оср н (начало82Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных механизмоввытяжки) до а, и от него до а р к = 0 (конец вытяжки).
Указанное будет выполнено, если совпадут засечки на дуге FFp н, сделанные из точек Ерн и Ерк радиусом,равным длине тяги EF (см. рис. 2.8, б).Графическое решение повторяем несколько раз, изменяя положения прямой £F,, пока не найдем оптимальные размеры четырехзвенника GFEO, т. е.такие размеры, которые обеспечивают заданную схему движения колена подвески наружного ползуна в период вытяжки при повороте ведущего кривошипа на угол а = а р .
Заметим, что угол ах > а р /2 и обычно, если а р = 75... 80°,а, =40...42°.Из этого же условия устанавливаем угол раствора рычага FGH. Когда наружный ползун находится в крайнем нижнем положении, верхнее плечо рычаганаправлено по GF, луч нижнего плеча в этот момент должен отклониться отпрямой GB0 на угол со, = со/2, где со - угол качания рычага FGH при поворотекривошипа на углы (оср н - а{) или ос,.Для определения размеров плеча GH рычага FGH и серьги НК рассмотримположение механизма при подъеме наружного ползуна в крайнее верхнее положение, когда точка А перемещается в точку А{, а рычаг ОКБ - в положениеОКхВх. Плечи рычага FGH повернутся на угол ZFGFX, причем положение и размеры плеча FG уже определены, а для нижнего плеча известно только, что направлено оно по прямой GH{ и что GK0 = GH0 + HJC = GH + НК.
Поэтому налуче GHX сделаем засечку радиусом GK2 = GK0. Соединим точку К]9 положениекоторой известно, с точкой К2 и из середины отрезка КХК2 проведем перпендикуляр до пересечения с лучом, по которому направлено нижнее плечо рычагаFGH. Указанное пересечение определит положение точки Я1? и, следовательно,плечо GH = GH^ а серьга НК = Н]К].Уточненные числовые значения искомых линейных и угловых величин, как ипрежде, можно определить аналитически из решения соответствующих треугольников, положения и размеры которых определены в ходе графического решения.2.5.
Проектирование кулачкового механизмакривошипных прессовУстановлено, что на заводах прессы-автоматы нередко работают с меньшейпроизводительностью, чем указано в их паспортных данных. Это объясняетсячрезмерными динамическими нагрузками, возникающими в механизмах при работе с таким числом ходов, разбалтыванием механизмов и необходимостью частой наладки пресса. Следовательно, дефекты машины заложены в ее конструкции - в неправильно спроектированных кулачковых механизмах.Исходными данными для проектирования кулачкового механизма являются:циклограмма, соответствующая данной технологической последовательности;83РазделL КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫИh*-*H7777ЛШiаРис. 2.9. Типовые схемы кулачковых механизмов прессов-автоматов:а - плоского кулачка и толкателя; б - с дисковым кулачком; в - с дисковымкулачком и толкателем, совершающим качательное движениепринципиальные схемы механизмов и узлов пресса.
На основе этих данных определяют параметры, необходимые для синтеза: углы поворота кулачков, длиныпутей ведомых и рабочих частей и т. п.Синтез рекомендуется вести в такой последовательности:1) выбор схемы кулачкового механизма;2) выбор закона движения;3) определение основных размеров механизма;4) расчет и построение профиля кулачка.В современных прессах-автоматах применяют три типовые схемы кулачкового механизма (рис. 2.9): а) с возвратно-поступательным движением плоскогокулачка и толкателя; б) с вращающимся дисковым кулачком и поступательнодвижущимся толкателем; в) с вращающимся дисковым кулачком и толкателем,совершающим качательное движение.Третья схема и ее варианты имеют такие преимущества:1) меньшее, чем в других схемах, давление кулачка на ролик при одинаковой нагрузке на толкатель;2) увеличенный угол давления, при котором КПД передачи становится максимальным;3) больший, чем в других схемах, угол заклинивания;4) возможность поворота кулачка при прямом и обратном ходе толкателя наразличные углы;5) возможность увеличения времени рабочего хода толкателя на 40...50%без изменения размеров механизма, что в свою очередь резко снижает динамические нагрузки в системах пресса и улучшает его эксплуатационные показатели(в частности, допустимое число ходов возрастает на 35 ...45 %);6) компактность не только кулачкового механизма, но и пресса в целом.84Глава3.
Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессовАнализ работы кулачковых механизмов показывает, что плавность их работыгарантируется лучше всего при синтезе кулачков по синусоидальному законудвижения толкателя. Опытным путем установлено, что число ходов таких прессов-автоматов возрастает на 15...20 % по сравнению с автоматами, кулачки которых спроектированы по закону постоянного ускорения.Расчет основных размеров кулачкового механизма и построение геометрического профиля кулачков ведут обычными методами теории механизмов и машин.Глава 3.
СИЛОВОЙ РАСЧЕТ И УСЛОВИЕПРОЧНОСТИ КРИВОШИПНЫХ ПРЕССОВ3.1. Основы силового расчетаДля расчета энергетических параметров, а также прочности деталей и узловкривошипного пресса необходимо знать силы, действующие на звенья механизмов пресса; реакции в кинематических парах механизмов пресса и крутящиемоменты, приложенные к ведущим звеньям механизмов пресса.Основным параметром для расчета кривошипного пресса является деформирующая сила PD, прикладываемая к заготовке в процессе ее обработки. Деформирующую силу устанавливают на основе теоретического анализа пластическогодеформирования заготовки в процессе технологической операции.
Значение PDзависит от размеров заготовки, схемы деформирования, механических характеристик обрабатываемого материала, однако оно не должно превышать установленного в ГОСТе номинального усилия Рном, т. е. PD < Рном. Поэтому при расчетедеформирующую силу принимают равной номинальному усилию пресса, приложенной со стороны рабочего инструмента по оси пресса и сосредоточенной.Кроме того, на заготовку могут действовать силы тяжести отдельных звеньевисполнительных механизмов; силы трения, возникающие на движущихся контактных поверхностях; силы упругости пружин, силы инерции и др.Силу тяжести звена определяют умножением плотности материала звенана его объем.Силы трения в кинематических парах могут быть рассчитаны только послеопределения удельных нагрузок в кинематических парах и выбора значенийкоэффициента трения, соответствующих условиям работы этих пар.Силы инерции находят по заданным массам и моментам инерции звеньев,а также по ускорениям, полученным из кинематического анализа.В современной теории кривошипных прессов существует два подхода приопределении реакций в опорах главного исполнительного механизма.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
