Учебник - КШО - Живов (1031225), страница 18
Текст из файла (страница 18)
Первый изних приводит к достаточно простому решению задачи о крутящем моменте. Главные допущения при этом следующие: в расчетной схеме кривошипный вал заме85РазделI. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫняют балкой, лежащей на опорах, а фактические внешние силы и реакции - сосредоточенными нагрузками, приложенными по центру соответствующих цапф.Теоретические расчеты и экспериментальная проверка показывают, что потеряточности при определении крутящего момента в связи с этими допущениями незначительная. В этом же решении устанавливают соотношения между вертикальными и горизонтальными составляющими внешних сил и реакций в опорах.Однако указанные допущения неприемлемы для расчета внутренних сил и напряжений в материале ведущего вала.Расчетные схемы при втором решении построены на следующих допущениях: кривошипный вал заменяют балкой на упругом основании, а фактическиевнешние силы и реакции - удельными силами, изменяющимися по длине цапфыпо определенному закону.
При этом точное или приближенное решение связанос тем, учитываются ли обе координатные составляющие сил и реакций или только одна из них.По характеру силовых условий работы главного исполнительного механизма можно выделить следующие типы конструктивных схем кривошипного привода в современных прессах.1. Одностоечные кривошипные прессы:а) кривошипный вал с маховиком и клиноременным приводом;б) кривошипный вал с зубчатым приводом и маховиком на приемном валу.2.
Двухстоечные однокривошипные прессы:а) одноколенчатый вал с маховиком и односторонним клиноременным приводом;б) одноколенчатый (эксцентриковый) вал с односторонним зубчатым приводом и маховиком на приемном валу;в) одноколенчатый (эксцентриковый) вал с двусторонним зубчатым приводом и маховиком на приемном валу;г) одноколенчатый вал с двусторонним межопорным зубчатым приводоми маховиком на приемном валу;д) привод с шестерней-эксцентриком на бугельной оси.3. Двухстоечные двухкривошипные прессы:а) двухколенчатый двухопорный вал с двусторонним зубчатым приводоми маховиком на приемном валу;б) привод с двумя шестернями-эксцентриками на бугельных осях.4.
Двухстоечные четырехкривошипные прессы: привод с четырьмя шестернями-эксцентриками на бугельных осях.Различие в силовых условиях работы одно- и двухстоечных однокривошипных прессов возникает в результате того, что нагрузки по отношению к опорамрасположены у них неодинаково.Различие в силовых условиях работы прессов с расположением маховика накривошипном и приемном валах объясняется неодинаковым окружным усилием, действующим на маховик (зубчатое колесо кривошипного вала). В первом86Глава3.
Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессовслучае оно определяется только мощностью электродвигателя и передаваемымот него моментом. Возросшее сопротивление деформированию заготовки преодолевается за счет отдачи накопленной энергии маховика. Во втором случаеторможение воспринимается малой шестерней и передается в виде возросшегомомента на зубчатое колесо кривошипного вала.Изменения в расчетной схеме для двустороннего привода связаны с тем, чтокрутящий момент подается на обе стороны вала. В приводе с шестернямиэксцентриками бугельная ось разгружена от крутящего момента.Условия работы отдельных элементов привода в многокривошипных прессах не идентичны в связи с неравномерным распределением нагрузки на каждыйкривошип.
Причинами такого распределения могут быть неточности изготовления деталей пресса и монтажа, а также несимметричное приложение нагрузкипри деформации (несовпадение центра давления штампа с осью ползуна). Всеэто усложняет расчет многокривошипных прессов. Упрощение задачи состоит втом, что нагрузку на отдельный элемент условно принимают равной половинемаксимально допустимой в двухкривошипных и четверти ее - в четырехкривошипных прессах.
Дальнейшее решение для отдельного элемента привода многокривошипных прессов аналогично силовому расчету однокривошипных прессовпо заданной конструктивной схеме, но с введением соответствующих поправок,учитывающих неравномерность в распределении нагрузки.Возможность упрощения силового расчета ГКМ основана на том, что дажепри неправильной укладке заготовки между матрицами сила, воздействующаяна коленчатый вал со стороны зажимного механизма, во много раз меньше усилия на главном ползуне. Поэтому при расчете ГКМ главный вал рассматриваюткак одноколенчатый на двух опорах.3.2.
Расчет сил и крутящего моментав кривошипно-ползунном механизмеСилы. В качестве типового примера рассмотрим силы, действующие в вертикальном двухстоечном однокривошипном прессе с расположением маховикана приемном валу.Одноколенчатый вал подвергается действию силы РАВ и силы Тш, передающий крутящий момент Мк на зуб колеса (рис. 3.1).При идеальных условиях работы механизма, когда трение в парах отсутствует, т.
е. коэффициент трения JLL = 0, сила РАИВ направлена по оси шатуна(рис. 3.2, а) и определяется выражениемНа направляющие действует сила87Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫРис. 3.1. Схема кривошипно-ползунного механизмаПри реальных условиях в шарнирных и плоских сочленениях кривошипноползунного механизма пресса действуют силы трения. Сила трения, отклоняя линию действия РАВ от оси шатуна, изменяет ее по величине и направлению. Сила РАВдолжна быть направлена по общей касательной к кругам трения шарниров на обоихконцах шатуна.Из четырех возможных общих касательных следует выбрать такую, чтобы в каждом из шарниров А и В шатуна момент от силы РАВ был противоположен направлению его вращения относительно оси шарнира 5, от которогопередается реакция по шатуну (рис.
3.2, б). При этом надо иметь в виду, чтонаправление касательной не зависит от конструктивного оформления шарнира, т. е. от того, как будет выполнен шарнир: В в виде цапфы или подшипника.Радиус круга трения вращательной парыгде \i - коэффициент трения в шарнире; г - радиус цапфы (подшипника).Сила Рп в связи с трением в направляющих ползуна также изменяется по величине и направлению, отклоняясь в сторону, противоположную движениюползуна.
Для определения РАВ и Рп построим векторный план сил:™АВ ~PD+ *«•Из векторного треугольника (см. рис. 3.2, 6) следует88Глава3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессовГАВcoscprD/0,,ч>(3.1)cos(p + y + 9 )Р=Рпsin (P + ф)cos((3 + y + 9 )Горизонтальная составляющая равнодействующей силы Рп на направляющиеползунаsin(p + y)cos9рг=рcos(P + y + 9 )Максимальное значение Р^ необходимо для расчеташпилек крепления направляющих планок станины.Углы р, у и ф могут быть определены через заданные независимые параметры системы. Из анализакинематики кривошипно-ползунного механизма известно, что sin Р = X sin а, где X = R/L. Для определения угла урассмотрим треугольники АСЕ и BDE (см. рис.
3.2, б).Сумма сторон АЕ и BE этих треугольников равна длинешатуна: AE + BE=L, но АЕ=\irA/siny и BE=[irA/s'my.Суммируя почленно и имея в виду, что L = R/X, окончательно получаемГsin у = JLXА+ГВL= \лХ'ГА+ГВRУгол тренияф = arctg (X.На основании расчетов по формуле (3.1) можнозаключить, что для самых неблагоприятных условийработы механизма, практически никогда не существующих в прессах, ошибка от замены модуля силы РАВмодулем силы PD составляет 10... 12 % (для реальныхмеханизмов эта ошибка не превышает 2...3%). Поэтому в дальнейшем при расчете можно считатьPAB~PD-Вертикальная составляющаяС08ф + у + ф )Рис.
3.2. Силы, действующие в кривошипно-ползунном механизме:а - без учета сил трения наконтактных поверхностях(jn = 0); б - с учетом силтрения (JI Ф 0)89Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫгоризонтальнаяcos(p + y + cp)Поскольку составляющая PYAB <^PD, ее вклад в полную силу РАВ по сравнениюс составляющей РАВ незначителен и ею можно пренебречь.На зубчатом колесе окружная силат=мк/яш,где Rm- радиус начальной окружности зубчатого колеса.На зуб колеса действует силатт -м-«Кш COS 8COS £где £ - угол зацепления, £ = 20°.При определении горизонтальной составляющей силы Тш учитываем, чтодля большинства реальных конструкций прессов установочный угол шестерни 5 - 70...75° или 250...255°, а сумма углов (5 + е) -> 90° или 270°.
Следовательно,7 ш г =7 ш со8(5 + £ ) « Г ш .Реакции в опорах. В общем случае реакции в опорах равны геометрической сумме их горизонтальных и вертикальных составляющих:Q, = J(Q!)2+(QD2Для рассматриваемой (см. рис. 3.1) силовой схемы кривошипного вала составляющие реакции в опоре I находим по формуламQt =Ь\РАВ + к2Тш ;Qiгде кх к3; к2 к4i2 -г*з=^З^АВ+^4^ш>——*2 ^ ' 3Полная реакция в опоре IУчитывая, что горизонтальные составляющие сил PD и РАВ малы, а Р\в ~ PD, получаема =РоТ^- + Тт^Ц^5т(Ь/2 + / 390^2+'3+г).(3.2)Глава3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессовТочно так же находим реакцию в опоре II:е.. = pD Т^Т - тш т - V s i n ( 5 + е ) /2+/3(33)*2+'3Полученные результаты пригодны и для горизонтальных прессов без всякого изменения структуры расчетных формул, но в этом случае определяющимибудут не вертикальные, а горизонтальные составляющие сил PD и Q.Крутящий момент.
Крутящий момент привода для идеальных условий определяется мощностью, затрачиваемой на преодоление силы пластического деформирования заготовки. Для идеального механизма мощность, развиваемаяприведенной силой и моментом в точке приведения,Nm=P%v'=M™(u,(3.4)где Р%$ - сила, приведенная к шарниру^ ведущего кривошипа, Р%% ~ PD\ v - проекция окружной скорости шарнира А на направление АВ,v'= v^sin(a + p)^coi?(sina + 0,5sin2a);М"д - идеальный приведенный момент; со - угловая скорость точки приведения, т.
е. шарнира^.Из формулы (3.4) следует, чтоКа = PS v'Mили, подставляя приближенные соотношения для входящих в это выражениевеличин, получаемМкид - PDR (sin a + 0,5 sin 2 a ) .Суммарная мощность привода реального кривошипно-ползунного механизма затрачивается на осуществление работы деформирования и преодоление силтрения в кинематических парах:N=Nnon + mw = MK(o.(3.5)Полезную мощность Nn0Jl в реальном кривошипно-ползунном механизме определяют точно так же, как и в идеальном механизме, но скорость v следует вычислять как проекцию окружной скорости vA точки приведения на действительное направление силы РАВ:Мтка = РАВ*' = Кшж<й>(3-6)гдеv = v^sin (a + p + у) = cousin (a + (3 + у).91Раздел I.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
