МУ к ДЗ №1 (1245081), страница 4
Текст из файла (страница 4)
. . 0,8 МДж/(м2 ∙мин).Исходные данные для различных вариантов задания приведены в табл. 2.2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЦИЛИНДРОВГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРЕССОВ2.1. Расчет основных параметров цилиндрагидравлического прессаГидравлические прессы широко применяются для ковки слитков, ковки и штамповки крупных поковок, прессования профилейиз стали, алюминиевых и магниевых сплавов.Наиболее нагруженной и ответственной деталью гидравлического пресса является его рабочий цилиндр, от работоспособностикоторого зависят эксплуатационные качества и надежность всегопресса.При проектировании гидравлического пресса конструктор должен решить вопрос о давлении рабочей жидкости, так как давлениеопределяет конструкцию всех основных узлов пресса и в первуюочередь рабочего цилиндра.
Чем крупнее пресс, тем важнее определение целесообразного давления рабочей жидкости. При рациональном выборе значения давления рабочей жидкости стоимость27Рис. 2.1. Типы силовых цилиндров с опорой на фланец:а – плунжерный; б – дифференциальный; в – поршневой; 1 – цилиндр; 2 – плунжер; 3 – направляющая втулка; 4 – уплотнение; 5 – нажимная втулка; 6 – нажимной фланец; 7 – грундбукса; 8 – поршень; 9 – шток; Dв и Dн – внутренний инаружный диаметры цилиндра; Dп – диаметр плунжера; Dшт – диаметр штокаизготовления пресса и эксплуатационные затраты могут быть существенно снижены.Цилиндры гидравлических прессов изготовляют с опорой нафланец и с опорой на дно. Наибольшее распространение получили цилиндры первого типа (рис.
2.1), которые состоят из трехосновных частей: трубы цилиндра, опорного фланца и днища.Домашнее задание предусматривает расчет цилиндра с опоройна фланец.Основным параметром из тех, которые приходится учитыватьпри выборе давления рабочей жидкости, является наружный диаметр цилиндра в его средней части, так как он определяет габаритные размеры и массу наиболее тяжелой детали пресса — поперечины. Размеры фланца и днища не влияют на габаритные размерыпоперечины.
Поэтому за основу при выводе зависимостей, связы28Рис. 2.2. Главные напряжения на внутренней поверхности цилиндрав зоне Ламевающих габаритные размеры цилиндра и давление рабочей жидкости, приняты формулы для расчета на прочность цилиндра в егосредней части, удаленной от опорного фланца и днища на расстояние более 0,75 Dн , где справедливы формулы Ламе. В этой частицилиндра, называемой зоной Ламе, главные напряжения на внутренней, наиболее нагруженной поверхности цилиндра (рис. 2.2),определяются по формулам Ламе:σt = p1 + k2k2;σ=p; σr = −p,z1 − k21 − k2(39)где р — давление рабочей жидкости; σt , σz , σr — соответственно тангенциальное (окружное), осевое и радиальное напряжения;k = r1 /r2 ; r1 , r2 — соответственно внутренний и наружный радиусы цилиндра.Согласно энергетической теории прочности эквивалентное напряжение на внутренней поверхности цилиндра в его средней части (в зоне Ламе) равноq1(σt − σz )2 + (σz − σr )2 + (σr − σt )2 .σэкв = √(40)2Подставив в выражение (40) напряжения из формул Ламе (39),29получим√p 3σэкв =.(41)1 − k2Приняв, что допустимое напряжение [σ] = σэкв , имеем√σтp 3=,(42)[σ] =nт1 − k2где σт — предел текучести; nт — коэффициент запаса по текучестиматериала цилиндра.Значение nт устанавливается с учетом концентрации напряжений в местах примыкания трубы цилиндра к фланцу и к днищуцилиндра и принимается равным 2,5.
. . 3.Номинальная сила пресса с одним рабочим цилиндромPном = πrп2 p,откуда(43)sPном,(44)πpгде rп — радиус плунжера (поршня) цилиндра.Тогдаr1(45)r1 = αrп ; r2 = ,kгде α = 1, 02 . . . 1, 04 — коэффициент, учитывающий ширину зазора между плунжером и внутренней поверхностью цилиндра; дляпоршневых цилиндров α = 1.Из формулы (42) следуетs√p 3k = 1−.(46)[ σ]rп =С учетом формул (42)—(46) получимsDн = 2r2 = 2αPном [ σ]√ .πp [ σ] − p 3(47)Если в формулу (47) подставить постоянные значения Pном ,[σ] и α, то можно построить зависимость Dн = f (p), имеющуюэкстремум — минимальное значение наружного диаметра цилиндра Dн.опт при оптимальном давлении рабочей жидкости pн.опт(рис. 2.3).30Рис.
2.3. Зависимость наружного диаметра цилиндра Dн от давлениярабочей жидкости рВзяв первую производную dPном /dp из уравнения (47) и приравняв ее к нулю, получим[ σ]pопт = √ ≈ 0, 29 [σ].(48)2 3Значение pопт пропорционально значению допустимого напряжения [σ]:s √pн 3.(49)Dн.опт = 4απ [ σ]Разделив левые и правые части уравнений (47) и (49) друг надруга, получимDн1= s 2 .Dн.опт√ pp32−3[ σ][ σ](50)На рис. 2.4 изображена зависимость, построенная по формуле(50), в координатах (Dн /Dн.опт , p/[σ]).
Применение безразмерныхотносительных координат позволяет использовать этот график длярасчета любых цилиндров независимо от их габаритов, допустимых напряжений и применяемого давления рабочей жидкости.Начальный участок зависимости слева от точки оптимумахарактерен медленным увеличением ординаты при значительномуменьшении абсциссы. При p[σ] = 0,2 . . . 0,22 имеем Dн /Dн.опт == 1,05 . . . 1,02, т. е. уменьшение давления рабочей жидкости на24. . . 31 % по сравнению с оптимальным давлением приводит кувеличению наружного диаметра цилиндра всего лишь на 3. .
. 5 %.31Рис. 2.4. Зависимость относительного наружного диаметра цилиндраDн /Dн.опт от давления рабочей жидкостиТакое давление (меньшее оптимального) называется рациональным [6], оно позволяет применять насосы пониженного давленияс меньшими гидравлическими потерями и снижать требования кгидравлическим уплотнениям, при этом уменьшается работа сжатия жидкости в рабочем цилиндре. Кроме того, при рациональномдавлении цилиндр легче, так как стенки трубы у него значительнотоньше.Для реализации преимуществ рационального давления жидкости можно пользоваться стандартными значениями давления, приведенными в табл. 3.
Предпочтительно для каждого значения давления p применять наибольшие рекомендуемые в табл. 3 значениядопустимого напряжения [σ].Таблица 3p, МПа[σ], МПаp, МПа[σ], МПа2080. . . 10040160. . . 20025100. . . 12532125. . . 16050200. . . 250У цилиндров с опорой на дно на внутренней поверхности взоне Ламе двухосное напряженное состояние ( σz = 0), и для такихцилиндров оптимальное давление составляет32[ σ]pопт = p≈ 0, 28 [σ].42 3 + kопт(51)Для√ цилиндров, опирающихся на фланец или на дно, kопт == 1/ 2 ≈ 0,707.
В работе [7] рекомендуются следующие значениядопустимого напряжения [σ]: для стальных литых цилиндров —[σ] = 80 . . . 100 МПа; для кованых цилиндров из стали, содержащей 0,30. . . 0,35 % С, — [σ] = 110 . . . 150 МПа; для кованыхцилиндров из малолегированной стали, содержащей 1,5. . .
2,0 Ni,— [σ] = 150 . . . 180 МПа.2.2. Прочностной расчет опорного фланца цилиндраТам, где трубная часть цилиндра переходит во фланец, в стенках цилиндра действуют внутренние силовые факторы (растягивающая сила Р , изгибающий момент М, перерезывающая силаQ, рис. 2.5) и возникают дополнительные напряжения, связанныес изгибом фланца под действием сил реакции опорной кольцевой поверхности поперечины. Прочность цилиндра вблизи фланцаопределяется напряженным состоянием материала цилиндра на егонаружной поверхности, где осевое напряжение σz в несколько разпревышает номинальное, рассчитанное по второй формуле Ламе(39).Наиболее опасное двухосное напряженное состояние материала цилиндра имеет место в галтели А перехода трубной частицилиндра во фланец (рис.
2.6), где главные напряжения в осевом итангенциальном направлениях можно определить по следующимформулам, полученным на основе методики, разработанной в проектной организации ВНИИМЕТМАШ [8]:6mk2σz = p+;(52)1 − k 2 (1 − k)2"#6 1 − μ2 ( βm − q)6 μm2k 2σt = p−+;(53)1 − k21 − k2β3 (1 − k)3qσэкв = σ2z + σ2t − σz σt ;(54)гдеA1 C2 − A2 C1B1 C2 − B2 C1; q=;m=A2 B1 − A1 B2A2 B1 − A1 B233Рис.
2.5. Схема внешних сил P и Р1 , действующих на цилиндр,внутренних силовых факторов в местах перехода трубной частицилиндра во фланец и днищеA1 =3 1 − μ2 (2 + βk1 ); A2 = 1 +2k13 1 − μ2lnk2;kβ (1 − k)β (1 + k) (1 − k)2k (1 + k) (1 − 2 μ) + (1 + μ) k2A1A2 − βk1 − 1+ ; B2 =;B1 =β2k12βk22 − k 234233Рис. 2.6. Расчетная схема цилиндра с опорой на фланец1k 2 (2 − μ)k22;С1 =; С2 = k−1 − k21+k 2s6 1 − μ214β=3 ln k ;(1 + k) (1 − k)μ — коэффициент Пуассона, при расчетах принимается равным 0,3;hфr3r100;k=;r=;22r20r20kr10 и r20 — внутренний и наружный радиусы цилиндра там, где навнутренней поверхности цилиндра сделана расточка диаметром2r10 для бронзовой направляющей втулки плунжера и для узла гидравлического уплотнения (см. рис.
2.6). Наружный диаметр бронзовой втулки (диаметр расточки) назначается с учетом необходимой толщины стенки втулки для возможности ее изготовления,eсли расточка отсутствует, то r20 = r2 . Напряжения σz и σt зависятот размеров фланца: наружного радиуса r3 и высоты (толщины)фланца hф .В зоне перехода трубы цилиндра во фланец выполняют галтель радиусную, косыночную или эллиптическую. Для радиуснойгалтели ее радиус rф = b(r2 − r1 ), где b = 0,20 . . .
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
