Кривошипные прессы

Кривошипные прессы

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

.ОПИСАНИЕ КРИВОШИПНОГО ПРЕССА

.1 Теоретические сведения

.2 Устройство и его составные части

.3 Технические характеристики пресса

.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ КРИВОШИПНЫХ МАШИН

.1 Расчёт мощности электродвигателя

.2 Определение основных кинематических параметров кривошипных машин

.3 Определение крутящего момента

.4 Расчёт коленчатого вала

.5 Расчёт шатуна на прочность

.6 Ползун и направляющие ползуна

.7 Расчёт зубчатых передач

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ

Современное машиностроение располагает ограниченным, парком самого разнообразного высокопроизводительного оборудования: литейными машинами, молотами, прессами, станками-автоматами и автоматизированными линиями. Каждый из этих видов оборудования оказывается наиболее эффективным при изготовлении определенного вида изделий, каждый незаменим в своей области технологии.

Кривошипные прессы предназначены, как правило, для штамповки поковок при массовых и крупносерийных производствах, должны обеспечить изготовление поковок с меньшим расходом металла (по сравнению с паровоздушными штамповочными молотами) и минимальными припусками на последующую механическую обработку. В отличие от паровоздушных штамповочных молотов, кривошипные прессы позволяют автоматизировать производство поковок, что обеспечивает повышение производительности труда и снижение себестоимости поковок, уменьшает вибрацию и шум. Увеличение технологической сложности конструкций кривошипных прессов, повышение затрат на их ремонт и обслуживание окупается в последующей, эксплуатации. Одна из главных задач в конструировании и изготовлении прессов состоит в повышении надежности и работоспособности всех узлов и деталей кривошипного" пресса: коленчатого вала, шатуна, ползуна и направляющих, зубчатых передач.

1.ОПИСАНИЕ КРИВОШИПНОГО ПРЕССА

.1 Теоретические сведения

Для правильного и наиболее полного использования кузнечно-штамповочного оборудования необходимо иметь чёткое представление о технологических возможностях этого оборудования. Документом, где содержатся такие исчерпывающие данные, является паспорт кузнечно-штамповочной машины. Паспорт служит основой при разработке технологического процесса и определения производительности при выполнении заданной программы; он используется также конструктором, проектирующим штамповочную оснастку. Кроме того, сведения по конструкции машины (принципиальная, кинематическая или гидравлическая схемы, спецификация зубчатых колёс, данные о приводе) используются при обслуживании и ремонте. Паспорт содержит данные об основных размерах машины, допустимых усилиях и допускаемой работе деформации, об удобстве обслуживания.

1.2 Устройство и его составные части

Кривошипный одностоечный пресс состоит из индивидуального электродвигателя, ремённой и зубчатой передач. В системе привода предусмотрены сцепные устройства (муфты), позволяющие соединять и разъединять валы передач на ходу и тормоз устройства для остановки механизмов в определённом положении.

Главным исполнительным механизмом называют кинематическую цепь, которая начинается от передаточного механизма привода и заканчивается рабочим органом.

Станина у большинства прессов литая чугунная с одной стойкой или сварная из листов. Кривошипный вал расположен перпендикулярно к фронту пресса на двух опорах скольжения.

В основу классификации всех кривошипных прессов положены

структурно-кинематические признаки устройств исполнительных механизмов. По структурному строению различают прессы простого (имеют один главный рабочий орган) и многократного действия (содержат несколько рабочих и вспомогательных механизмов).

Универсальные листоштамповочные прессы простого действия бывают одностоечные и двухстоечные, с неподвижным столом и с передвижным столом.

1.3 Основные технические данные

Номинальное усилие, кН………………………………………….….400

Ход ползуна, мм (S):

наибольший,…………………………………………………не менее 100

наименьший……………….………………………………….не более 10

Число ходов ползуна в мин.:

непрерывных, нерегулируемых………………………………………..160

одиночных……………………………………………………………….90

Размеры стола, мм:

слева направо (длина,L)…………………………………………………710

спереди назад (ширина В)………………………………………………480

Размеры отверстия в столе, мм:

L₁…………………………………………………………………………300

В₁…………………………………………………………………………200

D………………………………………………………………………….300

Расстояние от оси ползуна до станины (С) (вылет), мм….не менее 260

Наибольшее расстояние между столом и ползуном (Н), мм………340

Расстояние между стойками в свету (А) мм……………………….340

Величина регулировки расстояния между столом и ползуном, мм….80

Толщина подштамповой плиты (Н), мм…………………………….80

Размеры нижней поверхности ползуна, мм:

слева направо………………………………………………………….370

спереди назад…………………………………………………………….310

Высота стола над уровнем пола, мм:

наименьшая ……………………………………………………………… -

наибольшая………………………………………………………………900

Давление воздуха в сети пресса, мПа…………..………не менее 0,35

Расход воздуха за одно включение пресса, л………………………4,5

Габаритные размеры:

ширина (слева направо, L₂)………………………………………..1450

длина (спереди назад, В₂)………………………………………….2010

высота Н₂……………………………………………………………2940

Масса пресса, кг……………………..……………………………..6275

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ КРИВОШИПНЫХ МАШИН

.1 Расчет мощности электродвигателя

Электропривод кривошипных прессов работает в условиях пиковых нагрузок. Крутящий момент на кривошипном валу пресса во время выполнения технологической операции в несколько раз превышает крутящий момент во время холостого хода.

Маховик пресса во время выполнения технологической операции снижает число оборотов, отдавая часть накопленной энергии.

Во время холостого хода электродвигатель разгоняет маховик, восстанавливая запас его кинетической энергии. Наличие маховика позволяет применять электродвигатель меньшей мощности (рисунок 2.1.).

Работа кривошипного пресса на одиночных ходах за времяодного цикла

А_ц = А_м+А_g+А_f+А_x.x , (1)

А_ц = 0,8+1,46+4,15+0,0008=6,4кН,

A_M = ψ_m P, (2) _M = 2.0×400 = 0,8МНм,

где ψ_m - коэффициент, зависимый от типа пресса;

А_g - работа пластического деформирования;

А_g = ψ_gP(S_g+∆) = ψ_gP(K_PH+P/C) , (3)

А_g = 0,5×400×(0,12×50+400/300) = 1,46 МНм

Здесь ψ_g - коэффициент, назначаемый в зависимости от выполняемой технологической операции;

К_р - коэффициент, принимаемый в соответствии с технологическим назначением пресса (см. табл.1) [2];

С - коэффициент жесткости; A_g- работа, затрачиваемая на трение в процессе деформирования; Н - величина хода ползуна;

A_f = P_cpm_k^fα_Pπ/180 =(A_g/S_g)m_k^fα_P(π/180), (4)

A_f = 1,46/7,3*26,46×45×3,14/180=4,15МНм.

Здесь m_k^f рассчитывают по формуле (15).

αР= arccos , (5)

αР= arccos.

S_g = К_РН+(Р/С), (6)

S_g = 0,12×50+(400/300)=7,3.

А_х.х - работа холостого хода, определяемая по графику (рисунок 2.2.);        

λ- коэффициент длины шатуна (табл.6) [2].

Мощность электродвигателя определяется по выражению:

N = K_g(A_M + A_g + A_f + A_x.x)/T_ц, (7) =1,2(0,8+1,46+4,15+0,0008)/0,18=53,4 КВт.

 Т_ц=60/nρ, (8)

Т_ц=60/100×0,3=0,18 с

Значения ρ принимаются по табл.4[2], Kg - по табл.5[2].

2.2 Определение основных кинематических параметров кривошипных машин

кривошипный пресс машина электродвигатель

При проектировании кривошипных машин необходимо установить их кинематические параметры, т.е. определить законы изменения перемещений, скоростей и ускорений исполнительного звена - ползуна, найти максимальные значения этих параметров, а также их значения в период рабочего хода (рисунок 2.1.).

Рисунок 2.1. Кинематическая схема кривошипно-ползунного механизма

Путь ползуна определяется следующей зависимостью:

S_α = R[(1-cosα)+(λ/4)(1-cos2α)],      (9)_α =70[(1-cos5)+(0,1/4)(1- cos2×5)]=0,24 см.₀=0,14√Р×10^-3=0,14√0,4=0,09 м,=0,08×d₀=0,08×0,09=0,007 м

и рассматривается через 5-10° угла α.

Скорость ползуна пресса определяется по формуле:

V = πRn_o/30(sinα +(λ/2)sin2α),                        (10)

V =3,14×0,7×15/30(sin5+(0,1/2) sin2×5) = 0,1 м/с

и рассчитывается через 5-10°α,

где n₀ - число оборотов кривошипа.

Ускорение ползуна определяется формулой:

j = (πRn₀/30)²R(cosα+λ cos2α), = (3,14×0,7×15/30)²×0,7(cos5+0,1 cos2×5) = 0,93 м/с² .

2.3 Определение крутящего момента

Крутящий момент на коленчатом валу реального механизма (с учетом сил трения):

M_k = Pm_k = P(m_k^u + m_k^f), (12)

где m_k^u = R(sinα +(λ/2)sin2α); (13)

m_k^u =0,7(sin5+(0,1/2)  sin2×5=0,06 м.    

С незначительной погрешностью m_k^f можно принять независящим от α:

m_k^f = f[(1+λ)r₀+λ r_a+ r₀(1+(l₀/l_k)+ r₀(l₀/l_k)], (14)

m_k^f =0,03[(1+0,1)0,045+0,1×0,4+0,045(1+(0,18/0,26)+0,045(0,18/0,26)]=

=0,026 м.

М_k = 400(0,06+0,03) = 36 кНм.

2.4 Расчёт коленчатого вала

В зависимости от типа пресса выбирают конструкцию привода главного вала, который может быть одноколенчатым, двухколенчатым, эксцентриковым, кривошипным. По номинальному усилию пресса на основании имеющихся эмпирических соотношений (рисунок 2.2.) определяют размеры вала. Полученные размеры округляют и выбирают материал вала (табл.9) [2].

Рисунок 2.2. Размеры коленчатых валов:

а - одноколенчатых;

б - эксцентриковых;

Расчетным является сечение В-В

Усилие, допускаемое прочностью коленчатого вала, в сечении В-В

P_a= (15) P_a³×275/1,3×0,8√0,004×0,18²×1,65+2,5(0,5×0,026+0,085×0,09²) =155кНм

Коэффициенты n и К_э принимаются по табл.8[2]; Ф_σ^в и Ф_τ^в определяются по графикам, m_k - по формулам (13),(14) значения угла α_н принимаются по табл.14[2].

Максимальное нормальное напряжение:

σ_max=  , (16)

где M_из= (l₀+l_k/2)×P_a=(0,18+0,26/2)× 155 = 49,5 кНм,

σ_max=  = 650 МНм.

Максимальное касательное напряжение:

τ_max= , (17)

τ_max= = 133,7 МНм.

Коэффициент запаса прочности на изгиб:

n_σ =  , (18)

n_σ == 0,37,

где σ_a - амплитуда цикла

σ_a = σ_max/2 = 650/2= 325,04 МНм, (19)

σ_m - среднее напряжение цикла

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

n_τ =, (21)

n_τ =  = 1,1.

τ_a=τ_max/2 , (22)

τ_a= 133,7/2 = 66,8 МНм.

τ_m = τ_max/2. (23)

Общий коэффициент запаса прочности:

N=, (24)

n=,

где Ψτ, Ψ_σ - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность (см. табл.9) [2];

ξ_σ , ξ_τ - масштабный фактор (табл.10) [2];

k_σ, k_τ - коэффициенты эффективной концентрации напряжений (табл.11) [2].

.5 Расчет шатуна на прочность

Шатун воспринимает усилие деформирования.

Расчетное усилие деформирования:

Р_р= К_ш Р, (25)

Р_р=1×400 = 400 кН,

где К_ш = 1 - для одношатунного привода;

К_ш = 0,75..,0,63-для двухшатунного привода.

По конструкции шатуны выполняются с регулировкой и без регулировки длины (рисунок 2.3.).

Рисунок 2.3.Соединение шатуна с ползуном

Усилие сжатия и изгибающий момент от сил трения в шарнирах r_а и r_в, действующие на шатун, характеризуются напряжениями сжатия σ_сж = P/Faa и изгиба σ_u= M_u/W_aa.

Изгибающий момент:

M_u = fP_p(r_B-х₁(r_a+r_B)/L), (26)

где r_a=r_B=0,13 м,

где L=2l₀+l_k=2×2d₀+2,84d₀=2×0,18+0,26=0,62 м.

M_u =0,03×400(0,13 - 0,16(0,13+0,13)/0,62) = 0,75кНм.

Расстояние до опасного сечения Х₁ = 1,25г_в =1,25×0,13= 0,16м

Площадь сечения А-А и момент сопротивления для общего случая:

F=K₁d², W=K₂d³,=0,786×0,09²=0,01м², W=0,098×0,09³=0,0001м³.

В шатунах с нерегулируемой длиной опасное сечение имеет форму двутавра; соотношения геометрических размеров:

h = 0,565d, b = 0,25d, В = 0,57d.

Коэффициенты K₁ и К₂ назначаются в зависимости от конструкции шатуна (табл.12) [2].

Результирующее напряжение в сечении А-А

σ = σ_сж + σ_и <[σ] . (27)

Диаметр круглого сечения (условный диаметр) двутаврового сечения шатуна

d > 2√cos , (28)

d >2√,

где θ = arccos/2√⊏ ,

θ = arccos /2]³=92,8º.

[σ_сж] =300 МПа, [σ_из] =200 МПа.

2.6 Ползун и направляющие ползуна

От точности направления ползуна зависят точность получаемых деталей, износ и долговечность инструмента, предназначенного для разделительных и других операций.

Ползуны кривошипных машин по конструкции подразделяются на три группы: сплошные призматические и коробчатые (ползуны листоштамповочных прессов); с дополнительными направляющими (ползуны КГШП прессов-автоматов для горячей и холодной объёмной штамповки) и в виде пластин для ножниц и листогибочных прессов.

Повышение точности штамповки и более устойчивое перемещение в направляющих достигаются увеличением длины направляющих ползуна.

Точность направления ползуна характеризуется коэффициентом:

К_п =L_н / В,

К_п =1750/1030 =1,7.

В зависимости от типа пресса и усилия (табл. 14,15) [2] определяются геометрические размеры ползуна. Затем производятся проверочные расчеты на допускаемую величину давления.

На направляющие ползуна действуют горизонтальная составляющая силы N_r и изгибающий момент М_п:

N_r= Pf / , (29)

N_r= 400×0,03/кН.

М_п = N_r [L_H / 2 - (b + К_п1 r_в)]+P X_r K_п1, (30)

М_п =26 [1,750/2 - (0,185 + 1× 0,13)] + 400×0,01×1=18,6 кНм,

где X_r = r_Bf((r_a+r_B)/L+ К_п1),

X_r = 0,13×0,03((0,13+0,13)/1,75+1)= 0,01 м.

Значение величины b принимается конструктивно при передаче усилия через ось - К_п1 = 1, через поверхность - К_п1=-1 (рис.1)

Удельные усилия на направляющие ползуна:

от горизонтальной составляющей силы N_r

P_n= , (31) P_n= =81,2 кПа,

где L_H, b_H-длина и ширина направляющих (см.табл.14,15); от момента М_п.

P_m= ,

P_m= =197,2 кПа

Суммарное удельное усилие:

Pmax = Pn + Pm<[P],                                      (32)

Pmax = 81,2+197,2 = 278,4кПа.

Для бронзовых планок Б_р05Ц5С5 [Р]=3500 кПа.      

.7 Расчет зубчатых передач

Расчетным параметром зубчатых передач является номинальный крутящий момент, равный произведению номинального усилия на относительное плечо при номинальном недоходе (номинальном угле поворота кривошипного вала). Номинальный крутящий момент сравнивается с моментом, допускаемым прочностью зубчатой пары.

Для приближенного определения основных параметров зубчатых передач используются данные, приведенные в табл. 17 [2]. 

Величина расчетного номинального момента для зубчатых колес на промежуточных валах:

М_р =М/iŋ=Pm_k/iŋ, (33)

М_р =400×0,26+0,06/0,95×1=134,7кНм,

где ŋ=0,95..0,96 - КПД передачи; i =1.

Величина m_k определяется по формулам (13), (14) с заменой α на α_H (табл. 16) [2].

М_кп= ([σ_k]_max /C_MC₁cos β₃)²×(Z_k²m_H²В_k / K_H (i+i_k)) > M_p , (34)

М_кп= (1180/214×0,96cos10º)²×(15²×0,42²/1,3(1+1))= 134,7 кНм,

где Кн = K_1ПК₂К₄= 1,3×1×1=1,3;

В_k =0,9d₀ =0,9×0,09=0,081 ;

m_H = 0,072×0,09 = 0,006 Н/м².

Первая проверка. Определение крутящего момента, удовлетворяющего допускаемой пластической деформации зубьев:

где [σ_k]mах - допускаемое нормальное контактное напряжение из возможной пластической деформации зубьев (табл. 19) [2];

См - коэффициент, учитывающий модуль упругости материала зубчатого колеса и шестерни (табл.21) [2];

C1 - коэффициент, учитывающий угол зацепления (табл.22) [2];

Кн - коэффициент нагрузки;

Кн = K_1ПК₂К₄

Здесь К1п - коэффициент перегрузки, равный 1,3;

К2 - коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине колеса (табл.23) [2];

К4 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении из-за его неточностей (табл.24) [2];

Z_k - число зубьев колеса (табл.17) [2];

i _k - передаточное отношение; для наружного зацепления i_K=1, для внутреннего зацепления - i_K=-1.

Вторая проверка. Определение допустимого передаваемого колесом крутящего момента М_ku исходя из усталостной прочности зубьев колеса на изгиб:

М_ku=φ_km_H²Z_kB_k[σ_-1u]K_ξ / 0,34K_u(1+φ^’)Ф_σ[n_u]cosβ₃>M_p , (35)

М_ku=0,2×0,42²×15×275×1,3/0,34×0,81(1+0)×1,9×2cos10º=297,4 кНм,

где Ф_σ = Фσ₀ +ψσ=1,8+0,1=1,9;

φ_k= 0,07 - 0,25;

К_u⁼K₂K_эuK₄=1×0,81×1=0,81;

К_ξ =1 для прямозубых колес;

К_ξ=1,3 для косозубых и шевронных;

β₃ -угол наклона зуба (табл.18) [2].

[σ_-1u], [n_u], К₂, Фσ₀, φ^’ , К_эи, К_эк принимаются соответственно по табл.19,20, 23,26-28[2].

Третья проверка. Проводится для закрытых зубчатых передач. Определяется допустимый крутящий момент М_KK, передаваемый колесом, исходя из выносливости поверхностей зубьев:

М_KK=>M_p , (36)

М_{KK= *}  =502,2 кНм,

где [σ_k] - допускаемое нормальное контактное напряжение исходя из усталостной прочности поверхности зубьев (табл.19) [2];

К_К - коэффициент нагрузки при расчете на усталостную прочность поверхностей зубьев: К_K = К₂КэкК₄.

Здесь К_эк - коэффициент эквивалентной нагрузки, учитывающий переменность режима работы и расчетный срок службы колес по табл.28 [2].

В расчетах используются лишь значения К_эк>0,6, так как применение меньших величин К_эк недопустимо в связи с возможностью появления в зубьях больших пластических деформаций от единого нагружения.

Значения С_М, С₁, β₃, Z_k, m_H, B_k принимаются соответственно по табл.22;21,18,17[2].

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте по кузнечно-штамповочному оборудованию был рассмотрен и изучен однокривошипный пресс, наклоняемый одностоечный с передвижным столом и рогом, а также определены основные кинематические параметры этого кривошипного пресса - скорость ползуна, ускорение, путь.

Произведён прочностной расчёт механизма однокривошипного пресса, всех его узлов и деталей, таких как расчёт мощности электродвигателя, коленчатого вала, расчёт шатуна на прочность, расчёт зубчатых передач, направляющих ползуна.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1.   Явтушенко О. В. Проектирование и расчёт кривошипных прессов.-Запорожье,ЗНТУ,2008 - 301с.

2.       Денисов П.И., Кальченко А.А., Рузанов В.В. Курсовое проектирование по кузнечно-штамповочному оборудованию. Кривошипные прессы: Учеб.пособие.-Магнитогорск: МГТУ им. Г.И. Носова, 2003.-55с.

.        Кухлинг Х.С. Справочник по физике.-М: Мир,1983.

4.   Ланский Е.Н., Банкетов А.Н. Элементы расчета деталей и узлов кривошипных прессов. - М.; Машиностроение, 1966. - 380 с.

5.       Ровинский Г.Н., Злотников С.Л. Листоштамповочные механические прессы. - М.; Машиностроение, 1968. - 420 с.

.        Банкетов А.Н., Бочаров А.Ю., Добринский Н.С. Кузнечно-штамповочное оборудование. - М.; Машиностроение, 1982. - 547 с.

.        Власов А.Я., Барзыкин И.К., Букин-Батыров Ю.Г. Кривошипные кузнечно-прессовые машины. - М.; Машиностроение, 1982. - 424 с.