1 МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ Белорусский национальный технический университет Кафедра «Машины и технология обработки металлов давлением им. С. И. Губкина» ТЕОРИЯ, РАСЧЕТЫ И КОНСТРУКЦИИ КУЗНЕЧНО-ШТАМПОВОЧНОГО ОБОРУДОВАНИЯ Методические указания к дипломному проектированию для студентов специальности 1-36 01 05 «Машины и технология обработки материалов давлением» В 2 частях Ч а с т ь 1 КОНСТРУКТОРСКОЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ Минск БНТУ 2012 2 УДК 621.73:338.45(075) ББК 34.5я7 Т33 Составители : М. В. Кудин, П. С. Овчинников, В. С. Карпицкий, С. А. Ленкевич, А. А. Шегидевич Рецезенты: Д. М. Иваницкий, доцент кафедры «Машины и технология обработки металлов давлением» БНТУ, доцент, кандидат технических наук; А. Н. Давидович, заведующий лабораторией прокатки Государственного научного учреждения «Физико-технический институт» НАН Беларуси, кандидат технических наук Работа предназначена для студентов-дипломников, специализирующихся в обла- сти кузнечно-штамповочного оборудования. В методических указаниях рассматри- ваются вопросы, решение которых должно найти отражение в дипломном проекте, указаны объем, содержание и правила оформления проекта, приведена методика раз- работки кузнечно-штамповочного оборудования и расчета экономической эффектив- ности с необходимыми таблицами для заполнения полученными данными, дан пере- чень рекомендуемой литературы. © Белорусский национальный технический университет, 2012 3 ОГЛАВЛЕНИЕ ВВЕДЕНИЕ. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4 1. ТЕМАТИКА, СОДЕРЖАНИЕ И ОБЪЕМ ДИПЛОМНОГО ПРОЕКТА. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .4 2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 2.1. Обоснование выбора типа проектируемой машины. . . . . . . . .6 2.2. Разработка технической характеристики проектируемой машины.. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 2.3. Разработка кинематической, пневматической, гидравлической или комбинированной схем. . . . . . . . . . . . . . 7 2.4. Разработка основных узлов и механизмов машины. . . . . . . . . 7 2.5. Охрана труда и техника безопасности. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 2.6. Расчет кривошипных машин. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .8 2.6.1. Кинематический расчет. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 2.6.2. Силовой расчет. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9 2.6.3. Подбор электродвигателя и расчет маховиков. . . . . . . . . .19 2.6.4. Расчет муфты включения и тормоза. . . . . . . . . . . . . . . . . . 23 2.7. Расчет гидравлических прессов. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .31 2.7.1. Расчет станины. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31 2.7.2. Расчет рабочих цилиндров, плунжеров и уплотнений. . . .33 2.7.3. Расчет гидросистемы прессов. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .39 2.8. Расчет паровоздушных молотов. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .42 3. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48 СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ. . . . . . . . . . . . . . . . . . .49 4 ВВЕДЕНИЕ Дипломный проект является завершающим этапом обучения в университете и выполняется после сдачи студентом всех экзаменов и зачетов по теоретическим дисциплинам, лабораторным работам и производственным практикам, защиты всех курсовых проектов и сдачи зачета по преддипломной практике. Дипломный проект должен быть выполнен с учетом новейших достижений в области производства кузнечно-прессовых машин, обеспечивающих улучшение технико-экономических показателей проектируемой или модернизируемой машины по сравнению с су- ществующими машинами аналогичного назначения. В используе- мых при этом организационно-технических решениях следует стремиться к повышению производительности машины за счет уве- личения ее быстроходности, механизации и автоматизации основ- ных и вспомогательных операций изготовления изделий, к увеличе- нию надежности и долговечности узлов и деталей машины за счет улучшения их конструкции, применения новых материалов и про- грессивной технологии обработки, к повышению безопасности условий труда и соблюдению экологических требований. В проекте должны быть учтены действующие стандарты, нормативы и техни- ческие условия на разработку и изготовление машины. 1. ТЕМАТИКА, СОДЕРЖАНИЕ И ОБЪЕМ ДИПЛОМНОГО ПРОЕКТА Темой дипломного проектирования кузнечно-штамповочного оборудования для специальности 1-36 01 05 «Машины и технология обработки материалов давлением» могут быть универсальные или специальные кузнечно-прессовые машины со средствами автомати- зации и механизации. Дипломный проект состоит из расчетно-пояснительной записки объемом 100–110 страниц рукописного текста (выполняется на ли- стах формата А4) и графической части, содержащей 12–14 листов чертежей формата A1. Графическая часть включает: – конструкторский раздел, в котором должны быть представлены сборочные чертежи проектируемой машины (1–3 листа), узлов ма- шины (7–8 листов), кинематические, пневматические, гидравличе- ские или комбинированные схемы (1–2 листа), рабочий чертеж де- талей (1–2 листа); 5 – специальную технологическую разработку (2–3 листа), которая включает чертежи техпроцесса изготовления детали на проектиру- емой машине и конструкцию рабочего инструмента (штампа) со средствами механизации и автоматизации. Расчетно-пояснительная записка строится по следующему при- мерному плану: 1. Общая часть проекта. 1.1. Титульный лист с указанием темы проекта и необходимыми подписями. 1.2. Задание по дипломному проектированию. 1.3. Реферат. 1.4. Ведомость объема проекта. 1.5. Содержание (перечень разделов и подразделов с указанием страниц). 2. Введение. 3. Конструкторская часть проекта. 3.1. Обоснование выбора типа проектируемой машины. 3.2. Разработка технической характеристики проектируемой ма- шины. 3.3. Разработка кинематической, пневматической, гидравличе- ской или комбинированной схем. 3.4. Разработка основных узлов и механизмов машины. 3.5. Технические расчеты проектируемой машины. 4. Технологическая часть проекта. 5. Охрана труда и техника безопасности. 6. Экономическое обоснование проекта. 7. Выводы по проекту. 8. Список использованной литературы. 9. Спецификация графического материала. Во введении дипломного проекта необходимо дать краткое определение роли и места обработки металлов давлением в разви- тии народного хозяйства, дать характеристику современного состо- яния и перспектив развития кузнечно-прессового оборудования в целом и проектируемой машины в частности, связать цель и задачи дипломного проекта с задачами развития отрасли промышленности, для которой предназначается объект проектирования. 6 2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА 2.1. Обоснование выбора типа проектируемой машины Подлежащая разработке машина указывается в задании по ди- пломному проектированию. Необходимо дать краткую характери- стику выпускаемых машин аналогичного назначения. Из имеющих- ся разновидностей данной машины выбрать ее лучший вариант в качестве базового для последующей разработки. 2.2. Разработка технической характеристики проектируемой машины Проектирование машины начинается с установления ее основ- ных технических параметров. Основные параметры большинства универсальных кузнечно-прессовых машин регламентируются со- ответствующими государственными стандартами [1–9]. Основные параметры определяют эксплуатационные характери- стики машины: размеры штампового пространства, величину хода ползуна, число ходов, энергию удара и др. В дипломном проекте по согласованию с руководителем при соот- ветствующих обоснованиях разрешается изменение тех или иных па- раметров машины, обеспечивающее улучшение качества машины и ее соответствие лучшим образцам отечественной и зарубежной техники. На специальные машины, параметры которых не оговорены ГОСТ [10–14], основные параметры определяются исходя из особен- ностей получаемых на данной машине изделий, серийности производ- ства и на основании изучения машин аналогичного назначения или подобных ей с учетом общей тенденции машиностроения. При конструировании машин необходимо учитывать основные направления развития кузнечно-прессового оборудования, к кото- рым можно отнести: – повышение производительности машин за счет увеличения их быстроходности, механизации и автоматизации основных и вспомо- гательных операций изготовления изделий; – увеличение надежности и долговечности машин за счет улуч- шения их конструкции, применения новых материалов и прогрес- сивных технологий обработки; 7 – повышение безопасности работы машин за счет применения защитных и предохранительных устройств; – применение программирования в системе управления; – применение унифицирования и агрегатирования узлов и меха- низмов, удешевляющее изготовление и ремонт машин; – применение автоматических и комплексных линий для изго- товления сложных изделий массового производства. 2.3. Разработка кинематической, пневматической, гидравлической или комбинированной схем При разработке кинематических, пневматических и гидравличе- ских схем следует руководствоваться госcтандартами [15–20]. Схе- мы выполняются на отдельных листах формата A1. В правом верх- нем углу листа в таблице помещаются характеристики применяе- мых в схемах элементов. В нижней части листа помещается циклограмма работы машины, в случае большого объема и сложно- сти она оформляется на отдельном листе. Если одна из схем имеет подчиненную роль, то разрабатывается комбинированная схема (кинематическая с пневматической и т. д.). 2.4. Разработка основных узлов и механизмов машины При разработке основных узлов и общего вида машины следует обратить внимание на конструктивное обеспечение качества изделий. Как объект эксплуатации изделие должно обладать служебными ха- рактеристиками, заданными в технических условиях на изготовление и приемку, обеспечивать возможность его использования с наимень- шим числом обслуживающего персонала при гарантии безопасности работы, создавать удобство обслуживания и ремонта. Как объект производства машина должна быть простой и дешевой, требовать минимальных затрат труда и времени на подготовку и освоение про- изводства, отличаться как можно меньшей металлоемкостью при ее изготовлении, обеспечивать экономическую целесообразность при- менения новых прогрессивных технологий. Спецификация общего вида машины, сборочных чертежей узлов и технологической оснаст- ки выполняется в соответствии с ГОСТ [21–23]. 8 2.5. Охрана труда и техника безопасности В дипломном проекте является обязательной глубокая и всесто- ронняя разработка вопросов охраны труда, т. е. мероприятий, предусматривающих защиту работающих от производственных травм, создание благоприятных условий труда, предупреждение профессиональных заболеваний. В создании здоровых и безопасных условий труда большое зна- чение имеет такая организация технологического процесса и обес- печение такого состояния оборудования, при которых исключались бы выделение вредных веществ в рабочих помещениях (газа, пыли, продуктов сгорания, избыточной теплоты) и опасность травмирова- ния рабочих. Эти требования являются основополагающими в ряде нормативных документов [24–29]. 2.6. Расчет кривошипных машин 2.6.1. Кинематический расчет Выбор типа привода. В соответствии с технической характери- стикой пресса для достижения требуемого числа ходов ползуна в минуту выбирают тип привода [32–35] (одноступенчатый односто- ронний с маховиком или с зубчатой передачей, двухступенчатый, трехступенчатый и т. д.). Передаточное отношение между валом электродвигателя и главным (кривошипным) валом пресса при од- ноступенчатом приводе определяется по формуле П дв c , n i n k (2.1) где двn – номинальное число оборотов вала электродвигателя, об/мин; Пn – число ходов ползуна (число оборотов главного вала), об/мин; сk = 0,98–0,99 – коэффициент, учитывающий проскальзывание ремней. Определение основных кинематических величин кривошип- но-шатунного механизма. При разработке кинематики кривошип- но-шатунного механизма вначале определяют радиус кривошипа 9 / 2,R H (2.2) где H – ход ползуна, мм, и длину шатуна по формуле / л,L R (2.3) где λ – коэффициент шатуна, который принимают для данного типа машины по таблице [37, с. 72]. Расчет значений пути ползуна (S), скорости (V) и ускорения (а) в зависимости от угла поворота кривошипа (для центрального меха- низма) производится по формулам [37]: л ((1 cosб) (1 cos 2б)); 4 S R (2.4) л (sinб sin 2б); 4 V R (2.5) 2щ (cosб лcos2б),a R (2.6) где б – угол поворота кривошипного вала, отсчитываемый от ниж- ней мертвой точки против вращения кривошипа; Пщ 30 n – угловая скорость вращения кривошипа, с–1. Расчеты производят для углов поворота кривошипного вала от 0 до 90° с интервалом в 10°. Для упрощения расчетов значения вы- ражений 1(б)f , 2(б)f , 3(б)f можно определить по таблицам 2, 3 и 4 [37] соответственно. Результаты расчета сводятся в таблицу и по полученным данным строятся графики зависимостей (б)S f , (б)V f и (б)a f . 2.6.2. Силовой расчет Силовой расчет кривошипной машины включает в себя следую- щие основные этапы: расчет кривошипного вала; приведенного плеча сил; усилия на ползуне, допускаемого прочностью коленчато- 10 го вала; шлицевых соединений и шпонок; клиноременной передачи; регулировочного винта и резьбы шатуна; усилия регулировки высо- ты штампового пространства; подшипников скольжения; уравно- вешивателей ползуна и станины машины. В данных указаниях приведены основы расчета кривошипных валов, приведенного плеча сил и усилия на ползуне, т. е. рассмотре- ны те вопросы, которые имеют особую специфику расчета. Расчет же остальных элементов и деталей машины производится по более простым (известным из ранее изученных курсов «Сопротивление материалов», «Детали машин» и др.) формулам. Расчет кривошипных валов. Кривошипные валы кривошипно- ползунных механизмов могут выполняться в виде коленчатых валов или в виде обычных ступенчатых осей и валов шестерне- эксцентрикового и шестерне-кривошипного привода [30, 31, 37]. Размеры кривошипных валов во многом определяют и размеры са- мой машины, поэтому конструированию этих элементов следует уделить особое внимание. При проектировании и расчете коленчатого вала вначале по номи- нальному усилию на основе статистических данных определяют диа- метр опорных шеек вала 0d [30, 37]. Так, для коленчатого вала одно- кривошипного пресса простого действия 0 140 Нd P при 2МННP и 0 120 0,6Нd P при 2МННP . Для эксцентриково- го вала горячештамповочного пресса 0 103 1Нd P . Для двухко- ленчатого вала прессов простого и двойного действия 0 140 Нd P при 1,8МНHP и 0 90 3Нd P при 1,8МННP . Для коленча- тых валов горизонтально-ковочных машин (ГКМ) 0 130 Нd P . В вышеуказанных формулах подставляют НP в МН, а получают 0d в мм. По диаметру 0d на основании эмпирических соотношений ([30, табл. 2.4] или [37, табл. 15]) определяют остальные размеры вала. По- лученные размеры округляют и выбирают материал вала [30, табл. 4.1, c. 80; 37, табл. 29, c. 195]. Расчет приведенного плеча сил. Приведенное плечо сил в ре- альном механизме (с учетом сил трения) определяется по формуле [30, 37] 11 ,uk k km m m (2.7) где ukm – приведенное плечо сил идеального механизма (без учета сил трения); km – приведенное плечо сил трения. Значения ukm и km определяются по соответствующим формулам: л (sinб sin2б) 2 u km R ; (2.8) 00,5м((1 л) л ),A Bkm d d d (2.9) где м – коэффициент трения в подшипниках кривошипно-шатунного механизма (м = 0,06 при использовании густой смазки); Ad – диаметр шатунной шейки коленчатого вала; 0d – диаметр опорной шейки коленчатого вала; Bd – диаметр опорного подшипника шатуна в ползуне. Расчет km производят для углов поворота кривошипа б от 0 до 90° с интервалом в 10°. Результаты расчета сводятся в таблицу. По полученным данным с учетом уточненных поперечных размеров коленчатого вала строится график зависимости приведенного плеча сил от угла поворота кривошипа (б)km f . Расчет допускаемого усилия на ползуне по прочности коленча- того вала. Обычно у коленчатых валов расчетным сечением является сечение ВВ (схемы коленчатых валов и приближенные расчетные формулы приведены в [37, приложение]). Усилие, допускаемое проч- ностью вала (одноколенчатого, с односторонним приводом, без зубча- той передачи) в сечении ВВ, определяется по формуле 3 0 1 2 2 З Э 0 у ф 0 0,1 у , 0,004 Ф Ф (0,5 0,085 ) u D k d P n k l m d (2.10) где 1у u – предел выносливости на изгиб для материала вала при симметричном цикле нагружения [37, табл.17]; 12 Зn – коэффициент запаса [37, табл. 156]; Эk – коэффициент эквивалентной нагрузки [37, табл. 156]; 0l – длина опорной шейки вала; уФ и Ф – коэффициенты, учитывающие влияние масштабных факторов, концентрации нагрузки на величину нормальных и каса- тельных напряжений (определяется по графикам [37, рис. 62]). Для подтверждения правильности выбора оптимальных попе- речных размеров коленчатого вала по формуле (2.10) производится предварительный расчет усилия DP для угла поворота кривошипно- го вала нб = б , где нб – номинальный угол поворота кривошипа, который выбирается в зависимости от типа машины по таблице [37, с. 72]. На данном угле поворота кривошипа пресс должен развивать максимальное усилие, по значению равное номинальному усилию HP (паспортное усилие), т. е. при предварительном расчете значе- ние DP должно быть равное HP или близкое к нему. При значи- тельной разнице DP и HP осуществляется корректировка попереч- ных размеров вала с последующим перерасчетом DP до момента, когда D HP P . Возможен другой вариант определения оптимальных попереч- ных размеров коленчатого вала. Проектные расчеты в этом случае выполняются на ЭВМ по алгоритму, приведенному на рис. 2.1. Кривошипные валы во время рабочего хода испытывают изгиб, кручение и воздействие перерезывающих сил. Усилие, допускаемое прочностью кривошипного вала, рассчитывается по выражению, которое в общем виде выглядит так: 3 1 2 2 З Э у у 0,1 у Ф Ф u D d P n k U U , (2.11) где уU и фU – плечо изгибающего и крутящего момента соответ- ственно; d – диаметр цапфы в расчетном сечении вала. 13 Рис. 2.1. Схема алгоритма для определения оптимальных поперечных размеров коленчатого вала (начало) РН, μ, l0, lk, lш,. l1, l2, R, dA, dB, d0, α, P, n, k, уФ , Е Ф ,Е уФ , B Ф ,B 1, c, b, λ, q, αш б 30 6 0 140 10 ;Hd P 0 0 ; 2 HPl d q ш ; H A P l d q 01,3 ;Ad d ш ;HB P d l q 00,7 ;b d л 0,1; ш 2 ;kl l b sinб sin 2б 2 km R 00,5 1,1 0,1A Bd d d у у; ; ; ; B B E EU U U U 1 2 3 1 2 2 у у ф ф 0,1 у Ф Ф E A E E E E d P nk U U 3 0 1 2 2 у у ф ф 0,1 у Ф Ф B B B B B d P nk U U 14 Рис. 2.1. Схема алгоритма для определения оптимальных поперечных размеров коленчатого вала (окончание) Сначала произвольно принимается величина диаметра коренной цапфы d0. По эмпирическим выражениям определяются диаметры шатунной и ползунной цапф dA и dB: dВ = d0; dА = 1,2d0. (2.12) По формулам 2.8 и 2.9 находят приведенное плечо сил mk. В за- висимости от принятых значений диаметров цапф и прочностных свойств материала вкладышей подшипников определяют длины ко- ренных l0 и шатунных lш цапф: 0 / 2 ;Hl P q ш /Hl P q , (2.13) где q – давление, допускаемое материалом вкладышей подшипников. Далее в зависимости от типа кривошипного вала (схемы некото- рых из них представлены на рис. 2.2) рассчитывают величины уU и dA = dA – 1 dA = dA + 1 PE – y > 0 PE – PН ≥ 0 PB – y > 0 PB – PН ≥ 0 d0 = d0 – 1 d0 = d0 + 1 1 2 1 α = 0 mk, P E, PB α, mk, P E, PB α = α +10 α – 90 ≤ 0 КОНЕЦ Да Да Да Да Да Нет Нет Нет Нет Нет 15 фU по выражениям, приведенным ниже, а затем величину DP по выражению (2.11). При значительном различии DP и НP корректи- руют d0 на величину шага, все расчеты повторяют до получения D НP P . При таком расчете находят не только оптимальные диа- метры, но и длины цапф кривошипного вала. а б в г д е ж з Рис. 2.2. Схемы кривошипных валов 16 1. Коленвал с маховиком (рис. 2.2, а): – сечение В: 2 2 у 00,004 ;U l 2 2 ф 0(0,5 0,085 ) ;kU m d – сечение Е: 2 2 у 0 ш(0,062 0,25( )) ;kU l l l 2 2 ф 0,25( 0,5 sinб) .kU m R 2. Коленчатый вал с односторонним зубчатым приводом (рис. 2.2, б) при д 150 ; шб 20 : – сечение В: 2 2ш у 0 1 0 ш sin(д + б ) (0,062 ( 0,88 ) ) cosб k k m U l l l R ; 2 2ф 0,25 kU m ; – сечение Е: 2 2 шш у 0 1 ш 1 0 0 ш sin(д + б ) 0,062 0,25( ) (0,5 0,44 )(1 ) 0,25 cosб k k k ml U l l l l l l l R ; 2 2 ф 0,25( 0,5 sinб) .kU m R 3. Коленчатый вал с двухсторонним зубчатым приводом (рис. 2.2, в): – сечение В: 2 2ш у 0 1 0 ш sin(д + б ) (0,062 (0,5 0,44 ) ) cosб k k m U l l l R ; 2 2ф 0,062 kU m ; – сечение Е: 2 2ш у 0 ш 1 0 ш sin(д + б ) (0,062 0,25( ) (0,5 0,44 ) ) cosб k k k m U l l l l l R ; 2 ф 0U . 17 4. Эксцентриковый вал с односторонним зубчатым приводом (рис. 2.2, г): – сечение В: 2 2ш у 0 1 0 ш sin( б ) (0,17 (0,5 0,35 ) ) cosб k k m U l l l R ; 2 ф 0U . 5. Одноколенчатый вал с односторонним междуопорным приво- дом (рис. 2.2, д): – сечение В: 2 2 ш 0 ш 2 0 0 у 0 ш 0 0,125 sin(д б ) 0,125 0,25 cosб 0,25 8 k k k k k l l l m l l l U l l R l l ; 2 ф 0U ; – сечение Е: 2 2 ш 0 ш 2 0 0 ш 2 0 ш 0 0,125 sin(д б ) 0,125 0,25 cosб 0,25 8 2 k k k k k k l l l m l l l l l l U l l R l l ; 2 2 ф 0,062 kU m , где 2l – половина ширины зубчатого колеса. 6. Одноколенчатый вал с двухсторонним междуопорным приво- дом (рис. 2.2, е): – сечение В: 2 2 ш у 0 ш sin(д+б ) 0,062 (1 ) cosб k k m U l R ; 2ф 0U ; 18 – сечение Е: 2 2 ш у 0 ш 0 2 ш sin(д б ) 0,062 0,25( ) (0,062 0,5 ) cos k k k m U l l l l l R ; 2 ф 0U . 7. Шестерне-эксцентриковый односторонний вал с бугельной осью (рис. 2.2, ж): – сечение В: 2 2 1 0 ш 2 0 у 1 0 0 ш 0 0,25 sin(д б ) 0,125 0,25 ( 0,125 ) 0,25 cosб 0,25 k k k k k l l l m l l U l l l l R l l ; 2 ф 0U . 8. Двухколенчатый вал на двух опорах с односторонним зубча- тым приводом (рис. 2.2, з): – сечение В: 2 2 ш у 0 1 0 ш sin(д+б ) 0,062 ( 0,88 ) cosб k k m U l l l R ; 2 2 ф 0,25 kU m ; – сечение Е: 2 2 ш ш у 0 0 1 ш sin(д б ) 0,062 (0,88 ) 4 cosб k k k l l m U l l l R ; 2 2 ф 0,062 kU m . 19 2.6.3. Подбор электродвигателя и расчет маховиков Расход энергии за цикл одиночного хода работы пресса опреде- ляется по формуле [37] М Ц Р ХХ Мз A A A A , (2.14) где АР – затраты энергии при рабочем ходе; АХХ – затраты энергии при холостом ходе; АМ – затраты энергии на включение муфты (с учетом затрат энергии на пробуксовку дисков и разгон подвижных частей муфты); М = 0,95 – КПД передачи от вала муфты к валу электродвигателя. При работе пресса в режиме последовательных ходов расход энергии за цикл будет несколько меньше за счет снижения потерь холостого хода и отсутствия затрат энергии на включение муфты. С учетом потерь в передачах привода затраты энергии при рабочем ходе определяются по формуле Т У м Р Пз A A A A , (2.15) где АТ – технологическая работа (работа деформации заготовки), которая определяется по площади графика рабочих нагрузок с уче- том масштаба; АУ – работа на упругую деформацию деталей пресса (при неко- торых операциях частично или полностью трансформируется в по- лезную работу на ниспадающей ветви графика рабочих нагрузок); А – работа, затрачиваемая на преодоление сил трения; П = 0,98 – КПД передачи от вала электродвигателя к главному валу. Для построения графика рабочих нагрузок используют типовые условные графики нагрузок [37]. Например, типовой график нагрузки для листоштамповочного однокривошипного пресса, для которого характерной операцией является вырубка, имеет вид [37, рис. 47а]. На данном графике выделяют четыре характерные точки, для которых в основном и производятся все дальнейшие расчеты. 20 Записывают расчетные формулы в общем виде для i-й точки. Ха- рактерные точки для построения графика рабочих нагрузок опреде- ляются из следующего соотношения: ( )i O iS S H , (2.16) где SO(i) – относительный ход ползуна для характерных точек типо- вого графика нагрузок. Аналогично определяют усилие в характерных точках графика нагрузок ( )i O i HP P P (2.17) где PO(i) – относительное усилие из типового графика нагрузок. По расчетным данным строится график рабочих нагрузок, где по оси абсцисс откладывают путь ползуна, а по оси ординат – усилие пресса. Для учета работы, затрачиваемой на упругую деформацию прес- са, строится суммарный график рабочих нагрузок, на котором к значению перемещения ползуна по рабочему графику прибавляется упругая деформация пресса, определяемая по формуле д /iP C , (2.18) где С – коэффициент жесткости, определяется по эмпирическим зависимостям [37] в зависимости от типа пресса. Крутящий момент для характерных точек суммарного графика рабочих нагрузок определяется по формуле ( ) ( )K i i K iM P m , (2.19) где mK(i) – приведенное плечо крутящего момента для характерной точки графика. Приведенное плечо определяется по формуле ( ) 0 л (sinб sin2б ) 0,5м((1 л) л )) 2 K i i i A Bm R d d d , (2.20) где i – угол поворота кривошипа для характерных точек графика (определяется в радианах радб б р /180 ). 21 Выражение для определения i записывается в виде 2(1 )(1 1/ л) б arccos 1 1/ л R R i R S S S , (2.21) где /R iS S R – относительный ход ползуна. Кроме приведенного выше расчета углы поворота и, соответ- ственно, значения mK(i) можно определить по графикам зависимо- стей, полученным в предыдущих разделах. По полученным значениям крутящего момента строится график зависимости крутящего момента от угла поворота кривошипа для характерных точек (угол i принимается в радианах). Площадь по- лученного графика в масштабе соответствует затратам энергии при рабочем ходе пресса (АР). Выражение для определения величины АР записывается в виде 2P 1 2 0,5( (б б )KA M 2 3 32 3 3 4 ( )(б б ) (б б ))K K KM M M , (2.22) где МK(i) и i – крутящий момент и угол поворота кривошипа для характерных точек графика моментов. Работа холостого хода пресса определяется по формуле P T XX XX б б 1 , 2р A A (2.23) где XXA – работа холостого хода за полный оборот коленчатого вала; P 1 4б =б б – угол поворота коленчатого вала, соответствующий рабочему ходу пресса; Tб 15 – угол торможения (в радианах). Работа XXA может быть определена или по графику [37, рис. 38], или по формуле 22 7,5lg 3 1,58 .H P XXA (2.24) Для прессов с номинальным усилием до 1 кН величина XXA принимается равной номинальному усилию. На стадии технического проекта, когда момент инерции ведомых муфтой деталей неизвестен, работу на включение муфты можно определить, используя график рабочих нагрузок, по эмпирическому соотношению 4 1 3 2 M ( ) ( ) 0,5 , 2 H S S S S A P (2.25) где Si – ход ползуна пресса для характерных точек графика нагрузок. Мощность электродвигателя привода пресса рассчитывают по формуле Ц Ц , k A N t (2.26) где k – коэффициент запаса мощности (выбирается по таблице [37, с. 111] в зависимости от величины Пpn ); p – коэффициент использования числа ходов [37, табл. 13]; Пn – число ходов ползуна пресса; Ц П 60 t pn – время цикла. По расчетным данным выбирают [36] ближайший больший по мощности электродвигатель и записывают его параметры. Момент инерции маховика определяется по формуле Ф P MX 2 П 91 , д K A J n (2.27) где д 2 е( )Н PK S S – коэффициент неравномерности хода; 23 е – коэффициент, зависящий от соотношения между номиналь- ным и критическим скольжением [37, табл. на с. 111]; НS – величина номинального скольжения [37, табл. на с. 111]; PS – величина упругого скольжения клиноременной передачи при номинальной нагрузке ( 0,01PS ); KФ – коэффициент избыточной работы (т. е. для работы, выпол- няемой маховиком). Величина KФ находится по формулам: – при последовательных ходах Ф 1 б / 360PK ; (2.28) – при работе на одиночных ходах 2 2 2 M M Ф M P M P б 1 (2 6 3 ) 360 з з P A AK p p p A A . (2.29) Диаметр маховика определяют из следующего соотношения: 1,5 MX MX( /12)D J . (2.30) Ширину обода маховика принимают равной MX0,3b D . (2.31) 2.6.4. Расчет муфты включения и тормоза Наибольшее распространение в прессостроении получили дис- ковые фрикционные муфты включения [38–40]. При расчете диско- вой муфты определяют максимальный крутящий момент на криво- шипном валу по формуле K D KM P m . (2.32) 24 Значения PD и mK в данную формулу берут при б бH , т. к. при бH эти величины имеют наибольшие значения. Затем определяют расчетный момент муфты по формуле M расч M M в ,K M M i (2.33) где 1,0–1,3 – коэффициент запаса (учитывает инерционность ведомой части, нестабильность давления воздуха, колебания коэф- фициента трения); Mi , Mз – соответственно передаточное число и КПД привода от вала муфты к коленчатому валу. Средний радиус кольца трения определяется по формуле Mрасч ср M Ф BЗ 0,543 , м д д M R q K m (2.34) где – коэффициент трения [42, табл. 7]; qM – удельное давление на дисках [42, табл. 7]; Ф – коэффициент формы [42, табл. 8]; – относительная ширина кольца трения [42, табл. 4]; KВЗ – коэффициент взаимного перекрытия [42, табл. 4]; m – число поверхностей трения. По известному Rср определяют: – ширину кольца трения cpдB R ; (2.35) – внутренний радиус кольца трения 2 cp 0,5R R B ; (2.36) – наружный радиус кольца трения 1 cp 0,5R R B . (2.37) 25 По известному значению В определяют: – толщину ведомых дисков по условию жесткости при B > 0,35 м Д (0,06 0,08)h B ; (2.38) при B < 0,35 м Д (0,09 0,11)h B ; (2.39) – толщину ведущего и опорного неоребренного дисков 0 (0,1 0,12)h B ; (2.40) – толщину опорного оребренного диска 0 (0,16 0,18)h B ; (2.41) – толщину нажимного оребренного или неоребренного диска (0,14 0,16)Нh B . (2.42) По ширине кольца трения из числа имеющихся стандартизован- ных вставок [21, табл. 9] выбирают длину lВ овальной или диаметр круглой вставки, соблюдая условие 1,1 > lВ / B ≥ 0,8. (2.43) Если B / lВ = 1,55–1,9, то применяется двухрядное расположение вставок с перекрытием, при B / lВ = 2,2–2,4 – двухрядное без пере- крытия. Количество вставок определяется из условия передачи расчетно- го крутящего момента Mрасч M Ф B cpм д B M n m q F R , (2.44) где FВ – площадь одной поверхности трения вставки. 26 Количество вставок, расположенных в верхнем Вn и нижнем Вn рядах, принимаются равными: – для двухрядного расположения с перекрытием В В В0,5n n n ; (2.45) – для двухрядного расположения без перекрытия В В1,5n n ; В В0,4n n . (2.46) Момент, передаваемый однодисковой муфтой со вставками, определяется по формуле M M B B cp2мM q n F R . (2.47) Для дисковых муфт без вставок рекомендуется [37] определять размеры поверхностей трения по следующим формулам: – внутренний радиус кольца трения 2R c d , (2.48) где с = 1,6–1,8; d – диаметр вала, на который монтируется муфта; – наружный радиус 1 2(2 1,4)R R . (2.49) Толщина дисков берется равной Д 1 20,1( )h R R . (2.50) Момент, передаваемый муфтой, определяют по формуле 3 3 M M 1 2 2 р м ( ) 3 M q m R R , (2.51) где qM – удельное усилие на дисках (qM = 0,4–0,6 МПа при частоте вращения вала до 180 об/мин, qM = 0,3 МПа при частоте вращения вала более 180 об/мин). 27 При расчете необходимо, чтобы ММ > ММ расч. При несоблюдении данного неравенства корректируются размеры муфты и число дис- ков с повторным определением ММ. Затем производится проверка работоспособности муфты. Величину показателя износа определя- ют по формуле 2 BM M изн M П 2 J K a pn F , (2.52) где MM M C 1,05 1,15 M a M M [30]; C 0,05 0,12M – момент сопротивления вращению ведомой части; 2 BM M M 2 J A – работа на включение муфты; P – коэффициент использования числа ходов [42, табл.16]; F – площадь фрикционных поверхностей трения. Рассчитанные по формуле (2.52) значения Kизн не должны пре- вышать рекомендуемых значений [37, табл. 32]. После проверки показателя износа муфты определяют диаметр пневматического поршня DПМ по формуле ПМ ПМ1,13D F , (2.53) где FПМ – площадь поршня. Mрасч ПМ p c Ф ср( ) м д M F p p m R , (2.54) где pр – рабочее давление воздуха [42, табл. 14]; pс 0,045 МПа – статическое давление (предназначается для преодоления сил трения в уплотнении поршня и сил сопротивления отводных пружин). 28 Усилие, необходимое для включения муфты, определяется по формулам: – для муфты со вставками M ПР M B B(1,1 1,15)( )Q Q q n F ; (2.55) – для муфты без вставок 2 2 M ПР M 1 2(1,1 1,15)( р ( ))Q Q q R R , (2.56) где коэффициент (1,1–1,15) учитывает утечки воздуха, потери на трение в уплотнении; ПР с ПМQ р F – усилие отводящих пружин. Усилие одной сжатой пружины при максимальном ходе поршня определяется по формуле ПР ПР ПР/P Q z , (2.57) где zПР – число пружин (принимается конструктивно с соблюдением кратности 3 или 4). Затем рассчитывают параметры отводных пружин [37, 41]. При расчете дискового тормоза необходимый тормозной момент определяется по формуле T Трасч T Tб A M i , (2.58) где 2 ВТ 1 Т 2 J A – работа торможения (принимается равной АМ [37]); iТ – передаточное число от вала тормоза к кривошипному валу; Т – угол торможения в радианах (принимается равным 8–12 для лиcтоштамповочных прессов; 20–30° – для ГКМ, ГКШП и преcсов-автоматов). По расчетному тормозному моменту определяют размеры рабо- чих элементов тормоза (формулы как и для расчета муфты). 29 Формулы для определения тормозного момента следующие: – для тормоза со вставками T T cp В В2мM q R n F , (2.59) где qT – удельное давление на фрикционных поверхностях тормоза (qT = 1,2–1,0 МПа при частоте вращения вала тормоза до 180 об/мин, qT = 0,8–0,4 МПа при частоте вращения 180–300 об/мин); – для тормоза без вставок 3 3 Т Т 1 2 2 р ( ) 3 M q m R R , (2.60) где qT = 0,4–0,5 МПа при частоте вращения вала тормоза до 180 об/мин, qT = 0,1–0,2 МПа при частоте вращения 180–350 об/мин. При этом необходимо, чтобы MT > MT расч. В противном случае корректируются размеры рабочих элементов тормоза и число дис- ков с последующим перерасчетом значения МТ. Показатель износа для тормозов рассчитывается по тем же фор- мулам, что и для муфт. Только в формуле (2.52) значение аМ следу- ет заменить на аТ, равное 0,8–0,9 при расположении тормоза на кривошипном валу и 0,75–0,8 при расположении его на приемном валу. При расчете площади поршня пневмоцилиндра тормоза следует учитывать необходимость создания дополнительного усилия на поршне для преодоления трения в шлицах нажимного диска и на боковых поверхностях вставок. В соответствии с этим площадь поршня тормоза определяется по формуле Tрасч ПТ p ПР 1,3M F р R , (2.61) где pp – рабочее давление воздуха (принимается, как при расчете муфт); RПР – приведенный радиус трения. Значение RПР для однодисковых тормозов со вставками опреде- ляется по формуле 30 ср Ф ПР 2 Ф 1,94 м д 1 (м д ) K R . (2.62) Для многодисковых тормозов с фрикционными накладками ср Ф ПР 1 Ф м д 1 1,2м д R m R m , (2.63) где 1 = 0,1–0,12 – коэффициент трения в шлицевом соединении ведущих дисков со ступицей; 1 = 0,07–0,09 – коэффициент трения при пальцевом соединении. Усилие тормозных пружин рассчитывается по формулам: – для тормозов со вставками 2 ПР Т B B(1 2м )Q q n F ; (2.64) – для тормозов без вставок 2 2 ПР Т 1 1 2р (1 0,42м )( )Q q m R R . (2.65) Затем по требуемому усилию рассчитывают параметры пружин. Исходными данными являются: число пар трущихся поверхностей m; зазор между поверхностями = 0,5–1 мм; зазор при последующем износе 1 = 0,5–2 мм; коэффициент жесткости СПР = DПР / dПР выби- рается из ряда 5, 6, 8, 10. Максимальное усилие сжатой пружины определяется по формуле ПР Т ПР ПР 1 (1 ) (1 ) Q K P z , (2.66) где KТ 0,85–0,9 – коэффициент, учитывающий отношение усилий пружин до износа и при износе; zПР – число пружин (принимается конструктивно с соблюдением кратности 3 или 4). Диаметр проволоки пружины определяется по формуле ПР ПР ПР 1,82 [ ] С P d . (2.67) 31 Значение dПР округляется до ближайшего большего по сортаменту. Диаметр пружины определяется из соотношения ПР ПР ПР(1 )D С d . (2.68) 2.7. Расчет гидравлических прессов Конструктивные особенности и основы расчета гидравлических прессов более подробно освещены в литературе [30, 31, 43–47]. 2.7.1. Расчет станины Станины гидропрессов бывают одностоечные, двухстоечные, колонные (двух-, трех-, четырех- и многоколонные) и специальной конструкции. Каждая из станин может быть цельной или разъем- ной, литой из стали 35Л и сварной из стали 3. Расчет станин одно- стоечных и двухстоечных прессов может быть осуществлен по ана- логии с расчетами подобных станин механических прессов [30]. При расчете станин колонного типа [30] напряжения в колоннах определяются по формуле И 3 у [у] 0,1 MN F d , (2.69) где F – площадь поперечного сечения колонны; d – диаметр колонны; [ ] – допускаемые напряжения для материала станины (прини- мают для прессов c РН < 150 МН [ ] = 45–60 MН/м 2, с РН 150 МН [ ] = 80 MН/м2). Усилие N, действующее на колонну, определяется по формуле (1 2 / ) ,H P e l N n (2.70) где РН – номинальное усилив пресса; е – эксцентриситет приложения нагрузки на нижнюю и подвиж- ную поперечины; l – расстояние между осями колонн в плане; n – число колонн. 32 Величина изгибающего момента, действующего на колонну, за- висит от схемы исполнения станины пресса. При шарнирном со- единении плунжера с подвижной поперечиной для четырех- колонного пресса (рис. 2.3, а) [30] изгибающий момент рассчитыва- ется по формуле И , 4 HP e zM (2.71) где z – расстояние от верхней плоскости нижней поперечины до нижнего торца направляющей втулки подвижной поперечины. При жестком соединении плунжера с подвижной поперечиной (рис. 2.3, б) [30] И , 32( ) HP eM y к (2.72) где (y + к) – расстояние от середины направляющей втулки подвиж- ной поперечины до середины направляющей грундбуксы плунжера. а б Рис. 2.3. Схемы воздействия сил на станину пресса 33 Для двухколонного пресса напряжение в колоннах определяется 2 8 у (1 ) [у]. 2 HP e e F l d (2.73) Для трехколонного пресса 8 у (1 ) [у]. 3 HP e F d (2.74) Колонны специальных прессов (при их разной жесткости, длине и несимметричном расположении) удобно рассчитывать методом деформаций [30]. Высота нижней и верхней поперечин принимается равной (2,5–3,5)d. Высота подвижной поперечины определяется исходя из предположе- ния посадки ее на ограничители хода под полным давлением пресса. Поперечины на изгиб рассчитываются аналогично расчету балки на двух опорах с симметричной приложенной нагрузкой, за расстояние между опорами при этом принимается расстояние между осями ко- лонн. Допускаемое напряжение на изгиб для подвижных поперечин принимается равным [ ] = 50–70 МПа, для подвижной поперечины при опоре на ходоограничители – 120–150 МПа. Колонны прессов изготавливают коваными из сталей 35 или 45, в верхней и нижней поперечинах крепят гайками. В прессах усилием до 4 МН применяют в основном метрическую резьбу, в более мощ- ных прессах – мелкую упорную. Для колонн диаметром d ≤ 150 мм шаг резьбы принимают t 5 мм, при d > 150 мм шаг резьбы можно определить из соотношения t 5 + 0,013. Размеры гаек определяются следующими соотношениями: высо- та h0 = (1–2)d, наружный диаметр D 1,5d. 2.7.2. Расчет рабочих цилиндров, плунжеров и уплотнений В прессостроении применяют рабочие цилиндры с опорой на дно и на опорный фланец. Конструкция цилиндра с опорой на дно явля- ется рациональной с точки зрения прочности, однако при этом усложняется конструкция пресса, увеличиваются его масса и габа- 34 ритные размеры. В связи с этим наибольшее распространение полу- чили цилиндры с опорой на фланец. Конструирование рабочих цилиндров начинают с определения давления рабочей жидкости. Для цилиндров с опорой на фланец оптимальное давление при- нимают равным опт 0,289[у],p (2.75) для цилиндров с опорой на дно опт 0,277[у],p (2.76) где [ ] – допускаемое давление для материала цилиндра (для стально- го литья [ ] = 85–105 МПа, для кованой углеродистой стали [ ] = = 110–145 МПа, для легированной стали [ ] = 155–180 МПа). Иногда с целью уменьшения массы цилиндра принимают так называемое рациональное давление, которое на 30 % ниже опти- мального. Внутренний радиус цилиндра определяется по формуле 1 0 Ц б , р HPr m p (2.77) где 0 – коэффициент, учитывающий зазор между плунжером и внутренней поверхностью цилиндра (для цилиндров плунжерного типа 0 = 1,03–1,08, для поршневых цилиндров 0 = 1); Цm – число рабочих цилиндров. Наружный радиус цилиндра, опирающегося на фланец, опреде- ляется по формуле 2 0 2 2 Ц [у] б , р ([у] ) HPr m p p (2.78) цилиндра, опирающегося на дно, – 35 2 2 0 2 2 Ц ([у] 4[у] 3 б . р ([ ] ) HP p pr m p p (2.79) Затем производят прочностной расчет средней зоны цилиндра. Напряжения в средней зоне, отстоящей от днища и фланца на рас- стоянии 0,5–0,75 их внутренних диаметров, вычисляют по форму- лам Ляме [48]. Для цилиндров с опорой на фланец эти формулы имеют вид: 2 2 1 2 2 2 2 2 1 у (1 );r p r r r r r (2.80) 2 2 1 2 и 2 2 2 2 1 у (1 ); p r r r r r (2.81) 2 1 2 2 2 1 у ,z p r r r (2.82) где r, , z – радиальное, тангенциальное и осевое напряжения соответственно; r1, r2, r – внутренний, наружный и текущий радиусы цилиндра (r1 ≤ r ≤ r2). При опоре цилиндра на дно напряжения z в средней зоне ввиду их малости принимают равными нулю. Эквивалентное напряжение в средней зоне цилиндров определя- ется по формуле 2 2 2 экв и и 1 у ((у у ) (у у ) (у у ) ). 2 r z z r (2.83) Прочность цилиндра считается обеспеченной, если экв ≤ [ ]. 36 Длина средней зоны цилиндров устанавливается в зависимости от требуемого хода плунжера. Основные геометрические параметры опорного фланца опреде- ляются из установившихся на практике соотношений. Радиус сопряжения наружной поверхности цилиндра с опорной поверхностью фланца [43] рекомендуется выбирать по эмпириче- ской формуле 0ф 0,2д,r (2.84) где – толщина стенки цилиндра. Радиус наружной цилиндрической поверхности фланца опреде- ляется из условий смятия его опорной поверхности по формуле Ц ф 2 0ф СМ ( ), р [у] Р r r r (2.85) где РЦ – усилие, развиваемое цилиндром; [ ]СМ – допускаемое напряжение на смятие (для стальных ци- линдров [ ]СМ = 90–140 МПа). При расчете можно принять рекомендуемые [43] значения rф. Для цилиндров, опирающихся на чугунные траверсы rф (1,15–1,16)r2, а для цилиндров, опирающихся на стальные траверсы, rф (1,09–1,13)r2. Прочность цилиндра в опорной зоне в значительной мере зависит от высоты фланца, которая определяется зависимостью h = 1,5 [43]. Толщина днища в средней части цилиндра должна составлять не менее двух толщин стенки ( ) и иметь плавный переход от цилин- дрической части к днищу (R 0,4r1). Плунжеры, штоки и поршни гидроцилиндров предназначены для передачи усилия на подвижную траверсу. При работе прессов они подвергаются сжатию вдоль оси. Изготавливаются из углеродистой стали с пределом прочности не менее 600–700 МПа. По конструк- тивному исполнению могут быть сплошные и пустотелые. Приме- няются следующие типы соединений плунжеров с подвижной тра- версой: жесткое через шаровую пяту и через пест с шаровыми го- ловками. 37 Диаметр плунжера определяется по формуле ПЛ ПЛ , 0,785 HPd p m (2.86) где mПЛ – количество плунжеров. Расчет на прочность сплошных плунжеров производится только по месту крепления их в подвижную траверсу. Напряжение опреде- ляется по формуле Ц 3 ПЛ у , 0 1 М р , d (2.87) где МЦ – изгибающий момент, действующий в месте заделки плун- жера в траверсу. При установке пустотелого плунжера определяют наибольшие эквивалентные напряжения на его внутренней стенке по формуле 4 экв 2 3 у , 1 K р K (2.88) где K = d1ПЛ / d2ПЛ (d1ПЛ, d2ПЛ – внутренний и наружный диаметры плунжера). Толщина днища плунжера определяется из следующей зависи- мости: дн (1,2 1,5)д.h (2.89) Радиус перехода стенки плунжера в днище вычисляется по фор- муле 0 1ПЛ0,125r d . (2.90) 38 Длинные плунжеры и штоки должны проверяться на продоль- ный изгиб. Предельное значение длины плунжера, для которого необходимо выполнять такую проверку, определяется соотношени- ем ПЛ 2ПЛ10 .L d (2.91) В зависимости от характера закрепления цилиндра и плунжера (с учетом схем закрепления) плунжеры могут подвергаться расчету на устойчивость. Для подвижных соединений применяют три типа уплотнений: набивочное, манжетное и поршневыми кольцами. Наибольшее распространение получило набивочное уплотнение (резинотканевое шевронное многорядное). Расчет деталей уплотнения сводится к расчету резьбовых шпи- лек, соединяющих нажимное кольцо с цилиндром, на усилие Р, ко- торое определяется по формуле 2 ПЛ ПЛр( 2 ) , 4 d B d P р (2.92) где В – ширина уплотнения. Допускаемое напряжение для шпилек из стали 45 [ ] = 60–100 МПа. Важным показателем качества уплотнений является величина си- лы трения их о плунжер, которая зависит от ряда факторов (чистоты обработки поверхности плунжера, вида рабочей жидкости и др.). Си- ла трения в уплотнении плунжера рассчитывается по формуле ПЛ У0,15м р ,T d Н р (2.93) где – коэффициент трения (0,05 – для шевронной набивки; 0,20– для других типов набивок); НУ – высота уплотнения. В большей степени силы трения необходимо учитывать при рас- чете гидроустройств с плунжерами и штоками малых диаметров, где они оказывают более значительное влияние на технологическую характеристику гидропресса. 39 2.7.3. Расчет гидросистемы прессов Гидросистемы включают привод пресса, систему управления и трубопроводы. Особенности гидросистем определяются типом при- вода, а также назначением и мощностью пресса. В качестве гидро- приводов получили распространение три типа: насосный безакку- муляторный, насосный аккумуляторный и мультипликаторный. Гидросистемы пресса рассчитывают с целью определения скоро- сти подвижной поперечины и давлений жидкости в тот или иной момент. Связь между скоростями в различных сечениях трубопровода определяют из условия постоянства расхода жидкости T1 1 T2 2 T... const,i iQ V F V F V F (2.94) где Q – количество жидкости, проходящей через сечение потока; Fi – плошадь i-го сечения потока; VTi – средняя скорость течения жидкости в i-м сечении. При проектировании пресса диаметр рабочего плунжера, а следова- тельно, и его площадь FПЛ определяют исходя из усилия, которое необходимо получить. Скорость же подвижной поперечины задают. Скорость жидкости в трубопроводе зависит от давления, обеспе- чивающего течение жидкости, T 2 H,V g (2.95) где H – напор, м вод. ст.; g – ускорение свободного падения, м/с2. Площадь проходного сечения трубопровода определяется исходя из условия неразрывности струи ПЛ ТР T , F V f V (2.96) где FПЛ – площадь рабочего плунжера, м 2 . 40 Диаметр сечения трубопровода определяют из соотношения ТР ПЛ T/ ,d d V V (2.97) где dПЛ – диаметр рабочего плунжера. Обычно принимают, что в наполнительном трубопроводе VT 5–7 м/с, в напорных линиях VT 10–20 м/с, в сливной линии ра- бочих цилиндров VT 30 м/с, в сливной линии обратных цилиндров VT 6,5–8,5 м/с. При проектировании наполнительной системы пресса рассчиты- вают площадь проходного сечения наполнительного клапана Ц XX КЛ T , F V f V (2.98) где FЦ – площадь рабочего цилиндра; VХХ – скорость холостого хода подвижной поперечины; VТ – скорость течения жидкости в наполнительном трубопроводе. При использовании безаккумуляторного привода в качестве ис- точника высокого давления применяют радиально-поршневые насосы, работающие на минеральном масле, при аккумуляторном приводе используют в основном кривошипно-плунжерные насосы, работающие на воде или эмульсии. Первые рассчитаны на давление до 20 МПа и подачу ~0,02 м3/с (1000 л/мин), вторые – на давление до 32 МПа и подачу ~0,02 м3/с. Производительность кривошипно-плунжерного насоса можно определить из следующего выражения: ПЛ 0 Н з , 60 z F S n Q (2.99) где z – число плунжеров; FПЛ – площадь плунжера, м 2 ; S – ход плунжера, м; n – число оборотов коленчатого вала, об/мин; 0 = 0,92 – объемный КПД насоса. Приводная мощность на ралу насоса определяется из соотношения 41 H 0 м 1000 , з з p Q N (2.100) где р – давление подаваемой жидкости, MПа; м = 0,80–0,85 – механический КПД насоса. Мощность электродвигателя принимают на 10–15 % выше рас- четной с учетом неравномерности подачи давления. При расчете радиально-поршневых насосов определяется объем рабочей жидкости, вытесняемый поршнями за один оборот ротора, 2 ПЛр , 3 d g S z (2.101) где dПЛ – диаметр плунжера, м; S – ход плунжера, м; z – число плунжеров. Минутная теоретическая подача насоса определяется по формуле 2 H ПЛ р , 120 Q g n d е z n (2.102) где е – эксцентриситет, м; n – число оборотов вала ротора, об/мин. Действительная (эффективная) подача принимается равной Э H 0з ,Q Q (2.103) где 0 = 0,8–0,95 – объемный КПД насоса. Мощность на валу ротора насоса рассчитывается по формуле Э 0 м 1000 , з з p Q N (2.104) где м = 0,94–0,96 – механический КПД насоса. 42 2.8. Расчет паровоздушных молотов Для паровоздушных ковочных и штамповочных молотов [49] производятся следующие расчеты: 1. Монтажный ход бабы Нm выбирают в зависимости от массы падающих частей по табл. 2.1 или по ГОСТ [8]. Таблица 2.1 Зависимость монтажного хода бабы от массы падающих частей m, т Hm, м Ковочные Штамповочные 0,63 – 1,0 1,0 1,0–1,2 1,1 2,0 1,2–1,25 1,2 3,15 1,25–1,4 1,25 5,0 1,3–1,6 1,3 8,0 1,4–1,8 – 10,0 – 1,4 16,0 – 1,5 25,0 – 1,6 2. Дольные коэффициенты нижнего и верхнего вредного про- странства н = 0,09; 0 = 0,12. 3. Диаметр рабочего цилиндра D и коэффициент штока при- нимают по табл. 2.2. Таблица 2.2 Зависимость диаметра рабочего цилиндра и коэффициента штока от массы падающих частей m, т Ковочные Штамповочные α D α D 0,63 – – 0,81 230 43 1,0 0,81–0,89 280–330 0,81 280 Окончание табл. 2.2 m, т Ковочные Штамповочные α D α D 2,0 0,85–0,89 380–430 0,85 380 3,15 0,85–0,90 460–550 0,85 460 5,0 0,87–0,90 530–630 0,87 530 8,0 0,88–0,90 620–720 0,87 630 10,0 – – 0,88 720 16,0 – – 0,88 920 25,0 – – 0,89 – 4. Высота бабы штамповочного молота принимается равной 0,8Hm. 5. Коэффициент кратности хода золотника для молотов с массой падающих частей 630–3150 кг KЗ = 0,025–0,04, а при большей массе падающих частей KЗ = 0,05–0,066. 6. Наружный диаметр золотника по полке для ковочных молотов DЗ = 0,48D, а для штамповочных DЗ = 0,43D. 7. Суммарная площадь окон втулки рабочего цилиндра: нижнего и верхнего ряда fH = fB 0,1F, среднего fС = аС bС 1,25fH. Суммар- ная длина окон любого ряда H C B( , )b b b D . Исходя из площади f и длины b окон определяют их высоту. 8. Площадь проходного сечения окон дросселя штамповочного молота при нажатой педали fДР = 0,5fH, при свободной педали fДР = 0,25fH, ковочного молота – fДР = 0,5fH. 9. Параметры предположительной индикаторной диаграммы ко- вочного молота при последовательных ходах падавших частей. В отсеченном состоянии энергоноситель расширяется и сжима- ется адиабатически. Предположительные индикаторные диаграммы строят, принимая закономерность pVn = const для всех участков диа- граммы, где давление не постоянно [49] 44 КН 01,25 ;p p 1 01,1 ;p p КВ 01,1 ;p p КВ ,p p где р0 – атмосферное давление; р – давление свежего пара. Из условия pVn = const, а для пара n = 1, определяют: KH ХН H Hг ( 1) ; p p (2.105) H KН 1 H г в .p p (2.106) Для расчета последнего параметра необходимо задаться суммой + . Обычно дольный коэффициент выпуска нижнего энергоноси- теля принимается (1 – – ) 0,4. Тогда + = 0,6. По полученным данным строят линии изменения давления в зависимости от хода поршня для нижней полости KВ ХВ 0 0г ( 1) ; p p 0 0 1 г в . р р При р = 8 кгс/см2 г в 0,74 . Полученные данные позволяют построить индикаторную диа- грамму для верхней полости цилиндра. Для раздельного определения дольных коэффициентов периодов отсечки , ′ и впуска , ′ можно воспользоваться методикой, из- ложенной в [49], но суммы этих коэффициентов достаточно для по- строения индикаторных диаграмм. 10. Производительность ковочного молота. Диаграммы изменения давления в обеих полостях цилиндра ана- лизируют раздельно при ходе падающих частей вверх и вниз. Для этого каждую из диаграмм разбивают на n участков, причем первый участок ограничивают условием постоянства давлений в верхней и нижней полостях цилиндра. В этом случае движение падающих ча- стей будет равноускоренным, что облегчает определение скорости в 45 конце первого участка и времени его прохождения. На остальных участках криволинейное изменение давления аппроксимируют прямыми линиями и расчет ведут по средним значениям [49]. Время подъема и хода вниз считают как B 1 ; i it t H 1 , i it t время цикла определяют с учетом продолжительности удара tУ 0,001 с. Ц В H У .t t t t (2.107) Число ударов молота в минуту находят как Ц/60 tn . (2.108) Эта величина должна соответствовать ГОСТ. Значение скорости в конце последнего участка при ходе падаю- щих частей вниз используют для расчета энергии удара 2ПЭ / 2mV , которая должна соответствовать указанной в стандарте. Если производительность и энергия удара отличаются от указан- ных в ГОСТ, корректируют значение диаметра цилиндра или доль- ных коэффициентов эффективного впуска энергоносителя ХН и ХВ. 11. Параметры индикаторной диаграммы штамповочного молота при работе на единичных ходах с полной энергией удара, не пре- вышаемые циклами качаний. Индикаторные диаграммы именно этого режима работы необхо- димы для анализа производительности и энергии удара молота. При первом холостом ходе вверх, а от него не отличается ход вверх при рассматриваемом режиме, в период впуска давление нижнего пара из-за мятия в нижних окнах золотниковой втулки на 1 кгс/cм2 ниже давления свежего пара р. Период предварительного выпуска пара (1 – – ) 0,1. H XH КН H г ( 1) ; 1 p p XHг 0,6; 1 01,5 ;p p г 0,7 0,75. 46 По этим данным строят линию изменения давления в нижней полости при ходе вверх. Сумму коэффициентов г в находят из уравнения баланса ра- бот при ходе падающих частей вверх H XH H XH H XH 1 ( 1)б г ( 1)б ( ) ln г p F p F 0 1 1 0 0 (г в ) (1 (г в )) ( (д в )) lnp F p F (2.109) 01,1 (1 б) 0G p F . Ориентировочно можно принять г в 0,2 0,3. Тогда КB 1 0 1 (1 (г в ))p p . (2.110) Полученные данные используют для построения линии индика- торной диаграммы для верхней полости цилиндра при ходе вверх (рис. 2.4). Рис. 2.4. Индикаторная диаграмма для верхней полости цилиндра 47 Как и для ковочного молота, эту диаграмму разбивают на участ- ки. Первый будет ограничен величиной (1 г в ) mH , оставшуюся часть делим на n равных частей. Если в конце n-го участка скорость будет отлична от нуля, следует корректировать дольный коэффици- ент (1 г в ) . В результате анализа определяют B 1 i it t . При рабочем ходе принимают давление нижнего пара постоян- ным и равным р1 = 0,63(p – 1) – 0,75. Находят дольный коэффициент начала мятия пара 2 M M H г , 2 m m V p H (2.111) где ДР M M f V F – фиксированная скорость мятия ( М = 80 м/с). H 1 0б 0,9 (1 б) ;p pF p F G p F (2.112) XB Mг 0,5(1 г ). (2.113) По полученным результатам строят индикаторную диаграмму (рис. 2.5). Рис. 2.5. Индикаторная диаграмма 48 Участок Ca b строят в предположении рV = const. Тогда 0 XB КН 0 г . 1 p p (2.114) Если скорость в конце хода вниз не удовлетворяет энергии уда- ра, оговоренной ГОСТ, следует изменить проходное сечение дрос- селя fДР и повторить расчеты. В итоге находят H 1 i it t и определяют число ударов в единицу времени, сравнивая его с данными ГОСТ [8]. Методика определения размеров золотника изложена в [49]. 3. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА В технологической части дипломного проекта должны быть раз- работаны технологический процесс изготовления изделия на проек- тируемой машине и конструкция инструмента одним из методов обработки металлов давлением (листовой штамповкой, свободной ковкой или объемной штамповкой) по согласованию с руководите- лем дипломного проектирования. При этом необходимо пользо- ваться источниками [50–52]. 49 СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 1. Кузнечно-прессовые машины : каталог-справочник. – М. : НИИмаш, 1970. – Вып. 1, 2, 3, 4. 2. Прессы однокривошипные простого действия открытые. Па- раметры и размеры. Нормы точности : ГОСТ 9408–89. 3. Прессы однокривошипные простого действия закрытые. Па- раметры и размеры : ГОСТ 10026–87. 4. Прессы холодноштамповочные кривошипно-коленные. Пара- метры и размеры. Размеры и расположение пазов и отверстий для крепления штампов. Нормы точности : ГОСТ 5384–89. 5. Прессы кривошипные горячештамповочные. Параметры и размеры. Нормы точности : ГОСТ 6809–87. 6. Машины горизонтально-ковочные с вертикальным разъемом матриц. Параметры и размеры. Нормы точности : ГОСТ 7023–89. 7. Кузнечно-прессовые машины. Ножницы. Ряды главных пара- метров : ГОСТ 28252–89. 8. Кузнечно-прессовые машины. Молоты. Ряды главного пара- метра : ГОСТ 27032–89. 9. Оборудование кузнечно-прессовое. Общие технические усло- вия : ГОСТ 7600–90. 10. Мансуров, И. З. Специальные кузнечно-прессовые машины и автоматизированные комплексы кузнечно-штамповочного произ- водства : справочник / И. З. Мансуров, И. М. Подрабинник. – М. : Машиностроение, 1990. – 344 с. 11. Кузнечно-прессовое оборудование, выпускаемое в 1990–1991 гг. : номенклатурный каталог / Науч.-произв. объединение по кузнечно- прессовому оборудованию и гибким производственным системам для обработки давлением; НПО «ЭНИКмаш». – М. : ВНИИТЭМР, 1989. – 104 с. 12. Кузнечно-прессовое оборудование : отраслевой каталог : 20-90-04 / ЦНИИ информ. и технико-экон. исслед. по тяжелому и транспортному машиностроению. – М. : ВНИИТЭМР, 1990. – 56 с. 13. Кузнечно-прессовое оборудование, производимое и намечае- мое к производству странами НРБ, БР, ГДР, Румынией в 1991– 1995 гг. : каталог / Междунар. отраслевая система науч. и техн. ин- форм. по технологии машиностроения. – М. : ВНИИТЭМР, 1990. – 144 с. 50 14. Прогрессивное кузнечно-прессовое оборудование : отрасле- вой каталог / НПО «ЭНИКмаш». – М. : ВНИИТЭМР, 1989. – 89 с. 15. Схемы. Виды и типы. Общие требования к выполнению : ГОСТ 2.701–84. 16. Правила выполнения кинематических схем : ГОСТ 2.703–68. 17. Правила выполнения гидравлических и пневматических схем : ГОСТ 2.704–76. 18. Обозначения условные графические в схемах. Элементы ки- нематики : ГОСТ 2.770–68. 19. Обозначения условные графические. Элементы гидравличе- ских и пневматических сетей : ГОСТ 2.780–68. 20. Обозначения условные графические. Аппаратура распреде- лительная и регулирующая гидравлическая и пневматическая : ГОСТ 2.781–68. 21. Общие требования к текстовым документам : ГОСТ 2.105–79. 22. Спецификация : ГОСТ 2.108–68. 23. Основные требования к чертежам : ГОСТ 2.109–73. 24. Техника безопасности и производственная санитария в куз- нечно-прессовых цехах / С. Л. Злотников [и др.]. – М. : Машино- строение, 1984. – 256 с. 25. Михайлова, B. Л. Безопасность труда в кузнечно-штамповочных цехах : учеб. пособие для СПТУ / B. Л. Михайлова, В. В. Буренин. – М. : Высш. школа, 1988. – 120 с. 26. Система стандартов безопасности труда. Оборудование кузнечно- прессовое. Общие требования безопасности : ГОСТ 12.2.017–86. 27. Система стандартов безопасности труда. Шум. Общие требования безопасности : ГОСТ 12.1.003–83. 28. Система стандартов безопасности труда. Общие санитарно- гигиенические требования к воздуху рабочей зоны : ГОСТ 12.1.005–88. 29. Система стандартов безопасности труда. Вибрация. Общие тре- бования : ГОСТ 12.1.012–78. 30. Кузнечно-штамповочное оборудование : учеб. для машино- строительных вузов / А. Н. Банкетов [и др.]. – 2-е изд., перераб. и доп. – М. : Машиностроение, 1982. – 576 с. 31. Живов, Л. И. Кузнечно-штамповочное оборудование. Прессы / Л. И. Живов, А. Г. Овчинников. – 2-е изд., перераб. и доп. – Киев : Вища школа, 1981. – 375 с. 51 32. Гурьев, Ю. Т. Современное кузнечно-штамповочное обору- дование (КГШП) / Ю. Т. Гурьев, Е. Г. Плюгачев. – М. : Машино- строение, 1984. – 43 с. 33. Игнатов, А. А. Кривошипные горячештамповочные прессы / А. А. Игнатов, Т. А. Игнатова. – 3-е изд., перераб. и доп.– М. : Ма- шиностроение, 1984. – 312 с. 34. Кожевников, В. А. Модернизация кривошипных прессов / В. А. Кожевников [и др.]. – Л. : Машиностроение, 1988. – 175 с. 35. Кривошипные кузнечно-прессовые машины. Теория и проек- тирование / под ред. И. В. Власова. – М. : Машиностроение, 1982. – 424 с. 36. Власов, В. И. Системы включения кривошипных прессов. Теория и проектирование / В. И. Власов. – М. : Машиностроение, 1969. – 272 с. 37. Ланской, Е. Н. Элементы расчета деталей и узлов кривошип- ных прессов / Е. Н. Ланской, А. Н. Банкетов. – М. : Машинострое- ние, 1966. – 380 с. 38. Смирнов, A. M. Основы автоматизации кузнечно-прессовых машин / A. M. Смирнов, К. И. Васильев. – М. : Машиностроение, 1987. – 268 с. 39. Навроцкий, Г. А. Кузнечно-штамповочные автоматы / Г. А. Навроцкий. – М. : Машиностроение, 1965. – 424 с. 40. Расчет муфт, тормозов, трубопроводов и систем управления кузнечно-прессовых машин : метод. рекомендации. – М. : Воронеж : ЭНИКмаш, 1971. – 170 с. 41. Мехед, И. Н. Методическое пособие по курсу «Кузнечно- штамповочное оборудование» : в 2 ч. / И. Н. Мехед, П. С. Овчинни- ков. – Минск : БПИ, 1981. 42. Бычков, В. П. Методика проектирования объектов новой техни- ки : учеб. пособие для машиностроительных вузов / В. П. Бычков. – М. : Высш. школа, 1990. – 166 с. 43. Розанов, Б. В. Гидравлические прессы / Б. В. Розанов. – М. : Машгиз, 1959. – 428 с. 44. Гидравлические прессы. Некоторые конструкции и расчеты / под ред. Б. П. Васильева. – М. : Машиностроение, 1966. – 436 с. 45. Розанов, Б. В. Снижение металлоемкости машин и техноло- гичность конструкций / Б. В. Розанов, В. П. Линц. – М. : Машино- строение, 1971. – 44 с. 52 46. Розанов, Б. В. Технология и оборудование для гидростатиче- ского прессования / Б. В. Розанов, Л. Ю. Максимов. – М. : Машино- строение, 1971. – 63 с. 47. Нехай, С. М. Проектирование гидравлических прессов / С. М. Нехай. – М. : Машгиз, 1963. – 159 с. 48. Тимошенко, С. П. Теория упругости / С. П. Тимошенко, Д. Ж. Гудьер. – М. : Наука, 1979. – 560 с. 49. Живов, Л. И. Кузнечно-штамповочное оборудование. Моло- ты. Винтовые прессы. Ротационные и электрофизические машины / Л. И. Живов, А. Г. Овчинников. – 2-е изд., перераб. и доп. – Киев : Вища школа, 1985. – 279 с. 50. Василевич, В. И. Методические указания к дипломному про- ектированию по технологии листовой штамповки / В. И. Василевич [и др.]. – Минск : БПИ, 1991. – 63 с. 51. Вербицкий, Е. И. Курсовое проектирование по горячей штамповке : учеб. пособие для вузов / Е. И. Вербицкий, И. Г. Доб- ровольский. – Минск : Выш. школа, 1978. – 208 с. 52. Добровольский, И. Г. Технология горячей объемной штам- повки / И. Г. Добровольский, Н. Г. Сычев – Ч. 1 : Методическое по- собие по курсам «Технология ковки и объемной штамповки», «Проектирование цехов кузнечно-штамповочного производства». – Минск : БГПА, 1992. – 81 с. 53 Учебное издание ТЕОРИЯ, РАСЧЕТЫ И КОНСТРУКЦИИ КУЗНЕЧНО-ШТАМПОВОЧНОГО ОБОРУДОВАНИЯ Методические указания к дипломному проектированию для студентов специальности 1-36 01 05 «Машины и технология обработки материалов давлением» В 2 частях Ч а с т ь 1 КОНСТРУКТОРСКОЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ С о с т а в и т е л и: КУДИН Максим Валентинович ОВЧИННИКОВ Петр Семенович КАРПИЦКИЙ Виктор Сергеевич и др. Редактор В. О. Кутас Компьютерная верстка А. Г. Занкевич Подписано в печать 14.05.2012. Формат 60 84 1/16. Бумага офсетная. Ризография. Усл. печ. л. 3,08. Уч.-изд. л. 2,41. Тираж 100. Заказ 1083. Издатель и полиграфическое исполнение: Белорусский национальный технический университет. ЛИ № 02330/0494349 от 16.03.2009. Пр. Независимости, 65. 220013, г. Минск.