Привод пресса

Расчеты на прочность основных силовых элементов пресса прово­дятся при давлении прессования р_пр.max = 1,5 р _пр (коэффициент 1,5 учитывает неточность настройки предохранительного устройства), а энергетические расчеты при p_пр = 100 МПа.

Принимаем, что в приводе используется двухступенчатая передача по аналогии с кинематикой пресса Б8232.Это позволит установить маховик на быстроходном валу и, следовательно, уменьшить его массу. Крутящий момент в прессе Б8232 с вала электродвигателя на коленчатый вал передается с помощью клиноременной и зубчатой передач.

Передаточное число привода

i_пр = i _{рем.пер.}· i _{зубч.пер.}= n _эл.дв./ n _кол.в.,

где n _эл.дв. и n _кол.в. – частота вращения, соответственно, вала электродвигателя и коленчатого вала. Частота вращения коленчатого вала пресса принимается из условий прессования торфа 1,25 с^-1.

Наиболее распространены электродвигатели с частотой вращения n _эл.дв= 16,5 с^-1 (1000 мин^-1). Затем определяется общее передаточное число привода.

Для клиноременной передачи передаточное число рекомендуется принимать i _{рем.пер}≤4. В связи с тем, что шкив ремённой передачи является одновременно маховиком, целесообразно принимать передаточное число ближе к максимальному значению.

По справочным таблицам курса «Деталей машин» выбирается тип ремня. Для клиноременной передачи в зависимости от допускаемой мощности на один ремень выбирается сечение ремня и их количество, а по выбранному сечению – диаметр меньшего шкива d _ш и профиль канавок.

Межосевое расстояние для клиноременной передачи

l _о = C D ₂,

где D ₂ – диаметр большего шкива; C – числовой коэффициент, зависящий от передаточного числа.

Зубчатая передача.

Минимальное число зубьев некорригированных зубчатых передач z _min=17. Модуль m зубчатой передачи пресса определяется прочностным расчётом. У пресса Б8232 модуль равен m =20 мм.

При проектировании пресса другой производительности и, соответственно, мощности электродвигателя величину этого модуля можно использовать для разработки предварительной кинематической схемы привода.

Диаметр делительной окружности шестерни

d _ш= z _min· m

и колеса

D _к= d _ш· i _{зуб.пер.}

Окончательные размеры элементов привода принимаются на основании прочностных расчетов.

Маховик рассчитывается из условия, чтобы он имел маховый мо­мент, достаточный для компенсации недостающей энергии прессования при заданном коэффициенте неравномерности ψ вращения коленчатого вала.

Момент инерции маховика

где G _M/g – масса, маховика, т; D_м – диаметр маховика, м; - избыточная лощадь диаграммы тангенциальных усилий (площадь двух фигур - по количеству штемпелей в прессе, расположенных выше линии ), см²; и , – масштабы диаграммы тангенциальных усилий соответственно по осям ординат и абсцисс, кН/см и м/см; п – частота вращения вала, на котором установлен маховик, с^-1; ψ – коэффициент неравномерности.

Масштаб

,

где -радиус эксцентриситета коленчатого вала, м; - длина диаграммы тангенциальных усилий по оси абсцисс, соответствующая 360° угла поворота коленчатого вала, см.

Диаметр D_м маховика определяется из расчета необходимого пере­даточного отношения ременной передачи.

Тогда, по уравнению (2.128) можно вычислить необходимый вес маховика. При этом предполагается, что весь вес маховика сосредоточен в ободе. Неучтенный вес спиц и ступицы, соответствующий до 30 % общего веса маховика, компенсирует неточность формулы (2.128), в которой принимается, что D_м - диаметр маховика, а должен был бы быть учтен диаметр по окружности, проходящей через центр тяжести се­чения обода. Ширина обода маховика определяется по конструктивным соображениям для расположения необходимого числа канавок клиноременной передачи, число которых определяется прочностным расчетом клиноременной передачи. При использовании плоскоременной передачи ширина ремня b_р определяется прочностным расчетом при вычислен­ном значении крутящего момента и в зависимости от этой ширины по справочным таблицам выбирается ширина В_ш шкива. При известном значении В_ш и необходимом весе маховика вычисляется толщина его обода.

Головная часть пресса. Без учета влияния букеля давление по оси матричного канала уменьшается по закону (рис. 98)

где х – расстояние от зева пресса до рассматриваемого сечения, м.

Боковое давление, воспринимаемое стенками матрицы,

Тогда боковое усилие, направленное вверх, действующее на верхнюю матри­цу шириной В_м и длиной l _м,

Боковые усилия, действующие в горизонтальной плоскости, стре­мящиеся разогнуть боковые стенки Ш-образной головки и воспринимае­мые заплечиками крышки пресса,

При коэффициенте перегрузки узлов пресса 1,5 по сравне­нию с максимальным усилием прессования 1600 кН давление будет равно 200 МПа.

Рис. 98. Расчетные схемы головной части пресса (а), поперечное сечение

головной части (б) и канала (в)

Для пресса Б8232 (коэффициент трения µ = 0,2; коэффициент бокового распора ε= 0,65, периметр и площадь поперечного сече­ния матрицы, соответ-ственно, L = 46 см и ω_шт = 120 см², сечение брике­та 182 х 70 мм и длина матричного канала 900 мм) вычисленные по формулам (2.130) и (2.131) усилия, действующие на головку пресса, F _бок.в =4,6 МН и F _бок.г =1,75 МН.

Координата (от торца штемпеля) приложения усилий и определяется по формуле

где f (х) – закон распределения бокового давления (2.129); .

Для рассматриваемого пресса Б8232- 190 мм.

Усилие прессования передается на головку пресса через силы трения брикетов о стенки матрицы. Составляющие силы трения можно полу­чить, разбив усилие прессования пропорционально ширине соответствую­щих матриц

Для пресса Б8232 при принятых выше параметрах

=265 кН.

Составляющие усилия прессования F _пр1 и F _пр2 прикладываются в точках, где соответствующие матрицедержатели упираются в головку пресса. Усилия F _np3 и F_np4 передаются на головку пресса в результате трения. Поэтому можно принять, что координаты сил F _np3 и F _пр4 совпадают с координатами приложения усилий бокового распора F _бoк.в.

Силы F _бoк.в. и F _пр1 передаются на язык пресса (рис. 98, а) и воспри-нимаются подшипником скольжения опорного пальца и нажим­ным штоком.

Система регулирования противодавления. Противодавление прессеБ8232 регулируется с помощью гидравлической системы нажимного механизма языка пресса. Система сил, действующих на язык пресса, представлена на рис. 98.

Составив уравнение равновесия моментов сил, действующих на язык пресса, относительно точки О - ось шарнира башмака – определяется усилие F₂, действующее на шток. Это усилие передается на нажимной рычаг 7 (рис. 83). Составив уравнение моментов сил, действующих на рычаг, относительно оси шарнира крепления рычага – О₁, определяется усилие F_д, создаваемое гидравлическим домкратом. При известных размерах домкрата рассчитывается необходимое давление в гидравлической системе.

Предохранительное устройство, ограничивающее нагрузки на элемен­ты пресса, имеется только в прессе Б8232. В остальных прессах таким предохранительным устройством является штемпель, т.е. остальные дета­ли пресса должны быть более прочными.

Стальные штемпели изготавливаются из стали 35 с пределом прочности при растяжении — сжатии 560—660 МПа. Если номинальное давление прессования, исходя из мощности электродвигателя привода, составляет 135 МПа, то при разрушении штемпеля нагрузка на остальные детали пресса может возрасти в (560-660)/135 = 4,2—4,9 раза. Следовательно, расчеты деталей пресса, кроме Б8232, следует производить с запасом прочности, увеличенным по сравнению с общепринятым в 4,5—5 раза.

В прессе Б8232 установлено фрикционное предохранительное устройство. Максимальный крутящий момент, который может передаваться предохранительным устройством с маховика пресса на приводной вал, принимается с учетом запаса равным 50 %.

Крутящий момент, передаваемый ременной передачей с вала электродвигателя на маховик (без учета КПД)

T_max=(P_эл.дв./ω_эл.дв.)∙i_{рем.пер.},

где P_эл.дв и ω_эл.дв – соответственно мощность и угловая скорость на валу

электродвигателя; i_{рем.пер} – передаточное отношение ременной передачи.

Крутящий момент с маховика на быстроходный (приводной) вал передается через фрикционное устройство.

Силы трения

T_max=F_f∙∙R_ср∙m∙n,

где m – число поверхностей трения; R_ср – средний радиус трения, n – число пружинных узлов.

При резком изменении физико-механических свойств материала (увеличения коэффициента трения - «критические» условия) за счет инерции маховика крутящий момент, передаваемый на детали пресса без «пробуксовки» может увеличиваться в 1,5 раза (по условию).

Усилие, создаваемое в одном пружинном узле при «критических» условиях

F_N=1,5∙ F_f /f,

где f – коэффициент трения.

Создание такого сжатия пружин обеспечивается использованием вспомогательного устройства для затяжки тарельчатых пружин.

Подшипник скольжения опорного пальца нагружен результирующей силой от усилий F ₁ и F _пр1. При расчете шпилек, стягивающих крышку и станину пресса, выбирают наихудший вариант: либо две шпильки равномерно нагружены силой F ₂ от нажимного штока, либо четыре шпильки воспринимают силу F ₁. Для упрощения можно считать, что сила F ₂ совпадает с осью шпилек, а усилие F ₁ приложено посредине между двумя другими шпильками (рис. 98, а).

Силы F _бoк.г. (рис. 98, б) стремятся развернуть стенки станины (силы F _бoк.г. приложены к стенкам, прилегающим к одному каналу, так как в прессе уплотнение материала осуществляется поочередно в каждом канале).

Кроме сил F _бoк.г. станина в головке пресса нагружена силами F _бoк.к, создаваемыми при запрессовке бокового клина. Вели­чина F _бoк.к. может быть ориентировочно оценена следующим образом.

Силы F _пр3 и F _пр4 передаются на боковые планки, которые удер­живаются от перемещения силами трения между планками и матрицами верхней и нижней. При установке бокового клина должно быть создано нормальное к боковым стенкам усилие F_бok.к. ≥ (F_пр3/f), где f = (0,1 ÷0,15) — коэффициент трения стали по стали при возможном по­падании смазки.

Силы F _бок.г и F _бок.к воспринимаются в нижней части головки пресса станиной (составляющая F ₃), которая рассчитывается в этом ме­сте на растяжение, а в верхней части заплечиками крышки пресса (со­ставляющая F ₄), рассчитываемыми на смятие.

Штемпель и шатун рассчитываются на прочность при внецентренном сжатии (рис. 99,а, б, в)

σ= F /ωφ≤ |σ|,

где ω – минимальная площадь поперечного сечения, м²; φ – коэф-фи­циент понижения допустимого напряжения, зависящий от гибкости стержня λ; F – сжимающая сила, Н.

Для штемпеля F = F_пр (рис. 99, б), а шатуна F = F_пр /cos γ (рис. 99,а).

Из курса "Сопротивление материалов"

φ=f(λ)=μl/i_min и i_min=

например, для штемпеля i _min = = , где b и а – соответ-ственно высота и ширина поперечного сечения штемпеля; μ – коэф-фициент, завися­щий от крепления рассчитываемого элемента.

Например, штемпель жест­ко прикреплен к ползуну и в передней части перемещается в направ­ляющих. При таком креплении штемпеля μ= 1.

Штемпели изготавливают из стального литья марки 45 Г 2 (σ_т = 410 МПа) или поковок из стали 35 (σ_т = 320 МПа). При использова­нии штемпеля в качестве предохранительного элемента пресса |σ| = σ_т.

Максимальное усилие, сжимающее шатун, возникает в момент, ког­да конец штемпеля не доходит до передней мертвой точки на толщину H₂ брикета. При Н₂ = 40 мм угол γ ≈ 4°.

На коленчатый вал (для пресса Б8232) действует тангенциаль­ное усилие F _Т (рис. 99, г) на одной шатунной шейке, максимальное значение которого и положение кривошипно-шатунного механизма в этот момент — угол φ_i определяют по диаграмме тангенциальных уси­лий (рис. 76), а также усилия в зубчатых (двух) зацеплениях и кру­тящий момент.

При определении реакции в опорах вала следует иметь в виду, что осевые силы зубчатых передач равны по величине и направ­лены навстречу друг другу. Таким образом, подшипники опор коленча­того вала осевыми силами не нагружены.

На коленчатом валу пресса 2x7" (рис. 99, д) в отличие от пресса Б8232 установлен шкив-маховик весом G_M.

Вал имеет три опоры (в опо­рах подшипники скольжения), поэтому является статистически неопре­делимым. Максимальное значение тангенциального F_Т усилия и положе­ние кривошипно-шатунного механизма — угол φ_i, как и в прессе Б8232 определяется по диаграмме тангенциальных усилий.

Кроме рас­смотренных нагрузок на вал передается усилие ременной передачи F_р.п.

Рис. 99. Схемы к расчету элементов штемпельного пресса: а - кривошипно-шатунного механизма; б - штемпеля; в - шатуна; г-коленчатого вала пресса Б8232; д - коленчатого вала пресса 2x7 "

Зубчатое зацепление привода пресса (z _l = 19; z₂ = 70; т = 20 — для пресса Б8232) рассчитывается с учетом коэффициента φ= 0,6 нерав­номерности распределения крутящего момента между двумя зубчаты­ми передачами. Поэтому на одно зубчатое колесо действуют силы от кру­тящего момента, равного 0,6 Т _кол.в на коленчатом валу.

Зубчатые коле­са на коленчатом валу установлены со скользящей посадкой и крепятся к фланцам вала болтами, установленными без зазора, которые рассчиты­ваются на срез при действии крутящего момента, равного 0,6 Т_{кол в}.

Приводной вал процесса Б8232 разгружен от веса маховика и сил ременной передачи, так как ступица маховика установлена на подшип­никах на стакане пресса, закрепленном жестко к станине.

Таким обра­зом, при расчете вала учитываются только силы в зубчатых зацеплениях.

Подшипники маховика пресса Б8232 нагружены усилием, возни­кающим в клиноременной передаче, и собственным весом маховика.