книги из ГПНТБ / Игнатов, А. А. Кривошипные горячештамповочные прессы

вать контактную поверхность соединения по зубьям и с валом (см. приложения 28, 29); 2) выбирать форму зубьев, обеспечивающую увеличение их контактной поверхности; 3) стремиться к сопря­ жению значительной части зубьев ступицы с зубьями ведомых дисков; 4) за счет выбора материалов и термообработки т. в. ч. увеличивать износостойкость сопряжений.

Обычно ступицы изготовляют из стали 45 с последующей тер­ мообработкой. Ступицы, изготовленные из стали 65Г, проработали много лет. При изготовлении ступиц из более высокоуглеродистых сталей с повышенным содержанием марганца можно обеспечивать продолжительный срок службы ступиц как по месту их крепления с главным валом, так и по шлицевым соединениям с ведомыми дис­ ками муфты.

Для увеличения срока службы зубьев дисков и ступиц необ­ ходимо их подвергать поверхностной термообработке на твердость: зубья дисков HRC 50—55, ступиц HRC 45—50.

НАКЛАДКИ И ВСТАВКИ ФРИКЦИОННЫХ МАТЕРИАЛОВ МУФТ И ТОРМОЗОВ

Кривошипные горячештамповочные прессы обычно имеют не­ значительную скорость на среднем радиусе дисков (t% = 3,2ч- ч-5 м/с), но большое число включений муфт и тормозов. При работе пресса иногда необходимо за счет повышенного удельного усилия на дисках муфты обеспечить нужный момент для вывода пресса из распора [17].

Подключением местного компрессора с небольшим объемом ре­ сивера при давлении воздуха р = 10 ат не удается повысить дав­ ление воздуха в муфте выше его давления в сети. Поэтому необ­ ходимо рассчитывать муфту на давление не более 4 ат, а в сети пневморазводки иметь давление до 7 ат; давление 4 ат в муфте можно получать за счет редуцирования воздуха редукционным клапаном, монтируемым в сети подачи воздуха к ресиверу муфты.

В период торможения ведомых элементов пресса, особенно при малом угле поворота кривошипа, тормозной момент на тормозных дисках может увеличиться. При включении в работу фрикционной муфты и тормоза наблюдается проскальзывание между ведущими и ведомыми дисками, в результате чего нагреваются детали муфтытормоза, подшипники качения и вытекает из них смазка. Все вы­ шеуказанные факторы усложняют работу муфт-тормозов прессов, их необходимо учитывать при расчете и выборе конструктивной формы накладок фрикционных материалов муфт-тормозов криво­ шипных горячештамповочных прессов. Конструктивная форма и размеры накладок связаны также с формой, размерами и способом крепления их с ведомыми дисками. В муфтах-тормозах рассма­ триваемых прессов применены накладки типовых форм в виде секторов.

202

Если ранее плоские накладки трущегося материала в виде секторов приклепывали к дискам обычно из расчета до 50 см2 площади их трения на одну заклепку, то теперь накладки, напри­ мер в прессах Шмерал и др., сначала приклеивают специальным

Рис. 132. Медная заклепка, применяемая для расклепки фе­ родо в муфтах прессов НКМЗ

Большое влияние на срок службы муфт-тормозов со вставками оказывает их форма. Опыт эксплуатации прессов показал, что вставки могут изнашиваться и по боковой поверхности, т. е. в месте их посадки в ведомом диске. Большое значение оказывает неплотность посадки вставок в ведомых дисках. Допускается сколь­ зящая посадка вставок. При больших зазорах могут возникать ударные нагрузки и быстрое смятие боковых поверхностей вставок.

ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА МУФТЫ

Различают проектировочный и поверочный расчеты муфты. Принимается, что муфта должна обеспечить передачу необходи­ мого расчетного крутящего момента. В связи с возможным измене­ нием сопротивления на главном валу и проскальзыванием дисков вводится поправочный коэффициент Р = 1,1 —е-1,3. При проекти­ ровочном расчете размеры муфты связываются с межцентровым расстоянием между главным и приемным валами, размерами глав­ ного вала в месте крепления на нем шлицевой ступицы, величиной удельного усилия qM на фрикционной паре трущихся поверхно­ стей, давлением воздуха, подаваемого на силовой поршень муфты, и др. При поверочном расчете муфты рассматривается готовая ее конструкция и разрабатываются мероприятия, повышающие срок ее службы [10].

203

Расчетный момент, передаваемый муфтой,

= 2,1</мт р (/?? — Я§),

где R x и Р 2 — наружный и внутренний радиусы трущихся поверх­ ностей муфты.

Вмуфтах со вставками, имеющими средний радиус трения Rcp, площадь трения F, расчетный крутящий момент определим по формуле

^р а с Я„/T ip /? cpF •

Вмуфтах с фрикционными накладками, выполненными в виде секторов, число трущихся поверхностей /п^>2. В муфтах со встав­ ками т = 2.

Вработающей муфте величину передаваемого крутящего мо­ мента можно увеличить за счет qu — удельного усилия на дисках, создаваемого механизмом включения муфты. На поршне муфты усилие (2общ создается давлением воздуха, подаваемого от меха­ низма управления прессом:

<?общ = kipFn,

где k x — коэффициент, учитывающий потери трения в манжете поршня и пропуски воздуха, k t = 0,9-Ю,95; р — давление воз­ духа, подаваемого в муфту, кгс/см2; Fn — площадь поршня при­ вода муфты, см2.

Усилие <2общ расходуется на обеспечение в муфте удельного усилия qM, на преодоление трения в шлицах дисков, на сжатие пружин:

<?общ = h q j ,

где k 2 — коэффициент, учитывающий затраты усилия Qo6u; на сжа­ тие пружин и преодоление трения в шлицах; F — площадь тру­ щейся поверхности, где создается удельное усилие qM. Так как

k iPFn = k 2qnF, то qu = ~ h - . ^ p кгс/см2.

В производственных условиях давление воздуха р в цеховой магистрали обычно не превышает 5—5,5 ат. Если принять, что k 1 = 0,95; k 2 = 1,30; р = 5 кгс/см2; qM= 18 кгс/см2, то площадь поршня включающего устройства

р _ k2qKF _ 1.3-18 р ^ гр

204

т. е. площадь привода включающего устройства при большом удельном усилии на вставках должна быть в несколько раз больше площади трения. Это вызывает рост габаритных размеров поршня включающего устройства муфты (см. муфту пресса ЗТМП модели К-8544 на рис. 118).

Приведем порядок расчета фрикционно-пневматической муфты пресса.

1. Рассчитаем крутящий момент, который должна передать муфта для выполнения технологических операций на прессе при номинальном усилии Ри, приведенном плече момента тКГ) при а

и выбранном материале накладки, допускающем заданное удельное усилие qMна дисках, при коэффициенте трения ц и т — числе трущихся поверхностей получим расчетный момент, передаваемый

вминуту по паспорту пресса; Сп= 0,3-Ю,5— число используемых ходов пресса; F — площадь трущейся поверхности, определяемая

взависимости от типа (в данном случае — дисковой) муфты по формуле

F = лт (R2\ — Rl),

205

kB3— коэффициент взаимного перекрытия, равный отношению площади трения вставки к площади трения кольца ведущего диска. Допустимую величину [&изн ] см. в табл. 38.

4. Определим силу Qo6ut, необходимую для обеспечения в муфте удельного усилия qu. Расчет проводится с учетом передачи номи­ нального крутящего момента при выполнении прессом техно­ логических операций:

^общ Qi + Q2,

где Qx — сила, с которой сжимаются пружины дисков муфты и поршня включающего устройства и преодолевается трение в шли­ цах при перемещении дисков; Q2 — сила, необходимая для обеспе­ чения удельного усилия на дисках муфты:

Qi = Qi + Qi>

где Qi — сила сжатия пружин для отрыва дисков и преодоления трения шлицев при их перемещении во время включения муфты; Q'i — сила сжатия пружин, необходимая для отвода поршня и первого диска муфты при ее выключении, причем Qi < Q'i (при­ мерно в 2 раза), так как число пружин, служащее для разведения дисков, примерно в 2 раза меньше числа пружин, необходимых для перемещения поршня:

где p-j— коэффициент трения в шлицах; принимаем при сухом

= к 2Мкр; примем k 2 = 0,3-Ю,5 [10]; Rml и Дш2 — наружный и внутренний радиусы шлицев ведущих и ведомых дисков муфты.

dnl и dn2 — наружный и внутренний диаметры манжеты поршня,

206

5.Найдем давление воздуха, необходимое для обеспечения

Фобщ-

Р(__ Qo6n; ат,

где k x — коэффициент, учитывающий возможные пропуски воз­ духа манжетой; принимаем k± = 0,9ч~0,95; F — площадь поршня

включающего устройства (привода); Fn = 0,785 (dni — dL) или Fп =---- 0,785 d n\] d ni и d n2 — наружный и внутренний диаметры поршня включающего устройства, см.

6.Проверим шлицы ведомых дисков муфты на контактное

напряжение (смятие) [10] по формуле

где ф —• коэффициент, учитывающий неравномерность распреде­ ления усилий по контактной поверхности, ф = 0,7—0,8; — число зубьев шлицевой ступицы; г3 — число дисков; Rcp шл — радиус делительной окружности шлицев; Fup — проекция рабочей поверхности; зуба длиной 1 см его на среднюю диаметральную плоскость, для эвольвентных зубьев

dn — диаметр делительной окружности; см; т — модуль зацепле­

шлицевой ступице. В расчет введен коэффициент4k ', определяющий перегрузку муфты при выводе пресса из распора.

Рекомендуется при расчетах принимать [orCM]sc: 150 кгс/см2 для термически обработанных зубьев шлицевой ступицы, изго­

где с = 1,6-н2,0 — коэффициент максимального напряжения [4];

— коэффициент динамичности; р — удельная сила смятия:

п == ^'-Мрас

^Rcptiha ’

Рср — средний радиус вставок; п — число вставок в диске муфты; йд — толщина ведомого диска в месте манжеты вставки. Считается

необходимым при этом соблюдение условия h > 0,7; /г — толЛв

щина вставки; L — длина вставки в направлении радиуса фрик­ ционного узла.

207

22кгс/см2.

8. Продолжительность работы Д (дни) муфты между ремон­

тами при двухсменной работе пресса устанавливаем по формуле [4 ]

д______ 1,5h*kB3

л(q) &ИЗН&Д

где h* — радиус вставки на износ, величина которого зависит от типа фрикционных элементов. Для плавающих вставок h* = 0,5н- 4-0,8 см, для сплошных неподвижных вставок h* = 0,6псм см; псм— число смен; Ул — линейная интенсивность износа, для материала типа феродо / л (<?) = 0,03 мкм-см2/кгс-м [4]; &изн— показатель износа; &д = 1,1 =1,4 — коэффициент динамичности нагрузки.

Выбор овальных вставок, большая ось которых расположена по направлению радиуса ведомого диска, должен быть проведен так, чтобы

fr^ a-= 0,35ч-0,55; -^=-^=1,43 4- 1,5,

где R lt R 2, Rcр'— наружный, внутренний и средний радиусы вставок; Н — ширина вставки в направлении вращения муфты.

Приведем пример расчета фрикционно-пневматической дисковой муфты

208

где Р' — коэффициент сцепления, р' = 1,2-М,3; Упр — момент инерции деталей, останавливаемых тормозом и приведенных к валу, где смонтирован тормоз пресса, кгс-м-с2; со — начальная угловая скорость вала тормоза при торможении; ат— угол тор­ можения, рад. или градусы; пх — число ходов пресса по паспорту.

2. Определяем удельные усилия на ленте тормоза (в ленточном тормозе) или на среднем радиусе дискового тормоза. Для ленточ­ ного тормоза усилие (кгс) на сбегающем конце ленты

s P'-31,,4V4 .

сб ( е^“ — 1) aTRT

усилие (кгс) на набегающем конце ленты

S„a6 = Sc6e^,

где е — основание натурального логарифма; р — коэффициент трения ленты; а — угол обхвата лентой тормозного барабана, рад.; R T— радиус тормозного барабана; ат — угол торможения, градусы.

Величина максимального, минимального и среднего удельного усилия (кгс/см2) на ленте тормоза

где дополнительно принята b — ширина тормозной ленты.

Для дискового тормоза с накладками из феродо или ретинакса, наклепанных в виде секторов, [10]

или

_ ____44рас______

Чт 2 , \ i i m ( R f - R 32)

Для дискового тормоза со вставками

накса: qT = 6-^-8 кгс/см2.

210

3. Проверяем рассчитанный тормоз по допускаемому коэффи­ циенту износа:

J п И 3

^изн = ■дзо/Г Сп - [^изн] — для тормоза с накладками, прикле­

панными к дискам в виде секторов;

j „з

кизп = - ~ ~ ~ C nkB3«с; [£изн] — для тормозов со вставками;

Сп — число используемых ходов прессов, Сп = 0,Зн-0,5; F —■пло­ щадь трущейся поверхности в см2; kB3— коэффициент взаимного перекрытия.

4. Определяем усилие QT привода для торможения. Обычно QT создается за счет пружин как наиболее надежного и постоянно действующего усилия:

<2т = (1 + 0,42(1!т) qTn (Ri — Rl),

т — допустимое напряжение кручения витков пружины, кгс/мм2;

где п' — число витков пружины; G = 800 кгс/мм2 — модуль сдвига,

причем должно соблюдаться условие /пр. рас <//пртах- 6. Определяем усилие, необходимое для выключения тормоза.

Расчетная величина А перемещения поршня растормаживающего цилиндра в ленточном тормозе:

А = aS,

где а — угол обхвата тормозной лентой барабана тормоза; 5 — величина отхода ленты от барабана.