Живов_Кузнечно-штамповочное оборудование
.pdfРаздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
горизонтальная
cos(p + y + cp)
Поскольку составляющая PYAB <^PD, ее вклад в полную силу РАВ по сравнению
с составляющей РАВ незначителен и ею можно пренебречь. На зубчатом колесе окружная сила
т=мк/яш,
где Rm- радиус начальной окружности зубчатого колеса. На зуб колеса действует сила
т - т - |
м« |
COS £ |
Кш COS 8 |
где £ - угол зацепления, £ = 20°.
При определении горизонтальной составляющей силы Тш учитываем, что для большинства реальных конструкций прессов установочный угол шестер ни 5 - 70...75° или 250...255°, а сумма углов (5 + е) -> 90° или 270°. Следо вательно,
7шг=7шсо8(5 + £ ) « Г ш .
Реакции в опорах. В общем случае реакции в опорах равны геометричес кой сумме их горизонтальных и вертикальных составляющих:
Q, = J(Q!)2+(QD2
Для рассматриваемой (см. рис. 3.1) силовой схемы кривошипного вала со ставляющие реакции в опоре I находим по формулам
|
|
Qt =Ь\РАВ |
+ к2Тш ; |
|
|
Qi = ^З^АВ |
+ ^4^ш> |
где кх к3 |
; к2 к4 |
——- |
|
i2 -г*з |
|
*2 ^ ' 3 |
|
Полная реакция в опоре I
Учитывая, что горизонтальные составляющие сил PD и РАВ малы, а Р\в ~ PD, по лучаем
а =РоТ^- |
+ Тт^Ц^5т(Ь + г). |
(3.2) |
/2 + / 3 |
^2 + ' 3 |
|
90
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
Точно так же находим реакцию в опоре II:
е.. = pD Т^Т |
-тш т - V s i n ( 5 + е ) - |
(33) |
/ 2 + / 3 |
* 2 + ' 3 |
|
Полученные результаты пригодны и для горизонтальных прессов без всяко го изменения структуры расчетных формул, но в этом случае определяющими будут не вертикальные, а горизонтальные составляющие сил PD и Q.
Крутящий момент. Крутящий момент привода для идеальных условий оп ределяется мощностью, затрачиваемой на преодоление силы пластического де формирования заготовки. Для идеального механизма мощность, развиваемая приведенной силой и моментом в точке приведения,
Nm=P%v'=M™(u, |
(3.4) |
где Р%$ - сила, приведенная к шарниру^ ведущего кривошипа, Р%% ~ PD\ v - про екция окружной скорости шарнира А на направление АВ,
v'= v^sin(a + p)^coi?(sina + 0,5sin2a);
М"д - идеальный приведенный момент; со - угловая скорость точки приведе
ния, т. е. шарнира^.
Из формулы (3.4) следует, что
Ка = PS v'M
или, подставляя приближенные соотношения для входящих в это выражение величин, получаем
Мкид - PDR (sin a + 0,5 sin 2a).
Суммарная мощность привода реального кривошипно-ползунного механиз ма затрачивается на осуществление работы деформирования и преодоление сил трения в кинематических парах:
N=Nnon + mw = MK(o. |
(3.5) |
Полезную мощность Nn0Jl в реальном кривошипно-ползунном механизме оп ределяют точно так же, как и в идеальном механизме, но скорость v следует вы числять как проекцию окружной скорости vA точки приведения на действитель ное направление силы РАВ:
Мтка = РАВ*' = Кшж<й> |
(3-6) |
где
v = v^sin (a + p + у) = cousin (a + (3 + у).
91
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Расход мощности на преодоление трения в кинематических парах составля ет в общем случае
mw = ъм^ ,с%_,,к+Z\IP„V, |
(3.7) |
где Мтр i - момент трения в произвольном шарнире,
Qt - реакция в произвольном шарнире; rt - радиус цапфы или подшипника про извольного шарнира; (Ok_\tk - угловая скорость звеньев, начиная от ведущего кривошипа; Рп - реакция в плоских поступательно движущихся парах; v - ско рость поступательного движения звеньев (ползунов).
Для кривошипно-ползунного механизма формула (3.7) принимает следую щий вид:
mw = Щ ^ С О + РАВ\МА(<й + С0Ш) + РАВ\УГВЫШ + [lPnV,
где Q} - реакции в опорах кривошипного вала; гА,гв- радиусы шарниров трения; сош - угловая скорость шатуна.
Тогда суммарная мощность |
|
Н= МКП0Л СО + IQilLrfiO + РАВРГ^О) + Шш) + Р^|ИГ5СОш + \LPnV. |
(3.8) |
Согласно уравнению (3.6), |
|
MK.m„ = PABRsm(a + P + i). |
(3.9) |
Выражая силу РАВ через нагрузку на ползуне РАВ = kPD, на основании фор мул (3.5), (3.8) и (3.9) получаем соотношение для крутящего момента:
MK = pJ&?sin(oc+p4y)+
|
1 0 ^ffl+Pjs [irA (СО+0^ ) + РАВ ЦГВС^ + \iP„v |
(3.10) |
||
+-(ОРп |
|
|
||
При анализе формулы (3.10) видно, что крутящий момент Мк может быть |
||||
представлен как произведение силы PD9 действующей на ползун |
механизма, |
|||
и приведенного плеча тк: |
|
|
||
|
MK = PDMK, |
|
|
|
где |
|
|
|
|
тк = kR sin(a+p+у)+ |
|
|
||
1 |
Z a ^ c o +РАВцгА((й + шш)+РАВ11гв(йш |
+ \iPnv |
(3.11) |
|
+-С0Рл |
||||
|
|
|
92
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
Величину тк называют приведенным плечом силы PD, констатируя тем самым факт приведения ее для реального механизма к ведущему кривошипу. Функцио нально приведенное плечо тк зависит от угла поворота кривошипа: тк =f((X). При заданных условиях внешнего трения в кинематических парах зависимость тк =f(OL) для данного механизма будет неизменной, являясь его особой характеристикой.
Преобразуем найденное выражение для тк применительно к двухстоечному однокривошипному прессу с расположением маховика на приемном валу. При этом примем ряд допущений:
а) угловая скорость шатуна сош в период рабочего хода невелика, поэтому
С0+(0ш-С0;
б) третье и четвертое слагаемые в квадратной скобке уравнения (3.27) малы, поэтому ими можно пренебречь;
в) для реального механизма РАВ ~ PD и, следовательно, к = 1;
г) для вычисления реакции в опорах двухстоечного пресса можно использо вать формулы (3.2) и (3.3);
д) радиусы обеих опорных цапф равны между собой: rol = roll = rQ. При преобразовании
Y ~\~ Y
sin(a+P+y) = (sin a+0,5 \ sin 2а)+[iX——-cosoc 7?
воспользуемся следующими соотношениями: cos (3 ~ 1 и cos у ~ 1 ввиду малости
9 9 Y ~Ь Y
углов р и у; X sin а « 0 при X <£ 1; sin Р = Xsin а и siny = \\Х———. Тогда
|
|
|
R. |
|
/1 л |
ч |
л |
7Lsin(8+e) |
|
тК = i?(sinoc+0,5 A, sin2a)+|Li(l+Axosa)r4 |
+Arf f cosa+r0 |
+—— |
-Y0 |
PD
Представим тк как сумму двух величин:
где /и"д - приведенное плечо идеального механизма,
wKH;i = ^(sina+0,5?isin2a);
т\ - приращение приведенного плеча, обусловленное трением в кинематичес ких парах реального механизма,
,, » |
. |
r,TTsin(5+e) |
(3.12) |
|
< = Н, (l+Acosa)r4 |
+/u-B cosa+r0 |
+—— |
-r0 |
PD
93
Раздел |
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ |
|
||
Из анализа сил известно, что |
|
|
|
|
Т |
М |
|
mm+m[i |
(3.13) |
Ш = - ^ ^ = Р |
0 ^ ^ . |
|||
|
7?mCOS£ |
i?mCOS£ |
|
|
Подставляя выражение (3.13) в (3.12), после преобразований имеем |
||||
m^ = |
|
(l+^cosoc)^ +XrB cosa+r0 |
+ |
|
l _ M r ° s i n ( 5 + 8 ) |
|
|
|
|
i?mCOS£ |
|
|
|
|
8111(8 + 8 ) / . |
Л _. |
. . v |
|
|
+ — |
-(sina+0,5A sin2a)rn |
|
||
7?mcos8V |
|
)0 |
|
|
В практических расчетах принимают, что |
m% не зависит от угла поворота |
кривошипа, т. е. a = 0. Это приводит к незначительному завышению результатов в пределах требуемой точности расчетов (2...3 %). Следовательно,
m =7? (sin a+0,5 ?t sin 2a)+ |
Ч—~—-\(l + |
||
к v |
} |
Л |
r0sin(5+e)LV |
|
|
\-\i-— |
7?mCOS8
X)rA+'krR+rn\. |
|
у А |
в 0j |
Учитывая, что для прессов с расположением маховика на кривошипном валу и для рассматриваемых прессов с маховиком на приемном валу силы Т и Тш доста точно малы, чтобы оказывать заметное влияние на значение тк. В итоге получаем
mK=R(sina+095Xsm2a)+\i[(l + X)rA+XrB+ro].
В таком виде в технической литературе и типовых расчетах используют формулу для определения приведенного плеча для любых типов двухстоечных кривошипных прессов с аксиальным кривошипно-ползунным механизмом.
Для ГКМ и других прессов с дезаксиальным механизмом тк рекомендуют определять по упрощенной формуле:
тк= i?(sina+0,5 A, sin2a+8A c o s ^ + ii^l + A,)^ +XrB+r0].
Заметим, что впервые решение для крутящего момента в кривошипноползунном механизме с учетом сил трения было дано М.В. Сторожевым.
3.3. Силы и крутящий момент в кривошипно-коленном механизме чеканочного пресса
Крутящий момент Мк на кривошипном валу механизма чеканочного пресса можно представить в виде
94
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
+RBC[irc(QBC +RBD[irD(uBD + Ц / > ] , |
(3.14) |
где |
|
Мспол = V s i n ( o c + рш + у). |
(3.15) |
Упрощение формулы (3.14) основано на следующих допущениях:
1) потерями мощности на трение во всех парах, кроме опор кривошипного вала и головки шатуна, можно пренебречь, поэтому 3, 4, 5 и 6-й члены суммы
вквадратной скобке можно исключить;
2)угловая скорость шатуна в период рабочего хода мала, поэтому со + сош ~ со. С учетом (3.15) формулу (3.14) преобразуем следующим образом:
Мк = РАВК*т(а + $ш + у) + 11(Щг; + РАВгА)9
или
Мк = РАВтк = РАВ i ? s i n ( a + p m + Y ) + - i - ( X a r / + ^ ^ ) |
AB
где
тк= Д8т(ос+рш + у ) + - ^ - Е е ^ +РАВГА)
*АВ
- приведенное плечо силы РАВ9 отнесенной к точке А кривошипа.
Используя соотношения cos Рш ~ 1, cos у~ 1, sin a sin (Зш ~ 0, siny-iaA,^ +rB)/R и полагая, что для двухстоечного пресса (rol = roll = r0) опорные реакции зависят только от силы РАВ9 действующей по шатуну:
Qi ~ РАВ * |
, |
9 Qw ~ РАВ * |
, •> |
2 |
3 |
2 |
3 |
получаем |
|
|
|
wK = i?(sina+sinpm cosa)+|Li[(l+^cosa)r^+^cosa+r0 ].
Для отечественных конструкций чеканочных прессов sin рш ~ Xsin a, поэтому
wK = 7?(sina+0,5Xsin2a)+|Li[(l+?icosa)r^+?ir5cosa+ro].
Силу РАВ можно выразить через деформирующую силу в виде
РАВ = V D '
95
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
где \ - некоторый текущий коэффициент, зависящий от условий работы и поло жения механизма.
Коэффициент £ можно рассчитать графоаналитическим методом по соот ношению сил:
принимая для удобства расчетов PD = \. План сил для заданных положений ме ханизма следует строить с учетом трения в шарнирах (рис. 3.3).
Еще один способ определения коэффициента £, не требующий громоздких графических построений, основан на анализе сил. Силу Рв, действующую в шар нире В, с учетом трения определим по формуле
где Г - окружная сила в шарнире В. Следовательно,
Р |
=Т |
^ ~ |
Т |
АВ |
А шар |
|
|
Г ЛП |
^ m a n |
cosp' |
^ Ш а р ' |
о / |
т. е. модуль силы РАВ примерно равен модулю силы Тшар, которую легко опреде лить по приведенному моменту в точке В:
тшар=м*/вс.
Считая движения коленно-рычажного и кривошипно-ползунного механизмов подобными, определим крутящий момент
MBK=PDml
где m^ = 5C(sinp+?l1/2sin2p)+|i[(l+^1)r5+A,1rD+rc].
Рис. 3.3. Схема действия сил в коленно-рычажном механизме при \х^0
96
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
Для чеканочных прессов Х} = l9rB = rD = rc = r. Следовательно, /iif = 5C(sinp+0,5sin2(5)+|ir,
или окончательно для малых углов (3 в период рабочего хода
ml ^5Csin(3 + |Lir.
Тогда
Гшар = Р/ > (8 тр+цг/ДС)
икоэффициент приведения, полученный аналитическим путем,
\= sinp+|iir/5C.
Полный крутящий момент на кривошипном валу
MK = $PDmK,
или в развернутом виде
MK=(sm$+[ir/BC) PD[R(sina+0,5Xsm2a)+[i[(\+Xcosa)rA+XrBcosa+ro]y
Нулевым следует считать угол, при котором колено кривошипного вала и ша тун перекрываются, т. е. а = 0. При отсчете углов за положительное принимают направление, противоположное направлению вращения кривошипного вала.
Силовой расчет кривошипных шестизвенных механизмов других типов (кри- вошипно-рычажных шестизвенных I и II рода, рычажно-кривошипных и др.) про водят аналогично.
3.4. Силовой расчет балок и валов на упругом основании
Балка на упругом основании. Опора главного вала кривошипного пресса претерпевает упругие деформации в зависимости от действующей на вал нагрузки и свойств опоры. Это обстоятельство в сочетании с тем, что, во-первых, пролет опоры соответствует длине цапфы и, во-вторых, долевые и поперечные размеры цапфы соизмеримы, вносит значительные изменения в распределение сил.
Известно, что призматическая балка на упругом основании, нагруженная внешними силами, испытывает реактивное сопротивление со стороны основания. Установлено, чем больше прогиб балки, тем больше реакция основания. Для оп ределения зависимости реакции от прогиба воспользуемся гипотезой ФуссаВинклера, согласно которой реакция основания пропорциональна прогибу оси балки в рассматриваемом поперечном сечении, т. е. упругое основание можно моделировать как множество пружин, перпендикулярных основанию и работаю-
97
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
щих независимо одна от другой. В этом случае реакцию основания на единицу площади призматической балки постоянной ширины можно определить по фор муле
q = ky,
где к - коэффициент податливости основания, или коэффициент постели, МН/м ;
у - прогиб основания.
Коэффициент податливости характеризует силу, которую необходимо при ложить к единице площади основания, чтобы дать ему осадку, равную единице длины. Коэффициент податливости зависит от материала и конструктивного оформления опоры. В частности, в расчете валов КШМ рекомендуется прини мать к = 125 ГН/м3.
Помимо гипотезы о соотношении между реакцией и прогибом основания при расчете балок на упругом основании принимают два допущения: 1) основа ние оказывает равные реакции при прогибах балки как вниз, так и вверх, т. е. неразрывно связано с балкой; 2) балка является достаточно жесткой и не под вержена поперечному сжатию или растяжению.
Однако даже при принятых допущениях балка на упругом основании ста тически неопределима, так как по условию невозможно установить распреде ление реакции по длине балки и рассчитать изгибающие моменты и попереч ные силы. Поэтому для решения задачи определяют уравнение изогнутой оси у =f(x)9 а затем составляют уравнения моментов и сил.
Дифференциальное уравнение моментов для изогнутой балки под действием сосредоточенных сил имеет вид
ElLL=M(x\
ах
где Е - модуль упругости материала балки; / - момент инерции сечения балки. Поскольку М(х) неизвестно, необходимо связать прогиб с нагрузкой. Для
этого продифференцируем дважды уравнение моментов:
Ш^-=д,(х), ах
где qt(x) = bq(x) - интенсивность распределенной нагрузки по длине балки, т. е. сила, действующая на единицу длины; Ъ - ширина балки.
Реакция основания всегда направлена противоположно прогибу:
ql(x) = -k]y = -kby. |
(3.16) |
Дифференциальное уравнение прогиба при заданной интенсивности нагруз ки имеет вид
98
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
El^-f- +kby = 0. dx
Если провести подстановку z = хт, обозначив
4kb
т= 4ЕГ
то дифференциальное уравнение прогиба примет вид
yv (z) = 4j(z) = 0. |
(3.17) |
Общий интеграл уравнения (3.17), т. е. уравнение линии прогиба, имеет сле дующее выражение:
y = y(z) = AAz + BBz+CCz + DDz9 |
(3.18) |
где Az = chz cos z; Bz = (ch z sin z + sh z cos z)/2; Cz = (sh z sin z)/2; Dz = (ch z sin z - - sh z cos z)/4.
Остальные уравнения получаем дифференцированием (3.18). Для угла пово рота оси балки имеем
9 = f^>) |
= m(-4ADz+BAz+CBz+DCz), |
(3.19) |
dx |
|
|
для изгибающего момента с учетом знаков нагрузки и прогиба находим |
|
|
М = -El^f- |
= -^j(4ACz+4BDz-CAz-DBz), |
(3.20) |
dx |
4m |
|
а для поперечной силы получаем |
|
|
Q = -Е1^ф- |
= — (4ABZ +4BCZ +4CDZ -DAZ). |
(3.21) |
dx |
4m |
|
Наиболее общим методом определения постоянных интегрирования являет ся так называемый метод начальных параметров. Согласно этому методу, из вестными условно считают параметры, действующие в начале координат: прогиб у0, угол поворота 0О, поперечную силу Q0 и изгибающий момент М0. За дача облегчается тем, что при z = тх = 0 функции Bz = Cz = Dz = 0, а функция Az=\. Тогда из уравнений (3.18)-(3.21) получаем
. т2 |
т2 ЛГ |
4 w 2 . . |
4m |
99