Ползун и направляющие ползуна

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

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

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

Точность направления ползуна характеризуется коэффициентом:

 

К_п =L_н / В,

К_п =1750/1030 =1,7.

 

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

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

 

N_r= Pf / , (29)

N_r= 400×0,03/ кН.

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

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

где X_r = r_Bf((r_a+r_B)/L+ К_п1),

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

 

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

Удельные усилия на направляющие ползуна:

от горизонтальной составляющей силы N_r

 

P_n= , (31) P_n= =81,2 кПа,

 

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

P_m= ,

P_m= =197,2 кПа

 

Суммарное удельное усилие:

 

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

Pmax = 81,2+197,2 = 278,4кПа.

 

Для бронзовых планок Б_р05Ц5С5 [Р]=3500 кПа.   

Для чугунных и текстолитовых [Р] = 200кПа.

Расчет зубчатых передач

 

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

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

Величина расчетного номинального момента для зубчатых колес на промежуточных валах:

 

М_р =М/iŋ=Pm_k/iŋ, (33)

М_р =400×0,26+0,06/0,95×1=134,7кНм,

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

 

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

 

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

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

где Кн = K_1ПК₂К₄= 1,3×1×1=1,3;

В_k =0,9d₀ =0,9×0,09=0,081;

m_H = 0,072×0,09 = 0,006 Н/м².

 

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

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

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

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

Кн - коэффициент нагрузки;

 

Кн = K_1ПК₂К₄

 

Здесь К1п - коэффициент перегрузки, равный 1,3;

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

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

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

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

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

 

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

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

где Ф_σ = Ф σ₀ + ψσ=1,8+0,1=1,9;

φ_k= 0,07 - 0,25;

К_u⁼K₂K_эuK₄=1×0,81×1=0,81;

 

К_ξ =1 для прямозубых колес;

К_ξ=1,3 для косозубых и шевронных;

β₃ -угол наклона зуба (табл.18) [2].       

[σ_-1u], [n_u], К₂, Ф σ₀, φ^’, К_эи, К_эк принимаются соответственно по табл.19,20, 23,26-28[2].

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

 

М_KK= >M_p, (36)

М_{KK= *}  =502,2 кНм,

 

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

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

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

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

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

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

 

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

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