3 Элементы силового расчета кривошипного оборудования

3.1 Расчет основных размеров главного вала эксцентрикового типа:

Диаметр опорной шейки вала

, (3.1)

где - номинальное усилие кривошипной машины, кН;

мм.

Принимаем 70 мм.

Диаметр шатунной шейки:

=(3.2)

мм.

Длина опорной шейки:

, (3.3)

мм.

Длина шатунной шейки:

=, (3.4)

мм.

Радиус галтелей:

=(3.5)

=7 мм.

Длина посадочной части для колеса:

=, (3.6)

мм.

Эскиз главного вала представлен на рисунке 3.

Рисунок 3 - Главный вал эксцентрикового типа

3.2. Расчет приведенного плеча силыреального механизма проводится в следующей последовательности:

- расчет приведенного плеча силы реального кривошипно-ползунного механизма:

. (3.7)

- расчет идеального приведенного относительного плеча силыидеального аксиального кривошипно-ползунного механизма с верхним расположением кривошипа

; (3.8)

- расчет приращения идеального приведенного плеча силы(плеча трения), обусловленного влиянием сил трения в кинематических парах аксиального кривошипно-ползунного механизма с верхним расположением кривошипа

; (3.9)

Расчет данных параметров проводился при повороте кривошипа на каждые 10º и результаты приведены в таблице 1.

3.3 Расчет крутящего момента

Расчетным крутящим моментом для зубчатых передач является крутящий момент при номинальном недоходе ползуна пресса к крайнему нижнему положению. Под номинальным недоходом ползуна пресса к крайнему нижнему положению понимается такое перемещение, на протяжении которого к ползуну может быть приложена рабочая нагрузка, равная номинальному усилию пресса. Таким образом, номинальный недоход ползуна соответствует номинальному углу поворота главного валаили(при проектировании пресса). Зависимость для определения расчетного крутящего момента может быть представлена в следующем виде

, (3.10)

где - приведенное плечо силы кривошипно-ползунного механизма при номинальном угле поворота главного вала.

3.4 Расчет и построение графиков изменения плеча силы идеального механизма, реального механизма и мгновенных КПД ГИМ

Расчет мгновенных коэффициентов полезного действия (_мгн) главного исполнительного механизма производится для каждого из значений при повороте ведущего кривошипа через 10по зависимости:

. (3.11)

Значения коэффициентов трения в расчетах можно принимать следующими:=0,035 (при использовании жидкой смазки).

Построение графиков изменения ,, и _мгнпроводится с использованием программы «Makin» на ПК. Графики представлены на рисунке 4.

Рисунок 4 - Графики изменения ,,, _МГН

4 ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КРИВОШИПНОГО ОБОРУДОВАНИЯ

4.1 Построение графика жесткости машины

Податливость кривошипного пресса следует определять по формуле

, (4.1)

где - жесткость пресса. Из рекомендуемых значений для однокривошипных открытых прессов принимаем=200 кН/мм (табл. 4.1, [1]). Тогда

мм.

График жесткости машины приведен на рис. 5.

4.2 Построение графика усилия деформации

Толщину листа hдля рассчитываемого пресса выбираем по табл. 4.2.[1] в зависимости от номинального усилия пресса. Так для прессаР_н=400 кН рекомендуемая толщина листаh= 4 мм.

Базу деформации определяем по формуле

∆h_max = kh, (4.2)

где h- толщина листа;

k- коэффициент, зависящий от свойств металла и задающий величину смятия металла до образования скалывающей трещины,k = 0,65 (табл. 4.3, [1]).

мм.

Для построения графика необходимо вычислить следующее:

мм. (4.3)

График усилия деформации приведен на рисунке 6.

4.3 Построение нагрузочного графика машины

Податливость кривошипной машины накладывается на график деформаций, значительно изменяя его. График деформаций для разделительных операций преобразуется в нагрузочный график со значительным изменением базы деформации (на величину податливости машины). Для операций вырубки пробивки при построении нагрузочного графика необходимо учесть величину хода ползуна () для проталкивания детали или отхода сквозь матрицу. Для тонколистового материала (до 5 мм):=h = 4 мм.

Рисунок 5 – График жесткости машины

Рисунок 6 – График усилия деформации

Рисунок 7 – Нагрузочный график

Для построения графика вычислим следующее:

мм; (4.4)

мм. (4.5)

4.4 Определение расчетного значения мощности электродвигателя и его

выбор по каталогу

Определение расчетного значения мощности электродвигателя проводилось в таком порядке:

а) по нагрузочному графику путем подсчета его площади определили работу деформации ;

Дж (4.6)

б) определили работу операции А_ОП(работа, затрачиваемая на выполнение технологической операции с учетом потерь в кривошипном механизме и передачах):

А_ОП=, (4.7)

где - мгновенный кпд ГИМ пресса, для листоштамповочных прессов=0,65;

_ПЕР– кпд передач, в данном прессе одна передача:_КЛ= 0,96. Тогда

А_ОП=Дж.

в) определили работу, затрачиваемую на включение муфты – «А_ВМ», работу, затрачиваемую на холостой ход пресса «А_ХХ», коэффициент использования ходов –р_и (в соответствии с рекомендациями табл. 4.1, [1]). Таким образом принимаем:

=;. (4.8)

. (4.9)

Тогда

=Дж;

Дж.

Расчетную номинальную мощность электродвигателя находят по формуле:

N=, (4.10)

где – коэффициент запаса, выбираем по данным табл. 4.6, [1] в зависимости от числа фактически используемых ходов в машине .

При коэффициенте использования ходов р_и= 0,7:

. (4.10)

Тогда к= 1,4.

–время цикла, определяемое по формуле

. (4.11)

с.

Тогда

кВт.

При величине фактической частоты ходов пресса свыше 150 и принимаем двигатель серии 4А (табл. 4.6,[1]) с такими параметрами:

Тип:	4А225М8У3
Мощность:	30 кВт
Частота вращения	735 об/мин
Момент инерции:
ротора	0,738 кГм^2
привода	104,8 кГм^2

Определяем расчетный коэффициент энергоемкости К_Э, формула для расчета которого приводится в соответствующем ГОСТе на кривошипную машину.

, (4.12)

Коэффициент энергоемкости расчетный К_{Э РАСЧ}меньше заданного ГОСТом коэффициенту энергоемкостиК_ЭГОСТ = 15,07, следовательно мощность электродвигателя определена правильно. УсловиеК_{Э РАСЧ.} К_ЭГОСТвыполняется.

Уточняем передаточное число клиноременной передачи:

.