8.1.2.8 Визначення потужності привода преса та вибір двигуна

Найбільші витрати енергії пов’язані з ущільненням суміші, тому потужність усіх пресів визначається потужністю механізму пресування.

Потужність гідравлічного преса - це потужність двигунів його насосів. Як правило, найбільшу потужність має насос високого тиску, який забезпечує останню фазу ущільнення. Цю потужність можна знайти через максимальне зусилля пресування Р_мах, кН, та швидкість руху штампів V_min, м/с, на вказаній ділянці:

N= Р_мах× V_min/_, кВт, (8.21)

де _ - сумарний коефіцієнт корисної дії (ккд) преса, який складається зккдгідросистеми_г= 0,5÷0,7 (насоса, трубопроводів, елементів гідроапаратури) таккдмеханізму пресування_м = 0,85÷0,9.

В окремих випадках для деяких сумішей потужність насоса низького тиску доцільно взяти більшою, ніж насоса високого тиску, для нарощування продуктивності й зниження питомої енергоємності процесу пресування. Тоді замість максимального зусилля пресування Р_махслід підставляти граничне пресове зусилляР_г, яке передує переключенню насосів, а також швидкість руху штампів V_серна ділянці переключення.

Якщо визначений тиск у гідравлічній системі q_г, МПа, й подача насоса П_г, м³/с, то необхідну потужність насоса можна розрахувати по формулі:

N= 1000×q_г × П_г /_,кВт. (8.22)

Що стосується механічних пресів,то при виборі потужності двигуна можна скористатися двома підходами.

Перший заснований на використанні максимального моменту на КВ М_мах, кН×м, знайденого по описаній вище методиці на базі КК такої суміші, яка дає найбільше значенняМ_мах. Максимальна потужність:

N_мах=М_мах×_к×К_т/_м, кВт, (8.23)

де _к – кутова швидкість КВ, с^-1,_к=×n_к/30 (n_к– частота обертання КВ, об/хв; К_т= 1,05÷1,15 – коефіцієнт врахування втрат потужності на тертя у шарнірах механізму пресування;_п –ккдприводу механізму пресування. При використанні у приводі редуктора, клинопасової та зубчастої передач можна приймати_п=0,8÷0,85. Наприклад, при М_мах=18,0 кН∙м,_к =2,6 с^-1, N_мах55÷60 кВт.

У приводі пресів, звичайно, використовують серійні асинхронні короткозамкнені двигуни. На рис.8.12 приведені механічні характеристики таких двигунів найбільш уживаної на пресах потужності. Синхронна кутова швидкість цих двигунів _с=157 с^-1, кратність максимального моменту К_мах=2,3÷2,5, тобто такі двигуни мають високу спроможність до перевантаження. Недоцільно вибирати двигун із потужністю, більшою або рівною N_мах, бо у цьому разі будуть завищеними й енергоспоживання двигуна, і його вартість. Крім того, асинхронний двигун завищеної потужності у разі випадкового переповнення прес-форм відносно сухою сумішшю здатний створити тиск і зусилля, значно більші розрахункових, суттєво перевантажуючи усі елементи механізму пресування. При наявності в приводі пневматичної або механічної муфти, що забезпечує запуск двигуна без навантаження, допустима робота двигуна з перевантаженням на протязі незначної частки циклу, яка менша 10% його тривалості. Тим більше, що інерція механізму згладжує це перевантаження. Враховуючи викладені міркування, можна використовувати коефіцієнт зменшення потужності К_п=(1+ К_мах)/2 ≈ 1,5.

N_двN_мах/ К_п. (8.24)

Таким чином, наприклад, при N_мах = (55÷60) кВт можна рекомендувати до використання двигун 4А200 М4У3 (N = 37 кВт).

Враховуючи короткочасність завантаження двигуна моментом на ділянці ущільнення, друга методика передбачає вибір двигуна по середньо квадратичній потужності N_скв, яка характеризує нагрівання обмоток двигуна:

N_двN_скв= М_скв×_к/_м, кВт, (8.25)

де М_скв– середньоквадратичний момент кручення на КВ, кН∙м.

, (8.26)

де M_iу таt_i– відповідно моменти кручення на окремих інтервалах ділянки ущільнення та тривалість цих інтервалів; t_у- сумарна тривалість процесу ущільнення. Для механічних пресів замість тривалості можна використовувати кутповороту КВ, оскільки при майже рівномірній кутовій швидкості КВ_ктривалість пропорційна куту повороту:

. (8.27)

При розрахунках без використання ЕОМ для визначення М_сквслід розбити ділянку ущільнення на зони по 5÷10⁰, тобто_i =10⁰. Без великої похибки можна обмежитись визначенням середніх моментів М_iсу кожній із цих зон:

М_iс=|М_i+1+М_i|/2, (8.28)

де М_i+1, М_i - значення моментів на границях кожної зони.

Довжина ділянки ущільнення Σ_i дорівнює сумі усіх кутів_i, на якихМ_iс має істотну величину. Вона залежить від властивостей суміші й конструкції механізму пресування.

Приклад:ВизначитиМ_сквдля преса з моментною характеристикою, приведеною на рис.8.11. Розіб’ємо характеристику на 6 зон довжиною_i=10⁰. У зоні 1-М_iс=(0+2,82)/2≈1,4 кН∙м; 2 -М_iс=(2,82+7,44)/2≈5,1 кН∙м; 3 -М_iс=(7,44+16,3)/2≈11,9 кН∙м; 4 -М_iс=(16,3+17,8)/2≈17,1 кН∙м; 5 -М_iс=(17,8+13,3)/2≈15,6 кН∙м; 6 -М_iс=(13,3+0)/2≈6,7 кН∙м.

=

=11,2 кН∙м. По (8.25) при_к=2,5 с^-1N_скв= 11,2×2,5/0,8=35 кВт<N_дв=37 кВт.

У приводі механічних пресів іноді встановлюють маховикдля згладжування навантажень на двигун. Використання маховика дозволяє встановлювати у приводі двигун меншої потужності. Так, у розглянутому вище прикладі при використанні двигуна з потужністю 45 кВт маховик не потрібний, бо його номінальний момент приблизно дорівнює максимальному моменту на КВ при пресуванні. Маховик може бути доцільним тільки для двигуна потужністю 37 кВт.

Дещо спрощена методика розрахунку маховикабазується на визначеннінадлишку роботи пресування (ΔА, Н∙м)над тією роботою, що її здатний виконати вибраний двигун при номінальному моменті, без перевантаження. Надлишок можна визначити, як суму надлишків у кожній із тих зон моментної характеристики, де він існує:

ΔА=ΣΔМ_iн×_i , (8.29)

де ΔМ_iн=М_iс-М_н– надлишок моменту навантаження над номінальним у зоні;_i – довжина зони у радіанах.

Далі задаються допустимим зниженням номінальної кутової швидкості двигуна ω_н : δ=ω_мін/ω_н. Так зване критичне ковзання асинхронних двигунів становить δ_к≈0,13. Тому вибирають δ=(1-δ_к)≈(0,85÷0,9).

Запас енергії маховика з моментом інерції I_м, кг∙м² при його встановленні на валі двигуна:

ΔА_м=I_м×(ω²_н-ω²_мін)/2=I_м×ω_н×(1-δ²)/2.

Прирівнюючи надлишок роботи й запас енергії, отримаємо:

I_м=2×ΔА/[ω_н×(1-δ²)]. (8.30)

В разі, якщо I_м значноперевершує момент інерції ротора двигуна, у приводі преса встановлюють маховик.

Приклад: Вияснити доцільність встановлення маховика при моментній характеристиці преса, приведеній на рис.8.11, і двигуні потужністю N_дв=37 кВт при_нк=2,6 с^-1. Номінальний момент двигуна, приведений до осі КВ:

М_н=N_дв×_м/_к=37×0,8/2,6≈11 кН∙м (показаний на рис.8.11). Залишаємо те ж саме поділення на 6 зон довжиною_i=10⁰=0,175 радіан, що й у попередньому прикладі. Надлишок моменту навантаження над номінальним є у трьох зонах: 3-й, 4-1 та 5-й. ΔА=(11,9-11)×0,175+(17,1-11)×0,175+(15,6-11)×0,175=2,0 кДж.

Якщо прийняти δ=0,85 та ω_н=150с^-1, тоI_м=2×2∙10³/[150²×(1-0,85²)]= 0,64 кг∙м². У двигуна 4А 200 М4У3 с потужністю 37 кВт момент інерції ротораI_р=0,37 кг∙м², тобто приблизно вдвічі менше, ніж у маховика. Але при врахуванні моментів інерції інших обертальних частин привода, насамперед, пневмомуфти й гальмівного шківа, сумарний момент інерції практично дорівнює розрахованій величиніI_м, тому установлення додаткового маховика у цьому прикладі не доцільне.

8.1.2.9 Розрахунок привода преса

Розглянемо, як приклад, розрахунок привода серійного вітчизняного преса СМС-294А. Слід відзначити, що ці преси випускаються, по-перше, в однаковому конструктивному оформленні з єдиним набором робочих параметрів, без урахування специфічних властивостей сировини й вимог окремих споживачів. По-друге, преси налаштовані для роботи у форсованих режимах із максимальною продуктивністю.

Відомо, що нарощування тривалості процесу ущільнення суміші є одним із засобів підвищення якості виробів, що характерне для швидкодіючих механічних пресів револьверного типу. Позитивний ефект нарощування тривалості пов’язаний із кращими умовами для виходу повітря та більш рівномірним розподілом тиску й, відповідно, меншою кількістю дефектів структури виробів. Зменшується також і кількість дефектів при зніманні відносно неміцного свіжо спресованого сирцю й складанні його в пакети. Крім того, при переході від форсованих режимів роботи до “м’яких” зменшуються динамічні навантаження на елементи пресу, за рахунок чого в якійсь мірі підвищуються довговічність та коефіцієнт його використання К_в. Як свідчить досвід, нарощування ресурсу пресу разом із зменшенням браку частково компенсує зниження продуктивності при зниженні частоти обертання КВ n_кв на серійних механічних вітчизняних пресах.

Розробка заходів по корегуванню частоти обертання робочого органу є одною з типових професійних процедур, яку повинен уміти виконувати фахівець-механік. Для формування відповідних навичок вирішення задач такого типу передбачене у різноманітних індивідуальних завданнях по декількох дисциплінах, а якість засвоєння цих навичок перевіряється при проведенні Державного іспиту.

Як приклад задачі такого типу, розглянемо можливі методи зниження частоти обертання колінчастого валу n_квпреса СМС-294, конструктивна схема привода якого приведена на рис.8.13. Кінематична схема цього преса і його привода представлена на рис.7.7. Привод містить: асинхронний короткозамкнений двигун (N=37 кВт, n_дв=1500 об/хв); клинопасову передачу (шківи Д1=250 мм та Д2=425 мм із пневматичною муфтою включення, паси клинові, тип В, z_п = 5 шт, міжосьова відстань А_п=700 мм); редуктор Ц2У-250 із передаточним числом u_р=8,25; гальмо колодкове, що автоматично замикається після кожного виключення пневмомуфти; муфту ланцюгову або з проміжними елементами із конвеєрної стрічки; зубчасту передачу з модулем

m = 20 (шестерню z₁=16 та колесо z₂=65).

1 – двигун, 2 пневматична муфта включення, 3 – редуктор, 4 – ланцюгова муфта з’єднання привода з пресом, 5 – трубопровід живлення муфти й гальма стиснутим повітрям, 6 – гальмо з пневматичним штовхачем, 7 – клинопасова передача, 8 – пневмошафа

Рис.8.13 - Конструктивна схема приводу преса СМС-294

Параметри приводу та пресу (у відповідності до приведеної кінематичної схеми): передаточне число пасової передачі u_п= Д2/Д1=425/250=1,7; передаточне число зубчастої передачі u_зп=z₂/z₁=65/16= 4,1; передаточне число приводу пресу u_=u_п×u_р×u_зп=1,7×8,25×4,1=57; частота обертання колінчастого валу n_кв=n_дв / u_ = 1500/ 57 = 26,3 об/хв.

У разі доцільності збільшити тривалість циклу можна такими заходами (у порядку зростання витрат на їх здійснення):

• нарощуванням передаточного числа пасової передачі u_п (корегуванням діаметрів шківів Д1 та Д2);

• одночасним зменшенням частоти обертання двигуна n_двдо 1000 або, при необхідності, до 750 об/хв (установленням нового двигуна) і корегуванням пасової передачі;

• вибором нового редуктора.

Вище перелічені засоби можуть бути реалізованими як на машинобудівному заводі-виробникові пресів у рамках врахування побажань замовника, так і безпосередньо на цегляному заводі у процесі удосконалення серійного преса.

Істотне корегування передаточного числа зубчастої передачі u_зппотребує значних конструктивних переробок і, відповідно, витрат, тому у реальних умовах виробництва, як правило, неефективне.

Розглянемо перелічені заходи більш докладно.

Найбільш дешевим і тому привабливим є нарощування передаточного числа пасової передачі u_пзменшенням діаметра меншого шківа. Але у даному випадку Д1 і так близьке до мінімально допустимого для паса типу В, причому використання збільшеної кількості пасів із меншими розмірами перерізу (наприклад, типу А) теж суттєвого ефекту не дає. Цей приклад наочно підтверджує доцільність вибору діаметра меншого шківа, хоча б на 20% більшим, ніж рекомендований мінімальний, залишаючи можливість корегування продуктивності у сторону зменшення при проектуванні пасових передач потужних технологічних агрегатів

Можливість нарощування діаметра більшого шківа Д2 в загальному випадку обмежується висотою вісі швидкохідного валу редуктора, хоч це обмеження можна в деякій мірі подолати використанням спеціальної конструкції рами привода. Специфікою привода преса є те, що цей шків входить до складу пневматичної муфти включення, тому його збільшення потребує суттєвої конструктивної доробки муфти. Нарощування Д2 , як правило, потребує збільшення довжини пасів і переробки рами привода, зокрема, пристрою для натягування пасів. Можливість нарощування Д2 повинна бути підтверджена розрахунком пасової передачі.

Використання двигуна зі зменшеною частотою обертання разом із корегуванням пасової передачі дає найширші можливості зниження n_квта нарощування тривалості циклу пресування.

Застосування нового редуктора з більшим передаточним числом потребує великих витрат на його придбання або переробку. Тому таке рішення доцільне тільки при виготовленні нового преса.

75