Кузнечно-штамповочное оборудование. Учебник для ВУЗов. Л.И.Живов и др. 2006
реклама
Л.И. Живов, А.Г. Овчинников,
Е.Н. Складчиков
КУЛИ 4110ШТАМ10ВОЧНОЕ
ОБОРУДОВАНИЕ
Под редакцией Л.И. Живова
Допущено Министерством образования Российской Федерации
в качестве учебника для студентов высших технических
учебных заведений, обучающихся по специальности
«Машины и технология обработки металлов давлением»
Москва
Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана
2006
УДК 621.97(075.8)
ББК 34.62
Ж67
Рецензенты: кафедра «Машины и технология обработки металлов давлени­
ем» Московского государственного индустриального университета; д-р техн. наук,
проф. А.Э. Артес
Ж67
Живов Л.И., Овчинников А.Г., Складчиков Е.Н.
Кузнечно-штамповочное оборудование: Учебник для вузов / Под ред. Л.И. Жи­
вова. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2006. - 560 с : ил.
ISBN 5-7038-2804-Х
В учебнике представлены схемы, конструкции, основы и методы расчета кузнечноштамповочных машин различного технологического назначения; методы и средства авто­
матизации проектирования, соответствующие достигнутому уровню развития этих машин,
включая оптимизацию проектных решений.
Содержание учебника соответствует курсу лекций, который авторы читают в МГТУ
им. Н.Э. Баумана.
Для студентов, обучающихся по специальности «Машины и технология обработки
металлов давлением». Может быть полезен инженерно-техническим и научным работ­
никам.
УДК 621.97(075.8)
ББК 34.62
ISBN 5-7038-2804-Х
О Л.И. Живов, А.Г. Овчинников, Е.Н. Складчиков,
2006.
© Оформление. Издательство МГТУ им. Н.Э. Bayмана, 2006.
Предисловие
В настоящее время после глубочайшего кризиса в стране происходит ожив­
ление деятельности машиностроительных предприятий, возрастает потребность
в высококвалифицированных инженерно-технических специалистах. На основе
достижений докризисного периода в области создания кузнечно-штамповочного
оборудования и совершенствования способов автоматизированного проектиро­
вания достигнуты определенные результаты: разработаны и внедрены кон­
струкции прессов с вращающимся инструментом, предложены методики
автоматизированного проектирования кузнечно-штамповочного оборудования
на основе динамических математических моделей в дополнение к кинетичес­
ким. Это нашло отражение в настоящем учебнике.
Учебник предназначен для студентов технических университетов, изучаю­
щих кузнечно-штамповочные машины. Большое внимание в нем уделено теории
и расчетам указанных машин - как традиционным кинетостатическим: кинема­
тическим, силовым, прочностным и энергетическим, так и современным автома­
тизированным, базирующимся на динамических моделях. Такой подход авторы
мотивируют тем, что для применения автоматизированных методов необходимы
предварительные расчеты, чтобы обосновать выбор конструктивных схем, па­
раметров и размеров деталей, узлов.
Учебник написан с учетом многолетнего опыта преподавания курса
«Кузнечно-штамповочное оборудование» в Московском государственном
техническом университете им. Н.Э. Баумана и Московской государственной
академии приборостроения и информатики. Авторы выражают глубокую бла­
годарность и признательность рецензентам - кафедре «Механика пластиче­
ского деформирования» Тульского государственного университета, руково­
димой д-ром техн. наук, проф. С П . Яковлевым, а также д-ру техн. наук,
проф. В.Н. Субичу, заведующему кафедрой «Машины и технология обработ­
ки давлением» Московского государственного индустриального университе­
та, сотрудникам Московского института стали и сплавов проф. А.Г. Кобелеву
и доц. В.Т. Троицкому.
Введение, главы 1-5, 11-20 написаны Л.И.Живовым; главы 6 - 1 0 ,
21 - 2 4 - А.Г. Овчинниковым; главы 2 5 - 2 8 - Е.Н. Складчиковым.
3
Введение
В1. Принцип действия и классификация
кузнечно-штамповочных машин
Типовая кузнечно-штамповочная машина (КШМ) состоит из трех главных
механизмов: двигательного (двигателя), передаточного (передачи) и исполни­
тельного. Двигатель и передачу часто характеризуют термином «привод маши­
ны». Если привод и исполнительный механизм, или, более правильно, рабочая
машина, представляют собой конструктивно раздельные устройства, то весь
комплекс оборудования называют установкой.
Общая классификация КШМ, предложенная проф. А.И.Зиминым, основана
на характеристических признаках главных механизмов.
Двигатель, воспринимая внешнюю энергию носителя, превращает ее в кине­
тическую энергию передаточного и исполнительного механизмов или в потен­
циальную энергию передаточного рабочего тела, создавая ее определенный уро­
вень в машине. Характеристические признаки двигателя: вид носителя энергии,
или рабочего тела, и тип привода. В качестве носителя энергии, или рабочего тела,
в двигательных механизмах современных КШМ применяют пар, газ, жидкость,
взрывчатые вещества, горючие смеси и электричество. Привод может быть инди­
видуальным или групповым, когда несколько рабочих машин получают дви­
жение от одного двигателя.
Основная характеристика передаточного механизма определяется способом
осуществления связи исполнительного механизма с двигателем: жесткая механи­
ческая связь или нежесткая связь при помощи рабочего тела (пар, газ, жидкость,
электромагнитное поле). В некоторых типах машин в период рабочего хода эта
связь прерывается.
Трансформация кинетической или потенциальной энергии в механичес­
кую работу пластического деформирования происходит при движении рабо­
чих органов (ползуна, коромысла, траверсы, бабы, валков, роликов и т. п.)
главных исполнительных механизмов. Это движение характеризуется сле­
дующими признаками:
4
В1. Принцип действия и классификация кузнечно-штамповочных машин
1) способом отдачи накопленной энергии привода и исполнительного меха­
низма обрабатываемому металлу;
2) видом движения рабочего органа;
3) характером изменения скорости рабочего органа в период рабочего хода;
4) периодичностью воздействия рабочего органа на обрабатываемый металл
во времени.
Отдачу накопленной энергии обрабатываемому металлу осуществляют на­
жимом или ударом. При нажиме квазистатическое силовое воздействие на ме­
талл характеризуется относительно малыми изменениями во времени, и рабочий
ход измеряют секундами, десятыми и сотыми ее долями. При ударе динамичес­
кое силовое воздействие на металл очень быстро изменяется, что приводит к
возникновению колебательных процессов в КШМ и ее фундаменте. Рабочий ход
продолжается тысячные или еще меньшие доли секунды. Скорость движения
рабочего органа у машин квазистатического действия в начале рабочего хода не
превышает 0,3...0,5 м/с; у машин динамического действия эта скорость как ми­
нимум на один порядок выше.
Рабочие органы КШМ могут совершать возвратно-поступательное прямо­
линейное, качательное и вращательное движения. В зависимости от связей в пе­
редачах изменение скорости рабочего органа в период рабочего хода может
быть заданным в условиях жестких механических связей или произвольным,
зависящим от субъективных факторов, при нежестких связях.
Воздействие рабочего органа исполнительного механизма на обрабатывае­
мый металл может быть периодическим или непрерывным.
При периодическом воздействии время / , приходящееся на рабочий ход,
составляет лишь доли от времени /дв х одного полного двойного хода возвратнопоступательного движения или времени tno одного полного оборота рабочего
органа. В течение остального времени полезная работа не производится и рабо­
чий орган совершает прямой холостой ход в направлении обрабатываемого ме­
талла длительностью tux или возвращается в исходное положение - обратный
холостой ход длительностью tox.
При непрерывном воздействии металл обрабатывают в течение нескольких
следующих один за другим оборотов исполнительного органа без разделения
холостыми пробегами.
Различают одно- и многопереходные технологии производства кованых и
штампованных изделий. Примером первой является вырубка заготовок монет из
листа, второй - горячая штамповка поковок типа шестерен на кривошипном горячештамповочном прессе (КГШП), включающая в себя осадку заготовки, пред­
варительную и окончательную штамповки.
При однопереходной обработке физико-механические процессы, совер­
шающиеся в прессе, идентичны в каждом последующем ходе, при много5
Кузнечно-штамповочное оборудование (машины)
Прессы
Молоты
Ротационные машины
Паровоздушные
Ротационно-ковочные
Кривошипные
Высокоскоростные
Радиально-обжимные
Винтовые
Приводные
— i —
1
Механические
Гидравлические
Гидравлические
Рис. В1. Классификация кузнечно-штамповочного оборудования
BL Принцип действия и классификация кузнечно-штамповочных машин
переходной обработке такой идентичности нет. Силы, действующие на дета­
ли, расход энергии в приводе пресса на первом переходе существенно отли­
чаются от таковых на последующих переходах. Только после завершающего
перехода - окончательной штамповки, удаления поковки из рабочей зоны,
подачи следующей исходной заготовки и начала ее обработки - физикомеханические процессы во времени повторяются в той же последовательно­
сти, которую называют технологическим циклом, а его длительность обознача­
ют *ц (§ 4.1).
Классификация кузнечно-штамповочного оборудования приведена на
рис. В1.
Современная технология кузнечно-штамповочного производства включает
в себя ковку, горячую и холодную объемные штамповки, горячую и холодную
листовые штамповки, разделку и разрезку исходного металла. В соответст­
вии с этим КШМ могут быть отнесены к тому или иному технологическому
классу.
Машины, аналогичные КШМ, применяют в других отраслях народного
хозяйства: в металлургическом производстве для обработки металла; в
электротехническом производстве и при производстве предметов шир­
потреба для обработки неметаллических материалов, в том числе пласт­
масс, и др.
По технологическим возможностям КШМ подразделяют на три группы:
универсальные (общего назначения), специализированные и специальные.
Машины первой группы пригодны для выполнения большинства типовых
операций данного технологического класса. Так, на паровоздушном ковоч­
ном молоте можно осуществить любую операцию ковки. Машины второй
группы специализированы по виду технологии, например вытяжные кри­
вошипные прессы. Специализацию машин третьей группы проводят не
только в зависимости от технологии, но и от вида изготовляемой продук­
ции, например брикетировочные прессы для штамповки брикетов из ме­
таллической стружки.
При исполнении любой технологии необходимо совершать вспомога­
тельные движения, связанные с установкой и переносом обрабатываемого
металла или инструмента. В неавтоматизированной КШМ эти движения
осуществляют вручную или при помощи простых средств механизации.
В автоматических КШМ все рабочие и вспомогательные движения соверша­
ет машина. Очевидно, что в автомате должны быть предусмотрены в доста­
точном количестве исполнительные механизмы, а также система само­
управления, обеспечивающая строгую синхронность в последовательности
действий всех механизмов.
7
Введение
В2. Параметры кузнечно-штамповочных машин
КШМ характеризуют размерными, линейными, скоростными, энергетичес­
кими и массовыми параметрами. В качестве главного размерного параметра для
машин квазистатического действия принимают номинальное усилие Р н о м , для
машин динамического действия - массу М подвижных частей или кинетиче­
скую энергию L3, накапливаемую к началу рабочего хода.
Совокупность главных размерных параметров определяет ряды стандартов
и нормалей на соответствующие машины, как правило, ограниченных 10-м ря­
дом предпочтительных чисел (ГОСТ 6636).
Линейные параметры характеризуют либо технологическое назначение ма­
шины и связаны с ее монтажом (установочно-монтажные), либо крепление ин­
струмента и его элементов (технологические).
К технологическим линейным параметрам относят размеры рабочего про­
странства и ход рабочего органа машины, определяющие габаритные размеры
инструмента, исходной заготовки и изготавливаемого изделия. Основные техно­
логические линейные параметры стандартизированы.
Установочно-монтажными параметрами являются габаритные размеры КШМ,
стандартизации они не подлежат.
Скорость движения рабочего органа зависит от характера принципиальных
связей в КШМ. Непосредственным скоростным показателем для однотипных
машин является число холостых ходов рабочего органа в минуту.
Энергетические параметры характеризуют двигатель, энергоноситель или
рабочее тело машины. Если они являются заданными, например давление возду­
ха или пара для привода паровоздушных молотов, то их вносят в ГОСТ, если же
расчетными, например мощность электродвигателя или момент инерции махо­
вика, - то их в ГОСТ не вносят. Масса машины и ее частей (например, масса
шабота у молотов) является установочно-монтажным параметром, внесение ко­
торого в стандарт не обязательно.
Указанные выше главные размерные и основные технологические линейные
параметры, а также число ходов, масса и в случае необходимости энергетичес­
кие параметры составляют содержание ГОСТов на основные размеры и пара­
метры для различных типов машин. Линейные параметры элементов крепления
приведены в специальных ГОСТах и определяют конструкцию и основные раз­
меры мест крепления рабочего инструмента. Отклонения размеров машин,
непосредственно влияющих на точность изготовляемых изделий и долговечность
инструмента, регламентируют особыми стандартами на нормы точности. Общие
технические условия регламентированы единым для всех КШМ ГОСТ 7600.
Термин «номинальное усилие» установлен действующими стандартами для квазистатиче­
ских КШМ. Физический смысл Рном - это сила, предельно допускаемая прочностью деталей при­
вода и главного исполнительного механизма при его определенном положении с учетом безопас­
ности и требуемой долговечности.
8
ВЗ. Краткий исторический очерк
ВЗ. Краткий исторический очерк
Развитие технологии ковки и штамповки связано с потребностями общества,
техническим прогрессом и экономическими возможностями.
Для XV-XVI вв. характерно бурное развитие мореплавания и, как следст­
вие, кораблестроения. Поскольку возрастающий тоннаж кораблей потребовал
тяжелых якорей и другой корабельной оснастки, проковывать железные крицы
вручную стало невозможно и появились первые рычажные молоты. В качестве
привода этих молотов использовали энергию напора воды, поэтому их называли
водяными. Там, где не было гидравлической энергии, применяли конный привод
или использовали падающие молоты типа копров.
Серийность выпуска деталей стрелкового оружия - новый толчок в разви­
тии технологии производства: вместо ручной ковки появилась машинная штам­
повка. Около 1800г. тульский оружейник В.Пастухов применил для горячей
штамповки вертикальный винтовой пресс. Тогда же на тульском заводе были
установлены штамповочные молоты с канатом, изготовленные по чертежам
Л. Федорова.
В первой половине XIX в. наряду с производством оружия развивалось па­
ровозе- и вагоностроение, производство паровых двигателей, дальнейшее разви­
тие получило судостроение. Все это потребовало прочных и тяжелых поковок. В
кузнечном производстве назревал переворот, наступление которого ознаменова­
ло внедрение в 1839-1842 гг. парового ковочного молота.
Непосредственной причиной появления первого промышленного гидрав­
лического ковочного пресса оказалась невозможность установки (жилые квар­
талы, плохой грунт) тяжелого молота в Венских железнодорожных мастер­
ских. Преимущество гидропрессов - резкое сокращение технологического
цикла ковки - было настолько очевидным, что сразу же возник вопрос о заме­
не сверхтяжелых молотов.
Для массового производства относительно мелких промышленных изделий и
ширпотреба паровые молоты и гидравлические прессы были непригодны прежде
всего в связи с высокой стоимостью их эксплуатации. Необходимо было создать
разнообразные кузнечные машины с групповым или индивидуальным механичес­
ким приводом. Появление электродвигателя особенно способствовало прогрессу в
развитии кривошипных прессов, к настоящему времени самой многочисленной
группы оборудования в кузнечно-штамповочных цехах на заводах машинострои­
тельной, электротехнической и других отраслей промышленности.
В 1920-1940 гг. паровоздушный штамповочный молот стал ведущей машиной
в производстве поковок для автомобилей, тракторов, вагонов и др. Однако этот мо­
лот допускал лишь малую механизацию технологических процессов, сдерживая тем
самым рост производительности труда, что являлось одним из существеннейших
его недостатков. Кроме паровоздушного молота в массовом и крупносерийном
производстве поковок из конструкционных сталей начали применять горячештам9
Введение
ПОБОЧНЫЙ кривошипный пресс, который открыл большие возможности для механи­
зации, автоматизации и внедрения экономичных процессов штамповки.
Развитие авиа- и ракетостроения поставило особые задачи перед технологи­
ей горячей объемной штамповки специальных сплавов на титановой и магние­
вой основе. Очень большие габаритные размеры деталей потребовали создания
огромных гидравлических прессов с Рном до 700...800 МН при общей массе ус­
тановки до 25 000 т.
Совершенно другие требования возникли при внедрении в промышленность
твердых и обычно хрупких металлов, например молибдена, ниобия, циркония, ура­
на. Оказалось, что у этих металлов и их сплавов пластичное состояние наступает
в специфических условиях термомеханического режима: внешняя нагрузка должна
быть приложена в виде мощного импульса энергии за очень малый промежуток
времени. Для этого необходимо, чтобы исполнительный орган кузнечной машины
к началу процесса деформирования развил скорость до 20 м/с и более. Вполне оче­
видно, что отдача внешней энергии в машинах может происходить только динами­
чески, и, следовательно, по принципу действия их необходимо отнести к молотам.
В качестве энергоносителя в таких машинах используется потенциальная энергия
сжатого газа или энергия взрыва горючих смесей, порохов.
Особое место в кузнечно-штамповочном оборудовании занимают гидравли­
ческие устройства для листовой штамповки, где в качестве энергоносителя ис­
пользуют детонационную волну, порожденную электрическим разрядом в жид­
кости. Эти устройства не имеют типовой структуры КШМ - у них нет
исполнительного органа в виде твердого тела, двигательного и передаточного
механизмов в обычном понимании. Тем не менее такие устройства следует
классифицировать как технологические машины, поскольку производится меха­
ническое движение рабочего тела (жидкости) для изменения формы объекта
труда - обрабатываемой заготовки. Отсутствует типовая структура и в магнитноимпульсных установках, основанных на использовании электромеханических
сил взаимодействия магнитного поля с электрическим током в металлической
заготовке. В термопрессах, использующих для технологического воздействия
тепловое расширение - сжатие колонн, которые разогреваются индуцированны­
ми токами, - нет двигательного и передаточного механизмов. Как видно, во всех
этих устройствах для осуществления движения, деформирующего заготовку,
используют электрическую энергию и особенности физических свойств рабоче­
го тела, деталей конструкции или заготовки. Поэтому такие устройства объеди­
няют в класс электрофизических КШМ.
В дореволюционной России фактически не существовало кузнечно-прессового машиностроения. С 1901 по 1917 г. было изготовлено всего 2375 единиц
кузнечно-штамповочного оборудования. Специализированных заводов для про­
изводства КШМ не было, и их изготовлением занимались от случая к случаю,
например на Ревельском судостроительном, Обуховском орудийном, Таганрог­
ском котельном заводах.
10
ВЗ. Краткий исторический очерк
Индустриализация СССР потребовала быстрого развития кузнечно-прессового машиностроения. В 1931-1932 гг. был реконструирован Воронежский
литейный завод и на его базе создан первенец кузнечно-прессового машино­
строения - Воронежский завод кузнечно-прессового оборудования им. М.И. Ка­
линина. Были даны задания по выпуску кузнечных машин Новокраматорскому,
Старокраматорскому и Ижорскому заводам, Уралмашу и др. В послевоенный
период введены в действие Днепропетровский завод прессов, Воронежский за­
вод тяжелых механических прессов, Азовский завод гидравлических прессов
и автоматов и др.
Показательна динамика выпуска КШМ: 1940 г. - 4700, 1950 г. - 9000,
1955 г. - 19 400, 1960 г. - 29 500, 1965 г. - 34 400, 1970 г. - 41 300, 1975 г. 50 500, 1980 г . - 5 7 100 штук.
Теория КШМ как самостоятельная научная дисциплина оформилась в 30-х го­
дах прошлого столетия. В формировании новой отрасли науки главную роль
сыграли ЦНИИТмаш и входящее в его состав ЦБКМ (Центральное конструктор­
ское бюро по кузнечно-прессовому машиностроению), где были сосредоточены
исследования основных типов кузнечно-штамповочного оборудования.
Большой вклад в развитие теории КШМ в этот период внесли советские уче­
ные А.И. Зимин (теория паровоздушных молотов и винтовых фрикционных прес­
сов), М.В. Сторожев (теория кривошипных и гидравлических прессов с насосноаккумуляторным приводом), В.И. Залесский (теория горизонтально-ковочных
машин). Безусловно, эти достижения были подготовлены более ранними трудами
русских ученых, прежде всего П.К. Мухачева и Я.Н. Марковича.
Р а з д е л I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Глава 1. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ
КРИВОШИПНЫХ ПРЕССОВ
1.1. Принцип действия
Принцип действия кривошипного пресса основан на преобразовании вра­
щательного движения привода посредством кривошипного механизма той
или иной модификации в качательное движение коромысла или возвратнопоступательное ползуна с закрепленным на нем инструментом. На рис. 1.1
приведены различные модификации кривошипного механизма: кривошипнокоромысловый (костыльные прессы-автоматы); кривошипно-ползунный (боль­
шинство кривошипных прессов для листовой и объемной штамповки); кривошипно-коленный (чеканочные прессы и прессы для выдавливания); двухкривошипный с двумя степенями подвижности (кривошипно-шарнирные вытяжные
прессы); двухкривошипный коленно-ползунный с двумя степенями подвижности
(прессы тройного действия для чистовой вырубки); кривошипно-клиновой
(КГШП); кривошипно-круговой (специализированные вырубные прессы); кривошипно-кулисный (КГШП и горизонтально-ковочные машины (ГКМ)).
Преобразование энергии вращательного движения привода в энергию де­
формации металла обусловлено наличием кинематических связей между всеми
движущимися частями кривошипного пресса. Это исключает зависимость ско­
рости движения рабочего инструмента от механических характеристик обраба­
тываемого металла в любой момент времени: изменение скорости движения
инструмента за все время действия пресса будет определяться кинематикой ма­
шины (без учета неравномерности движения вращающихся деталей привода
и упругого деформирования машины).
Дважды в цикле возвратно-поступательного движения исполнительного ме­
ханизма скорость рабочего органа - ползуна с инструментом - равна нулю. В это
12
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Рис. 1.1. Кинематические схемы кривошипных механизмов:
а - кривошипно-коромысловый; б - кривошипно-ползунный; в - кривошипно-коленный; г - двухкривошипный с двумя степенями подвижности; д - то же коленно-ползунный; е - кривошипноклиновой; ж - кривошипно-круговой; з - кривошипно-кулисный
время ползун проходит через крайние положения (верхнее и нижнее или заднее
и переднее). Кривая его скорости в функции времени v(7) между этими точками
является синусоидой или другой, более сложной, но гармонической функцией
(рис. 1.2).
Момент соприкосновения инструмента с обрабатываемым металлом при
прямом ходе ползуна определяет начало собственно рабочего хода пресса, ко­
торому соответствует промежуточное положение кривошипного вала - угол
а р н ; окончанию рабочего хода будет соответствовать угол осрк. Угол оср, на
который повернется кривошипный вал в течение рабочего хода, называют
рабочим:
^ р ~ ^р.н
—
О^р.к*
Угол оср зависит от характера процесса деформирования и размеров обраба­
тываемого металла.
13
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
a\t
OCn.x
Otp
Прямой ход
Рис. 1.2. Изменение деформирующей силы PD и скорости v при
двойном ходе ползуна
Остальную часть прямого хода ползуна называют холостым ходом. В об­
щем случае возможно существование двух его участков:
1) от крайнего верхнего (заднего) положения ползуна а в до начала рабо­
чего хода:
<.х=
а
в-
а
Р
.н;
2) после окончания рабочего хода до крайнего нижнего (переднего) положе­
ния ползуна, координируемого углом осн :
Таким образом, угол поворота кривошипного вала при прямом ходе
ползуна
ос
= а
+ ос + ос
Заметим, что второй участок холостого хода существует при выполнении
лишь определенных технологических операций, например при пробивке, про­
сечке, обрезке заусенцев и т. д. В этом случае процесс деформирования закан­
чивается прежде, чем ползун дойдет до крайнего положения. Остальная часть
пути ползуна, соответствующая углу поворота кривошипа ос = ос"х, связана с
проталкиванием металла (изделия или отхода), и, как говорят, деформирующий
инструмент работает на проход.
При работе чеканящим нажимом для большинства операций объемной и не­
которых операций листовой штамповки, например гибки, второй участок прямо­
го хода отсутствует, т. е. ос" х = 0, и процесс деформирования заканчивается при
крайнем нижнем (переднем) положении ползуна.
14
Глава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
При обратном холостом ходе, во время которого не совершается полезной
работы, ползун возвращается в крайнее верхнее (заднее) положение. Кривошип­
ный вал в это время повернется на угол
Если вращение кривошипного вала принято равномерным, время поворота t
прямо пропорционально углам поворота:
t = а/со,
где со = кп/30 - угловая скорость вращения кривошипного вала, рад/с; п - чис­
ло ходов ползуна пресса в минуту, равное частоте вращения ведущего криво­
шипного вала, мин" ; а - угол поворота кривошипа, рад.
Время одного двойного хода ползуна равно сумме времен прямого tnx и об­
ратного / о х ходов:
В некоторых случаях, например при расшифровке осциллограмм, снятых
при испытании кривошипных прессов, угол а выражают по известным от­
меткам времени:
а= Ш = nnt/30.
Моменту начала рабочего хода соответствует вполне определенная ско­
рость движения инструмента и н =/(ос р н ), заданная кинематикой пресса и по­
ложением ведущего кривошипа. В кривошипных прессах скорость инструмента
в момент начала рабочего хода изменяется в широких пределах - от 0,01
до 0,5 м/с и более. В процессе деформирования металла скорость инструмента
постепенно уменьшается до некоторого конечного значения.
Сопротивление движению ползуна в течение рабочего хода определяют
по диаграмме процесса - графику деформирующих сил PD =f(S). Оно зави­
сит от вида операции, механических характеристик и размеров обрабатывае­
мого металла.
Главным размерным параметром в кривошипных прессах является номи­
нальное усилие Рном на ползуне главного исполнительного механизма. Для неко­
торых специализированных прессов в качестве главного параметра принимают
размер исходной заготовки и ее вид. Например, диаметр исходного прутка или
проволоки для метизных прессов-автоматов, толщину разрезаемого листа для
листовых ножниц.
Характер и количество заданных технологических линейных параметров за­
висят от назначения кривошипного пресса и его конструктивных особенностей.
Они регламентированы специальными ГОСТами для каждого типа.
15
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
1.2. Классификация кривошипных прессов
Кривошипные прессы, к которым следует отнести и ножницы, применяют
для выполнения почти всех основных и заготовительных операций холодной
и горячей штамповки из листового и сортового проката. По технологическому
назначению их подразделяют на три класса:
1) прессы для штамповки изделий из листовых материалов;
2) прессы для объемной штамповки поковок из сортового проката;
3) ножницы для разделки и разрезки прутков и листов.
Углубление технологической классификации связано с узким кругом работ,
выполняемых на прессах, и их специализацией.
По функциональному назначению механизмы и системы современных криво­
шипных прессов можно разбить на пять групп: приводы, исполнительные механиз­
мы, системы управления и контроля, механизмы настройки, системы смазки.
Общий признак кривошипных прессов - единообразие привода, состоящего из
индивидуального электродвигателя, ременной и зубчатой передач. В системе при­
вода предусмотрены сцепные устройства (муфты), позволяющие соединять и разъ­
единять валы передач на ходу, и тормозные устройства для остановки механизмов
в определенном положении. Кинематическое и конструктивное оформление приво­
да может быть различным в зависимости от назначения и условий работы.
В основу классификации кривошипных прессов положены структурнокинематические признаки устройств исполнительных механизмов. Главным ис­
полнительным механизмом называют кинематическую цепь, которая начинается
от передаточного механизма привода и заканчивается рабочим органом с инст­
рументом, предназначенным для осуществления технологического формоизме­
нения заготовки.
По структурному строению следует различать прессы простого и много­
кратного действия.
Прессы простого действия имеют только один главный рабочий орган. Не­
которые типы таких прессов оснащают дополнительными устройствами для
прижима листа, выталкивания изделий, автоматической подачи заготовки и др.
Эти устройства, встраиваемые в имеющуюся конструкцию, представляют собой
привнесенные элементы. В каждом отдельном случае пресс может работать без
них, выполняя те операции, для которых его чаще всего используют. Например,
универсальный листоштамповочный пресс простого действия может работать
без прижимной подушки.
Для выполнения дополнительных функций, обусловленных характером тех­
нологического процесса (подача, резка, прижим заготовки и др.), в прессах прос­
того действия применяют специальные исполнительные механизмы. В зави­
симости от назначения их подразделяют на рабочие и вспомогательные.
Прессы многократного действия содержат несколько рабочих и вспомога­
тельных механизмов, необходимых для выполнения дополнительных функций.
16
Глава
1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Все операции, рабочие и вспомогательные, осуществляемые на прессах много­
кратного действия, выполняются в строго определенной, раз и навсегда задан­
ной последовательности. Это предопределяет необходимость синхронизации
движений отдельных механизмов пресса. Поэтому в структуре прессов много­
кратного действия особое место занимают распределительные (управляющие)
механизмы, обеспечивающие цикличность работы.
Согласованность работы отдельных механизмов прессов многократного
действия во времени определена цикловой диаграммой, или циклограммой.
Привод дополнительных механизмов прессов многократного действия осу­
ществляется от электродвигателей, индивидуальных или общих компрессоров
и гидронасосов.
Прессы многократного действия могут иметь неавтоматизированный и ав­
томатизированный технологические циклы.
К современным неавтоматизированным прессам многократного действия отно­
сят прессы двойного (один главный и один целевой исполнительные механизмы)
и тройного действия (один главный и два целевых исполнительных механизма).
Прессы многократного действия, имеющие достаточно развитую структуру
с таким количеством рабочих и вспомогательных механизмов, которое обеспечи­
вает выполнение всего технологического цикла без вмешательства человека, на­
зываются прессами-автоматами. Технологический цикл на них замкнутый и по­
вторяется непрерывно до израсходования запаса заготовок.
Так называемые комбинированные прессы не представляют собой особого
структурного типа машин. Комбинированные прессы характеризуются тем, что
у них на одной станине скомпонованы две или три простые кинематические це­
пи с общим приводом. Каждая из этих цепей является главным исполнительным
механизмом и используется самостоятельно для выполнения заданного формо­
изменения. Например, комбинированные ножницы могут иметь три главных ис­
полнительных механизма, предназначенных для резки листа, сортового проката
и пробивки отверстий; обрезные прессы с боковым ползуном содержат два глав­
ных исполнительных механизма.
Таким образом, классификация кривошипных прессов должна включать три
класса машин по технологическому назначению. В каждый из этих классов мо­
гут входить следующие структурные группы прессов: простого, двойного, трой­
ного действия и автоматы с определенным целевым применением (рис. 1.3).
К системам управления и контроля кривошипных прессов относятся меха­
низмы включения, самоуправления, а также регистрирующие и контрольные
механизмы. Функционально они связаны с общей цикличностью работы испол­
нительных механизмов пресса. Следует отметить, что кулачковые механизмы
самоуправления относятся к исполнительным механизмам кривошипного прес­
са. Контрольные, регистрирующие и механизмы включения хотя функционально
и связаны с работой пресса, но непосредственного воздействия на определенность
17
Кривошипные прессы
Прессы для
листовой штамповки
Прессы для
объемной штамповки
Рис. 1.3. Классификация кривошипных прессов
Ножницы
Глава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
совершаемого движения исполнительных органов не оказывают и поэтому не вхо­
дят в общую кинематическую цепь пресса. К устройствам настройки кривошипных
прессов относятся механизмы, предназначенные для установки рабочих органов
в требуемое исходное положение, наладки системы управления и привода.
1.3. Основные признаки для конструктивного
подразделения кривошипных прессов
В зависимости от конструктивного оформления главных деталей и узлов раз­
личают следующие кривошипные прессы: вертикальные, наклоняемые и горизон­
тальные; одностоечные и двухстоечные; открытые и закрытые; с открытым и за­
крытым приводом; с кривошипным, коленчатым или эксцентриковым валом,
с шестеренно-эксцентриковым приводом; одно- и многокривошипные; с однои многоступенчатым приводом; с верхним и нижним приводом.
В зависимости от расположения направляющих станины и направления
движения главного ползуна различают вертикальные, наклоняемые и горизон­
тальные прессы. У наклоняемых прессов специальное устройство допускает на­
клон станины от ее вертикального положения на 30...40°.
Различие между одностоечными и двухстоечными прессами связано с рас­
положением главного исполнительного механизма относительно опор ведущего
кривошипного вала. У двухстоечных прессов головка шатуна исполнительного
механизма находится между опорами вала, а у одностоечных - по одну сторону,
на выступающей консоли кривошипа главного вала.
В зависимости от формы станины, определяющей доступ к столу пресса
и, следовательно, к установленным на нем штампам, различают открытые и за­
крытые прессы. Открытые прессы имеют С-образную станину округлой или пря­
моугольной формы, обеспечивающую удобный доступ к столу спереди и с боков.
Однако при нагрузке С-образной станины в момент рабочего хода в ней возникает
значительная несимметричная деформация, приводящая к отклонению линии пе­
ремещения ползуна от оси пресса. В результате нарушается равномерность зазо­
ров между верхней и нижней частями штампа. Например, при вырубке или
вытяжке из листа зазор между пуансоном и матрицей спереди уменьшается, а сза­
ди увеличивается. Это ухудшает условия работы штампа, увеличивает его износ и
является причиной изготовления бракованных изделий. Закрытые прессы имеют
станину рамного (арочного) типа с доступом к рабочему пространству с передней
и с задней стороны пресса.
По внешнему оформлению конструкции различают прессы с открытым и за­
крытым приводом, т. е. скрытым внутри станины и даже герметизированным.
По конструктивному оформлению различают прессы с ведущим кривошип­
ным главным валом, выполненным в виде кривошипного, коленчатого или экс­
центрикового вала, и шестеренно-эксцентриковым приводом.
19
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
В зависимости от количества кривошипов (эксцентриков) и соответственно
количества шатунов различают одно- и многокривошипные прессы (одно- и мно­
гошатунные или многоточечные). Многошатунная подвеска ползуна улучшает
условия его работы и допускает нецентральную нагрузку при рабочем ходе.
Существенное различие между кривошипными прессами связано со струк­
турой кинематической схемы привода, передающего движение от электродвига­
теля к главному валу исполнительного механизма пресса. В быстроходных прес­
сах, где общее передаточное число невелико, оказывается достаточным одной или
двух ступеней передач. В тихоходных прессах с малым числом ходов ползуна для
значительного уменьшения частоты вращения от электродвигателя до главного
вала предусматривают от двух до четырех ступеней передач.
Различия в кинематике привода кривошипных прессов связаны также с не­
обходимостью передачи движения у однокривошипных прессов от электродви­
гателя на две стороны главного вала, а у многокривошипных прессов - нес­
кольким валам.
В зависимости от места расположения привода на станине различают прес­
сы с верхним и нижним приводом.
1.4. Универсальные листоштамповочные прессы
простого действия
Группа кривошипных прессов простого действия включает наибольшее ко­
личество типов машин по технологическому назначению. Различаясь между со­
бой конструкциями главных узлов и деталей, а также архитектурным оформле­
нием, прессы простого действия имеют элементарную схему с одним главным
исполнительным механизмом той или иной модификации.
Универсальные листоштамповочные прессы простого действия предназна­
чены для выполнения операций вырубки, неглубокой вытяжки, гибки и др. Их
конструкции могут быть одностоечными открытого типа и двухстоечными от­
крытого и закрытого типа.
Кривошипные одностоечные прессы. Различают прессы с неподвижным
столом, с передвижным столом и с рогом. Предназначены они для выполнения
различных операций холодной штамповки. Параметры и основные размеры этих
прессов приведены в ГОСТ 9408.
Станина у большинства прессов литая чугунная с одной стойкой или сварная
из стальных листов. Кривошипный вал расположен перпендикулярно к фронту
пресса на двух опорах скольжения. Прессы выполняют с регулируемым ходом
ползуна путем поворота эксцентриковой втулки на кривошипе.
Согласно ГОСТ 9408, конструкция пресса (кроме прессов с передвижным
столом и рогом) должна предусматривать возможность установки механизмов
автоматической подачи заготовок и прижимных подушек.
20
Глава
1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Кривошипные двухстоечные прессы открытого типа. Различают накло­
няемые и ненаклоняемые одно- и двухкривошипные прессы.
Основные параметры и размеры однокривошипных двухстоечных прессов
открытого типа с Рном = 25 кН...2,5 МН регламентированы ГОСТ 9408. Станина
прессов этого типа - С-образной формы, двухстоечная, отлитая из чугуна
заодно со столом. Для повышения жесткости пресса станину по зеву иногда
стягивают болтами. Наклон станины осуществляют вручную подъемным ме­
ханизмом с фиксацией специальными болтами. Обычно жесткой фиксации под­
лежат три положения станины: вертикальное и наклонные под углами 15
и 30...40 0 .
Ведущий кривошипный вал - одноколенчатый с постоянным ходом, бесщековый эксцентриковый с регулируемым ходом - расположен вдоль фронта
пресса на двух опорах скольжения.
Сравнивая конструкции открытых прессов, можно отметить их преимущест­
ва и недостатки. Например, в одностоечных прессах поперечное расположение
кривошипного вала затрудняет отбор мощности для привода механизмов подач,
тогда как в двухстоечных прессах этот недостаток устранен. Однако возмож­
ность изменения закрытой высоты при помощи перестановки стола в односто­
ечных прессах расширяет их технологические возможности и позволяет при­
менять для обработки отдельных участков крупногабаритных штамповок. Хотя
наклоняемая станина несколько усложняет конструкцию пресса, зато облегчает
удаление штампованых изделий и отходов, сваливающихся в тару по наклонной
плоскости стола под действием силы тяжести.
Наряду с однокривошипными в промышленности применяют двухкриво­
шипные прессы открытого типа (ГОСТ 9222). Основная их особенность - уве­
личенные размеры стола и ползуна.
Кривошипные двухстоечные прессы закрытого типа. Это наиболее об­
ширная группа, состоящая из одно-, двух- и четырехкривошипных прессов.
Отличительная особенность прессов этой группы - наличие закрытой станины
рамного или арочного (устаревшие конструкции) типа, ограничивающей доступ
к штамповому пространству. Повышенная жесткость конструкции и симметричная
упругая деформация станины закрытого типа способствуют не только изготовле­
нию более точных штамповок, но и повышают стойкость инструмента.
Кривошипные двухстоечные прессы закрытого типа изготовляют в двух мо­
дификациях: с повышенным числом ходов и нормальным ходом - быстроходные
прессы; с нормальным числом ходов и увеличенным ходом - тихоходные прес­
сы. Конструкция станины прессов всех типоразмеров предполагает возможность
установки прижимных подушек.
Основные параметры и размеры однокривошипных закрытых прессов от 1,6
до 25 МН регламентированы ГОСТ 10026.
Прессы с коленчатым валом или шестеренно-эксцентриковым приводом, распо­
ложенным перпендикулярно к фронту пресса, изготовляют с закрытым приводом.
21
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Двухкривошипные прессы предназначены для штамповки крупных деталей
из листа. От однокривошипных они отличаются размерами штампового про­
странства. Основные параметры и размеры двухкривошипных закрытых прессов
от 1 до 31,5 МН регламентированы ГОСТ 7766.
Двухкривошипные прессы с закрытым приводом в типовом исполнении встре­
чаются в двух модификациях: с двумя шестернями-эксцентриками с непосредст­
венной подвеской ползуна к шатуну и с двумя шестернями-эксцентриками с под­
веской ползуна к шатуну через плунжер. Первая модификация двухкривошипных
прессов в настоящее время наиболее распространена, так как обеспечивает требуе­
мую точность хода и жесткость конструкции. Плунжерная подвеска ползуна по­
средством уплотнений в грундбуксах плунжеров позволяет полностью герме­
тизировать верхнюю траверсу пресса и погрузить зубчатые колеса привода
в масляную ванну. Однако конструкция пресса при этом усложняется, а его высота
увеличивается. В уникальных прессах, где важным фактором является удлинение
межремонтного цикла, применение плунжерной подвески целесообразно.
Производство крупногабаритных деталей автомобилей, самолетов и т. п.
поставило особые требования в отношении точности направления ползуна.
Для предотвращения перекоса применяют четырехточечную подвеску ползуна
при помощи четырех шатунов, расположенных по углам ползуна. При такой
конструкции пресса центр давления всегда лежит внутри четырехугольника,
образованного точками подвески. Другое отличие четырехкривошипных прес­
сов (ГОСТ 16267) по сравнению с двухкривошипными - увеличенные размеры
штампового пространства по закрытой высоте и в плане.
Прижимные подушки. При применении листоштамповочного пресса прос­
того действия для вытяжки полых изделий из листа необходимо обеспечить
прижим металла в процессе деформации, в противном случае на боковой по­
верхности изделия появляются складки.
Работа пресса простого действия с установленным на нем вытяжным штампом
показана на рис. 1.4. Вытяжная матрица 8 с выталкивателем 7 через державку 6 за­
креплена на ползуне 3 главного исполнительного механизма, представляющего со­
бой обычный кривошипно-ползунный механизм с ведущим кривошипом 7 и ша­
туном 2. К корпусу штампа 77, установленному на столе 72, жестко закреплен
вытяжной пуансон 10, который остается неподвижным все время работы. С нижней
стороны стола подвешена пневматическая подушка с неподвижным цилиндром 75,
двумя подвижными поршнями 77 и штоком 16. Движение поршней через упорную
плиту 14 и толкатели 13 передается прижимному кольцу 9, которое в начальный
момент вытяжки расположено на уровне верхней кромки пуансона.
При включении пресса на рабочий ход ползун опускается вниз и через вы­
тяжную матрицу перемещает вниз поршни подушки, которые, опускаясь, сжи­
мают воздух. Давление в цилиндре повышается, и происходит обратный сброс
излишка воздуха в ресивер 20. При значительном превышении заданного давле­
ния в цилиндре и ресивере срабатывает предохранительный клапан 18.
22
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
22
23
24
21
Рис. 1.4. Кинематическая схема кривошипного листоштамповочного пресса с прижимной подушкой
Подача воздуха от сети управляется регулятором давления 22, обеспечи­
вающим впуск в ресивер воздуха постоянного давления. Таким образом обеспе­
чивается постоянство силы прижима в течение всего рабочего хода ползуна. Для
предупреждения обратного перепуска воздуха из ресивера в сеть в схеме установ­
лен обратный клапан 23. Фильтр 24 необходим для очистки воздуха, вентили 21 23
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
для выпуска конденсата и перекрытия воздухопровода, манометр 19 — для конт­
роля за давлением воздуха.
Когда ползун пройдет через крайнее нижнее положение и процесс вы­
тяжки закончится, прижимное кольцо поднимется вслед за матрицей под
действием сжатого воздуха, давящего на поршни подушки. Выталкивание
изделия из матрицы производится при помощи выталкивателя 7 и планки 5,
движение которой во время обратного хода ползуна вверх ограничено ре­
гулируемыми упорами 4.
В многокривошипных листоштамповочных прессах помимо пневматических
применяют гидропневматические подушки и подушки с удерживателями (рис. 1.5).
Особенностью конструкции, приведенной на рис. 1.5, является то, что движущую
силу на подвижной плите создает давление жидкости (масло).
При ходе вниз в процессе деформации плита б подушки стремится вытеснить
масло из полости I в полость П. Однако проходной канал перекрыт клапаном 4, со­
единенным с поршнем 7. Верхняя меньшая площадь поршня находится под давле­
нием масла, перетекающего из полости 11, а нижняя большая - под давлением
сжатого воздуха, которое может быть отрегулировано на создание необходимого
противодавления на плунжере 5 подушки при помощи регулятора давления в сети
воздухопровода. Только тогда, когда будет достигнуто противодавление при ходе
вниз, масло преодолеет сопротивление запирающего поршня 7, откроет клапан 4
и, перетекая из рабочей полости цилиндра в полость 77 и далее в масляный бак 7,
опустит плиту подушки. При этом сила прижима
на прижимном кольце штампа в течение всего
рабочего хода будет постоянна.
В момент окончания рабочего хода, когда
ползун начнет ход вверх, сила прижима станет
равной нулю и противодавление масла в полос­
ти 7 резко упадет. Поэтому поршень 7 тотчас
поднимет клапан 4 и перекроет проходное се­
чение соединительного канала: плунжер оста­
нется в крайнем нижнем положении.
При определенном положении ведущего
кривошипа в ходе подъема ползуна кулачковый
диск командоаппарата воздействует на конечный
переключатель, управляющий электромагнитом 3.
Движение якоря электромагнита передается зо­
лотнику 2 воздухораспределителя. Подъем зо­
лотника приводит к отсечке пространства под
поршнем от сети сжатого воздуха и соединению
Рис. 1.5. Принципиальная схема его с атмосферой. Тогда под действием масла
гидропневматической подушки с поршень 7 опустится и откроет клапан. Масло из
удерживателем
полости 77 устремится в рабочую полость цилинд-
pN§
24
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
ра и поднимет плиту подушки. Этот ход плиты подушки может быть использован
для выталкивания изделия. Запаздывание хода подушки после окончания рабочего
хода устраняет возможность случайного смятия изделия.
При дальнейшем повороте ведущего кривошипа конечный переключатель
командоаппарата срабатывает еще раз и выключает электромагнит. Сжатый воз­
дух устремляется под поршень 7, закрывая клапан 4, и таким образом пресс ока­
зывается готовым к следующему циклу работы.
Силу подушек, необходимую для прижима заготовки, принимают равной
(0,17...0,25)РНОМ, а для ее выталкивания - (0,07...0,1)РНОМ.
1.5. Вытяжные прессы двойного и тройного действия
Вытяжные прессы двойного и тройного действия предназначены для глубокой
вытяжки полых изделий из листовых материалов. На этих прессах вытяжка - ос­
новная операция, предопределяющая их уст­
ройство. Специальный исполнительный меха­
630
низм, обеспечивающий прижим листа в
процессе деформирования заготовки, должен
быть не привнесенным, а органически связан­
ным с прессом элементом, определяющим
типовое назначение конструкции.
Вытяжные прессы двойного дейст­
вия. В качестве примера рассмотрим прин­
цип действия вытяжного пресса двойного
действия модели К5530, кинематическая
схема которого показана на рис. 1.6. Глав­
ные параметры пресса: номинальное усилие
Р ном на внутреннем и наружном ползунах
соответственно 1 МН и 630 кН; полный ход
Smax ползунов соответственно 400 и 265 мм.
Внутренний (вытяжной) ползун с закреп­
ленным на нем инструментом для осуще­
ствления заданной вытяжки приводят в дви­
жение при помощи обычного аксиального
кривошипно-ползунного механизма. Наруж­
ный (прижимной) ползун с прижимным коль­
цом, приводимый в действие при помощи
плоского восьмизвенного кривошипного ко­
ленно-рычажного механизма II класса, со­
вершает возвратно-поступательное движение
в том же направлении, что и главный полрИс. 1.6. Кинематическая схема вызун. Распределителем движения и одновретяжного пресса двойного действия
25
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
менно ведущим звеном механизма прижима является концевой кривошип ОК
главного вала, который через шатун KL приводит в движение ползушку LMM,
движение которой передается тягами MN, качающими двухплечие рычаги NO, С.
Благодаря этому рычаги колена О, CD распрямляются и ломаются, сообщая воз­
вратно-поступательное движение наружному ползуну.
Циклограмма пресса изображена на рис. 1.7. График движения внутреннего
ползуна (кривая 1) представляет собой синусоидальную кривую. Ход вниз проис­
ходит при повороте главного кривошипа от 180° до 0. Однако использовать пря­
мой ход ползуна можно только тогда, когда наружный ползун опустится вниз и
остановится, удерживая заготовку и препятствуя образованию на ней складок.
Требуемое движение наружного ползуна (кривая 2) обеспечено основными
размерами звеньев механизма и начальным положением (сдвигом) концевого
кривошипа ОК по отношению к главному на некоторый угол (в данном случае
на 150°). Благодаря этому при повороте главного кривошипа на а = 95° ползун
останавливается в крайнем нижнем положении. Внутренний ползун с этого мо­
мента может осуществлять вытяжку. На практике для вытяжки используют не­
сколько меньший ход ползуна, соответствующий оср х = 75...80°.
Выстаивание наружного ползуна продолжается до тех пор, пока внутрен­
ний ползун не поднимется вверх до угла поворота ведущего кривошипа
а = 345°, т. е. продолжается от а ~ 110° до а ~ 330°. Запаздывание отхода на­
ружного ползуна после окончания вытяжки необходимо для того, чтобы обес­
печить съем изделия с верхнего штампа (вытяжного пуансона) или бес­
препятственное выталкивание из нижнего штампа. Обратный ход ползуны
Рис. 1.7. Циклограмма вытяжного пресса двойного действия
26
Глава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
совершают с разными скоростями - наружный движется быстрее и достигает
крайнего верхнего положения раньше, чем внутренний. Сдвиг фазы, характе­
ризуемый углом поворота ведущего кривошипа, при котором наружный пол­
зун приходит в крайнее верхнее положение, называют опережением. Обычно
оно составляет 25... 50°.
Остановка ползунов происходит при незначительном недоходе ведущего
кривошипа до крайнего верхнего положения. При этом наружный ползун, прой­
дя крайнее верхнее положение, опустится на некоторое расстояние вниз.
Количество типовых кинематических цепей для привода механизма прижи­
ма вытяжных прессов двойного действия ограничено (рис. 1.8).
Наиболее простая цепь у четырехзвенного трехкривошипного механизма
(схема а). Выстаивание наружного ползуна у такого механизма отсутствует. По-
Рис. 1.8. Типовые кинематические схемы приводов кривошипных прессов двойного
действия
27
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
этому данную схему применяют только в прессах для неглубокой вытяжки, осу­
ществляемой внутренним ползуном. Действительное назначение наружного пол­
зуна - вырубка заготовки.
Наружный ползун в восьми- и десятизвенном кривошипных коленнорычажных механизмах (схемы б и в на рис. 1.8) находится в крайнем нижнем
положении только при полном распрямлении колена, на котором подвешен пол­
зун. В течение остального времени ползун несколько отходит от крайнего ниж­
него положения. Движение наружного ползуна будет тем больше приближаться
к абсолютному стоянию, чем больше звеньев в схеме механизма прижима. По­
этому, будучи идентичными по структуре, оба типа коленно-рычажных меха­
низмов - восьмизвенный (сдвоенный механизм с ползушкой) и десятизвенный
(строённый механизм с ползушкой) - воссоздают несколько отличающиеся за­
коны движения наружного ползуна. У десятизвенного механизма ползун стоит
внизу несколько дольше по времени при меньшем отходе ползуна от крайнего
нижнего положения. Восьмизвенная схема, обеспечивая выстаивание наружного
ползуна в требуемых пределах, имеет важное конструктивное преимущество компактность - и находит широкое применение в современных однокривошипных прессах закрытого типа с расположением ведущего кривошипа перпенди­
кулярно фронту станины пресса.
Механизмы прижима, приведенные на схемах гид (см. рис. 1.8), относятся к
кривошипно-коленным. Они идентичны по структуре - это восьмизвенные меха­
низмы с приводом от ведущего кривошипа главного исполнительного механизма.
Поэтому необходимы компоновка механизма прижима внутри станины пресса и
выполнение ведущего кривошипа в виде шестерни-эксцентрика. Различие между
схемами связано с расположением осей качания промежуточных рычагов.
Некоторая подвижность прижимного ползуна с рычажным приводом в пе­
риод рабочего хода допустима согласно требованиям, предъявляемым к прижи­
му. В исходном положении между нижней плоскостью кольца, закрепленного на
прижимном ползуне, и верхней плоскостью нижнего штампа устанавливается
зазор. В процессе вытяжки толщина плоского фланца увеличивается, заготовка
соприкасается с кольцом и в результате этого возникает прижимная сила. Она
будет тем больше, чем меньше зазор. При слишком малом зазоре возможен от­
рыв дна у вытягиваемого изделия, при завышенном зазоре на изделии образуют­
ся складки. Оптимальный зазор устанавливают наладкой для штамповки каждо­
го изделия при регулировке положения прижимного ползуна.
Для компенсации положительных отклонений по толщине штампуемого мате­
риала, а также неточностей изготовления инструмента прижим осуществляется че­
рез специальные амортизаторы. По функциональному назначению они относятся к
предохранительным устройствам, поскольку лимитируют нарастание сверх уста­
новленного предела нагрузки, действующей на колено подвески наружного ползу­
на. В качестве эталона в этих устройствах принимают силу упругости пружин
(пружинные амортизаторы) либо давление воздуха (пневматические камеры или
28
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
цилиндры). Расчет амортизаторов ведут по нагрузке, равной (1,1... 1,2) Рном на на­
ружном ползуне.
Для небольших вытяжных прессов специального назначения многозвенность
механизма прижима становится недостатком конструкции. В этом случае воз­
можно применение кулачковых пар, подобных схеме е, приведенной на рис. 1.8.
Однако эксплуатация этих прессов показала, что привод наружного ползуна
с использованием профильных кулачков - не вполне удачное решение, поскольку
они быстро изнашиваются и не обеспечивают равномерный прижим заготовки.
По конструктивным признакам и внешней архитектуре прессы двойного дейст­
вия подобны листоштамповочным прессам простого действия и включают две
группы машин: кривошипные двухстоечные прессы открытого и закрытого типа.
К первой группе относятся трехкривошипные прессы, а также специальные
прессы с кулачковым приводом наружного ползуна. Большинство современных
кривошипных прессов двойного действия - двухстоечные закрытого типа. Они
различаются размерами штампового пространства и соответственно этому коли­
чеством точек подвески ползуна (одно-, двух- и четырехкривошипные прессы).
Основные параметры и размеры однокривошипных прессов закрытого типа с но­
минальными усилиями на внутреннем ползуне Р ном = 630 кН...6,3 МН, а на на­
ружном - (0,62...0,64) Р ном приведены в ГОСТ 7639.
В прессах зарубежных фирм номинальные усилия на внутреннем и наруж­
ном ползунах чаще всего находятся в этих же пределах, однако для большей
универсальности иногда выпускают прессы с Р™*/Р™м = 1.
Основные параметры и размеры двух- и четырехкривошипных прессов рег­
ламентированы ГОСТ 8247 и ГОСТ 16268 соответственно.
Вытяжные прессы тройного действия. Прессы тройного действия предна­
значены для штамповки из листа крупногабаритных изделий сложной формы
с полостями. Для их изготовления необходимо
одновременно осуществлять прямую и обратную
вытяжки. Поэтому потребовался дополнительный
механизм, исполнительный орган которого пере­
мещался бы в направлении, противоположном дви­
жению верхних ползунов.
Принципиальная схема пресса тройного дейст­
вия с двумя независимыми приводами показана на
рис. 1.9. В отличие от прессов двойного действия
в этих прессах привод верхнего вытяжного ползу­
на осуществляется не кривошипно-ползунным, а
кривошипно-коленным механизмом. Это необхо­
димо для того, чтобы, во-первых, обеспечить осо­
бые кинематические свойства (выстой вытяжного
ползуна в крайнем нижнем положении) и, во- р и с . 1.9. Кинематическая схевторых, кривошипно-коленный механизм легко ма пресса тройного действия
29
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
мог быть выведен из состояния распора при остановке ползуна в крайнем ниж­
нем положении. Привод нижнего вытяжного ползуна, остановки которого в
верхнем положении не требуется, осуществляется от обычного кривошипноползунного механизма.
Цикличность работы пресса достигается следующим образом. После вклю­
чения муфты главного привода сначала производится опережающее движение и
остановка прижимного ползуна, а затем начинается ход вниз верхнего вытяжно­
го ползуна. Когда ползун достигает крайнего нижнего положения, специальный
кулачок, воздействуя на конечный выключатель электропневматической систе­
мы управления, выключает муфту, и верхний ползун останавливается. Несколь­
ко ранее автоматически включается муфта привода нижнего ползуна при
помощи выключателя, сблокированного с ходом верхнего вытяжного ползуна.
При обратном ходе вниз нижний ползун включает главный привод, а верхний
вытяжной ползун после выстаивания начинает обратный ход вверх. Выстаива­
ние прижимного ползуна длится несколько дольше и необходимо для обеспече­
ния съема изделия с вытяжного пуансона.
При подходе всех трех ползунов к своим исходным положениям происхо­
дит отключение муфт главного и нижнего приводов и их остановка. Для сле­
дующего рабочего хода необходимо повторное включение пресса.
1.6. Прессы тройного действия для чистовой вырубки
Многие детали машин и приборов с точностью размеров по наружному кон­
туру и отверстий соответствующих 6...9 квалитетам изготовляют вырубкой
на универсальных кривошипных прессах с последующими зачисткой и фрезерова­
нием или профильным шлифованием. Более эффективен технологический про­
цесс чистовой вырубки, осуществляемый на прессах тройного действия.
Высококачественная поверхность среза в этом случае обеспечивается
созданием в зоне деформирования всестороннего неравномерного сжатия.
Последовательность воздействия инструмента на заготовку, определяющую
цикличность процесса чистовой вырубки, состоит в следующем. В начале
процесса (рис. 1.10, а) в заготовку 6 эквидистантно линии среза на близ­
ком от нее расстоянии вдавливают ребро (клин) прижимного кольца пли­
ты 5, закрепленной на столе 3; контрпуансон 7 подпора (он же
выталкиватель) расположен на уровне режущей кромки матрицы 8, под­
держивая заготовку. В результате вблизи области реза в заготовке осуще­
ствляется неравномерное всестороннее сжатие. Затем следует рабочий ход
вырубного пуансона 4, расположенного на ползуне 2, соединенном с ис­
полнительным механизмом 7, - собственно вырубка (рис. 1.10, б). При
этом вырубленная деталь опускается ниже режущей кромки матрицы. После
отхода в крайние положения вырубного пуансона 4 и плиты 5 с прижим­
ным ребром контрпуансон 7 совершает ход и шток 9 поршня цилиндра 10
30
Глава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Рис. 1.10. Последовательность воздействия инструмента на заготовку при чистовой
вырубке на прессе тройного действия:
а - внедрение клиновидного ребра; б - вырубка; в - удаление заготовки
выталкивает изготовленную деталь из матрицы (рис. 1.10, в). Тотчас авто­
матически включается сопло сдува и струя воздуха удаляет деталь из рабочего
пространства пресса, а полосу или ленту исходного металла подает механизм
подачи на исходную позицию для выполнения следующей операции.
Поскольку кривошипный коленно-рычажный привод наружного ползуна не
обеспечивает полного выстаивания прижимного инструмента (см. § 1.5), приме­
нение его в прессе для чистовой вырубки не гарантирует постоянства силы на
прижимном ребре, что ухудшает качество среза. Поэтому привод прижима в
прессе для чистовой вырубки выполняют гидравлическим, постоянство давле­
ния в котором поддерживается путем вытеснения жидкости из полости цилинд­
ра в аккумулятор по аналогии с гидропневматической подушкой (см. § 1.4).
Такой же привод применяют и для перемещения контрпуансона. Преимущество
гидравлического привода - широкий диапазон регулирования силы прижима и
сопротивления со стороны контрпуансона.
Для успешного осуществления чистовой вырубки необходимо строго вы­
держивать скоростные условия деформирования. Во-первых, скорость движе­
ния инструмента должна соответствовать оптимальному механическому
31
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
режиму вырубки в зависимости от твердости и толщины материала, а также
сложности контура детали. Например, вырубка из стали 20 толщиной 2 мм ус­
пешно протекает при скорости пуансона 10 мм/с, а из стали 50 - при скорости
пуансона 6 мм/с. Значит, привод пресса должен допускать регулирование чис­
ла ходов ползуна. Во-вторых, скорость пуансона должна быть постоянной
в течение всего процесса вырубки.
По конструктивным признакам кривошипные прессы тройного действия для
чистовой вырубки относят к закрытому типу с нижним приводом. Ползун при
рабочем ходе движется снизу вверх в роликовых направляющих станины. Глав­
ный привод пресса осуществляется от электродвигателя, допускающего бессту­
пенчатую регулировку частоты вращения ведущего кривошипа и, следова­
тельно, числа ходов ползуна.
В качестве главного размерного параметра для кривошипных прессов трой­
ного действия при чистовой вырубке принимают суммарное номинальное уси­
лие Р ном на ползуне, определяемое условием
Р
*
>Р
НОМ —
х
+Р
ВЬф
х
+Р ,
Пр
х
КП ?
где Рвыр - сила, необходимая для вырубки; Р пр - сила прижима; Р кп - сила, дей­
ствующая со стороны контрпуансона.
Как правило, Рвыр = 0,6РНОМ, Рпр = 0,15РНОМ, Ркп = 0,25РНОМ. Чтобы точно знать,
какая сила допустима для проведения вырубки на данном прессе, в его характеР
Р
1
ВЬф
ристике указывают отношение
- , например
ном
ВЬф
А
л /гтт
- = — МН.
Ном
'
В мировой практике кривошипные прессы тройного действия для чистовой
вырубки выпускают с Рном =
кН... — МН при числе ходов ползуна от 35...90
до 14... 18 в минуту.
Кривошипные прессы тройного действия для чистовой вырубки очень
дорогие и должны работать с максимальной производительностью. Для это­
го они должны иметь высокоточную шаговую подачу и работать в автома­
тическом режиме.
1.7. Листоштамповочные прессы-автоматы
По типовым признакам технологии прессы-автоматы подразделяют на уни­
версальные и специальные. Универсальные прессы-автоматы предназначены для
производства изделий широкой номенклатуры с применением разнородных опе­
раций раздельно или в определенной последовательности, специальные - для из­
готовления изделий заданной формы, например вытяжные для выпуска платяных
кнопок, стопорных колец и т.п.
32
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
По особенностям конструктивного устройства универсальные прессы-ав­
томаты включают четыре группы машин: с нижним приводом, с верхним приво­
дом, с самоподачей материала и дыропробивные с программным управлением.
Листоштамповочные прессы-автоматы с нижним приводом. Такие прессы
(ГОСТ 10739) применяют для штамповки из полосы или ленты в штампах после­
довательного действия с межоперационной передачей через рабочую зону при
помощи двусторонней валковой подачи.
Конструкция станины состоит из основания, стоек с подшипниками для ве­
дущего одноколенчатого вала 3 и стола (рис. 1.11). Ползун 5 главного исполни­
тельного механизма передвигается в направляющих стоек и жестко соединен
четырьмя колонками 2 с верхней траверсой 7. Благодаря расположенным в столе
направляющим втулкам, по которым движутся колонки, и стойкам ползуна
обеспечивается высокая точность движения траверсы с закрепленным инстру­
ментом. Высоту штампового пространства регулируют при помощи винта шату­
на 4. Для балансировки пресса подвижные части главного механизма поддер­
живают пневматические или пружинные уравновешиватели.
Рис. 1.11. Схема пресса-автомата с нижним приводом
33
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Подача приводится в действие кулисно-реечным механизмом от шипа экс­
центриковой шайбы на ведущем валу. Для рубки отходов имеются ножницы
с приводом от верхней траверсы или от ведущего вала.
Современные модели прессов оборудованы многоскоростными электродви­
гателями и двухступенчатыми шестеренными редукторами, что обеспечивает до
шести скоростей движения ползуна. Между электродвигателем и маховиком ре­
комендуют клиноременную передачу. Новые прессы даже малых моделей вы­
пускают с управляемыми фрикционными муфтами. Прессы-автоматы с нижним
приводом выпускают с Риом до 4 МН.
Листоштамповочные прессы-автоматы с верхним приводом. Фор­
мально любой универсальный пресс с верхним приводом, оборудованный со­
ответствующими механизмами подач, может быть отнесен к структурной
группе прессов-автоматов. Например, однопозиционные прессы патронногильзового производства, являющиеся по особенностям устройства прессами
простого действия и оборудованные револьверными подачами, работают в ка­
честве прессов-автоматов.
Массовость производства подшипников и многооперационный характер
штамповки для них деталей из листа, особенно фасонных колец сепараторов,
послужили толчком к созданию специализированных прессов с автоматическим
циклом работы - многопозиционных прессов-автоматов.
Необходимость установки нескольких штампов в заданной последователь­
ности, автоматическая подача исходной заготовки, ее межоперационная транс­
портировка, удаление отходов, точность и быстрота наладки инструмента
раздельно по операциям предопределили конструктивные особенности многопо­
зиционных прессов-автоматов:
1) удлиненная по фронту станина и главный ползун с соответствующими
габаритными размерами, позволяющими установку от 6 до 14 штампов;
2) приспособления в главном ползуне для раздельного крепления верхних
подвижных частей штампов с индивидуальной регулировкой закрытой высоты
по позициям;
3) как правило, два раздельных механизма подачи: для исходного металла
и для межоперационной транспортировки (грейферного типа, клещевой, реже
валковый);
4) прижимные устройства в столе пресса для выполнения вытяжки на от­
дельных позициях;
5) верхние и нижние выталкиватели, причем для выталкивания снизу ис­
пользуют прижимные устройства;
6) ножницы для разрезки отходов.
Принципиальная схема транспортирующих механизмов 14-позиционного
пресса изображена на рис. 1.12. В период холостого хода главного ползуна
при а = 90° валковая подача В протягивает ленту на позицию вырубки,
34
Глава
О
1. Типовые конструкции кривошипных прессов
1 2 3 4
Позиции обработки
5 6 7 8 9 10 11 12 13 14
//
Рис. 1.12. Расположение транспортирующих механизмов на
пресс-автомате с верхним приводом
осуществляемую боковым ползуном. Далее специальный шиберный меха­
низм Ш выносит вырубленную заготовку (позиция 0) к захватам грейфер­
ной межоперационной подачи Г. Позиции 1-3, 10-14 - холостые, и
обработка производится в позициях 4-9.
Грейфер состоит из двух продольных планок с двусторонними лапкамизахватами. Планки грейфера от индивидуального привода (механический от
электродвигателей, гидравлический) или от главного привода пресса совершают
продольное и поперечное возвратно-поступательное движение.
При обратном холостом ходе главного ползуна после выдержки в раскрытом
положении срабатывает механизм поперечного перемещения планок и грейфер
закрывается. При этом лапки захватывают обрабатываемые заготовки.
Механизм продольного перемещения планок после выстаивания переносит
заготовки на шаг подачи с предыдущей позиции на последующую. В период ра­
бочего хода грейфер в раскрытом состоянии начинает холостой ход в исходное
положение (цикл работы грейфера завершен). Шаг подачи грейфера является
неизменным для каждого типоразмера пресса, так как определяется межосевым
расстоянием позиций штамповки. Зев между лапками регулируют при помощи
установочных винтов.
Ленточным транспортером У7(см. рис. 1.12) отштампованную деталь удаля­
ют из рабочей зоны пресса.
Согласно ГОСТ 8260, многопозиционные прессы-автоматы изготовляют с
Рном = 100 кН...Ю МН. Число позиций у стандартных прессов изменяется от 6
до 12. В мировой практике многопозиционные прессы, составленные из не­
скольких модульных блоков, выпускают с Р ном ДО 40 МН и допускают штампов­
ку изделий до 1000 мм в поперечных размерах при толщине листа до 6 мм.
35
Раздел
1. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Современные многопозиционные прессы-автоматы по своей универсальности
применяют в производстве разнообразной продукции: подшипников, электричес­
ких машин и аппаратов, автомобилей и т. п. Стоимость многопозиционных прес­
сов-автоматов в связи с их усложненной конструкцией значительно выше анало­
гичных прессов простого действия. Однако в массовом и крупносерийном
производстве многопозиционные прессы-автоматы экономически весьма эффек­
тивны и быстро окупаются, так как, заменяя несколько прессов, позволяют вы­
свободить значительные производственные площади, снизить эксплуатационные
расходы и уменьшить число рабочих, занятых на их обслуживании.
Листоштамповочные прессы-автоматы с самоподачей материала. Боль­
шое количество мелких изделий можно штамповать на небольших по номиналь­
ному усилию прессах с любыми достижимыми скоростями, так как технология
не ставит каких-либо требований на этот счет. Однако инерционность подаю­
щих механизмов обычных типов препятствует резкому увеличению числа ходов
пресса. Особое место занимают прессы-автоматы с самоподачей материала, по­
зволяющие работать с числом ходов до 3000 в минуту.
Дыропробивные прессы с программным управлением. В авиакосмичес­
ких летательных аппаратах, радиоустройствах, приборах и установках систем
управления для монтажных работ широко используют металлические и неме­
таллические панели с множеством отверстий. Эти отверстия в зависимости от
характера производства можно получить различными способами. В массовом
производстве экономически оправдана одновременная пробивка всех отверстий
многопуансонными штампами на универсальных прессах простого действия с
соответствующими размерами стола. В мелкосерийном производстве это наибо­
лее часто встречающийся случай изготовления панелей - отверстия последова­
тельно пробивают при помощи нормализованных штампов с индивидуальными
для каждого отверстия рабочими частями (пуансоном и матрицей) на специали­
зированных прессах.
Специализированный дыропробивной пресс должен иметь высокую произ­
водительность автомата в сочетании с гибкостью и приспособляемостью уни­
версального оборудования.
Отличительная особенность конструкции таких прессов - наличие ре­
вольверной головки (рис. 1.13), в верхнем 1 и нижнем 2 дисках которой раз­
мещены от 12 до 36 нормализованных штампов. Требуемый по технологии
штамп 5 перемещают на рабочую позицию главного ползуна 4 пресса пово­
ротом головки на заданный угол. Привод поворота головки состоит из сдво­
енной цепной передачи, звездочки 3 которой укреплены на валу головки,
а также червячного редуктора. Остановка головки происходит после того,
как будет обеспечено соосное расположение штампа и ползуна со строгой
фиксацией дисков при помощи пневматических штырей 12. Затем кривошипно-ползунный механизм совершает рабочий ход и пуансон пробивает отверс­
тие в листовой заготовке 6.
36
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Рис. 1.13. Принципиальная схема дыропробивного пресса с программным
управлением
Заготовку перемещают две каретки: главная 11 для переноса в направлении,
перпендикулярном фронту пресса, и транспортирующая 8, передвигающаяся по
главной каретке, для переноса вдоль фронта пресса. На транспортирующей ка­
ретке установлены механические (или пневматические) клещевые зажимы 7 для
захвата заготовки. Индивидуальный привод кареток - от ходовых винтов или
реечный, как показано на рис. 1.13. Различие в схемах привода состоит в том,
что рейка 10 неподвижно укреплена на станине пресса, а электродвигатель с пе­
редачей и реечной шестерней закреплены на главной каретке и вместе с ней пе­
редвигаются; на транспортирующей каретке укреплена рейка 9, а электродви­
гатель с передачей и реечной шестерней закреплены на главной каретке и
неподвижны относительно транспортирующей.
Перемещение заготовки по двум координатам и поворот револьверной го­
ловки с взаимной установкой на рабочей позиции осуществляются их привода­
ми по командам системы программного управления.
Основное достоинство системы программного управления дыропробивными
прессами - возможность быстрого перехода от изготовления панели одного ви­
да к панели другого вида. В мировой практике дыропробивные прессы с про­
граммным управлением выпускают с номинальными усилиями до 1,6 МН. На
них можно обрабатывать панели размерами до ЗОООх 1500х 10 мм.
37
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
1.8. Общие тенденции в развитии
листоштамповочных прессов
В развитии листоштамповочных прессов проявляются такие общие тенден­
ции, как снижение их высоты, повышение быстроходности, унификация узлов
и агрегатирование, механизация и автоматизация штамповки.
Для промышленности необходимы все более мощные прессы с увеличенным
ходом главного ползуна при относительно малом числе ходов в единицу времени.
Это приводит к возрастанию габаритных размеров машин в плане, особенно по
высоте. Пролеты зданий цехов для установки подобных прессов приходится де­
лать высокими, а так как в них устанавливают еще и прессы с меньшими габарит­
ными размерами, то полезный объем производственных помещений используется
нерационально и средства расходуются впустую.
Прессы с верхним приводом имеют и другие недостатки. Высоко располо­
женный центр тяжести обусловливает их недостаточную устойчивость и вибра­
цию в период рабочего хода и при включении муфты. Срабатывание золотников
с выпуском сжатого воздуха из муфты и тормозов, вращение элементов привода
усиливают шум в цехе.
Еще недавно преимущества прессов с нижним приводом казались весьма
проблематичными: при индивидуальной установке сложность и объем фундамен­
та часто заставляли отказываться от их использования. Строительство зданий
прессовых цехов с цокольными этажами способствовало выпуску листоштампо­
вочных прессов с нижним приводом простого и двойного действия. Появились
мощные многопозиционные прессы-автоматы с нижним приводом.
Привод такого пресса полностью размещен под столом в помещении цо­
кольного этажа. Ведущие кривошипы современных прессов оформлены в виде
шестерен-эксцентриков. Шатуны во время рабочего хода тянут ползун и рабо­
тают на растяжение, разгружая станину. Ползун пресса имеет усиленные боко­
вые направляющие. Вынужденное расположение шатунов в стойках пресса
несколько увеличивает его размер по фронту.
По общей высоте прессы одинакового назначения с верхним и нижним при­
водом примерно равны. Но высота над уровнем пола прессов с верхним приво­
дом составляет 0,7...0,75, а с нижним - 0,5 от общей их высоты. Благодаря
этому производственные пролеты цехов, в которых устанавливают мощные
прессы с нижним приводом, могут быть уменьшены на 2...4 м.
Для малых прессов универсального назначения технологически допустимо лю­
бое сокращение длительности цикла одного двойного хода, включая рабочий. Оп­
ределяющим фактором является работоспособность механизмов подачи исходной
заготовки и ее межоперационной транспортировки. Поэтому повышение быстро­
ходности этих прессов связано с использованием скоростных электродвигателей и
привода с уменьшенным передаточным отношением. Быстроходность крупных
прессов можно повысить только путем сокращения длительности холостых пробе­
гов в цикле двойного хода при неизменной длительности рабочего хода.
38
Глава
1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Раздельные скорости движения механизмов пресса в периоды холостого
пробега и рабочего хода достигаются при помощи конструктивных изменений в
приводе, например при использовании приводов со специальными муфтами или
сдвоенных.
В приводе со специальными муфтами применяют двухскоростные фрикци­
онные со встроенной планетарной передачей или электромагнитные муфты.
Принципиальное устройство блока приемного вала с двухскоростной муфтой
первого типа показано на рис. 1.14.
При включении муфты для осуществления прямого холостого хода главного
исполнительного механизма сжатый воздух через электрозолотник подается на
диафрагму муфты 77, сцепляя кольцевую шестерню с маховиком и устраняя тем
самым относительное прокручивание кольцевой и солнечной шестерен. В результа­
те сателлиты, выполняя функции соединяющего звена в шлицевом соединении, пе­
редают вращение маховика через водило на приемный вал без изменения угловой
скорости. При подходе к обрабатываемой заготовке конечный выключатель командоаппарата через электрозолотник отсекает подачу воздуха к муфте 77 и подает его
на диафрагму муфты 5 замедленного хода, останавливая кольцевую шестерню.
Движение от маховика на приемный вал подается через солнечную шестерню и са­
теллиты с уменьшением угловой скорости пропорционально передаточному числу
планетарного редуктора. После совершения рабочего хода командоаппарат вновь
включает муфту ускоренного хода и механизм пресса с возросшей скоростью воз­
вращается в крайнее верхнее (нижнее) положение. После соответствующей коман­
ды выключается муфта 77, срабатывает тормоз 7 и пресс останавливается.
Рис. 1.14. Схема двухскоростной муфты со встроенной
планетарной передачей:
I - тормоз; 2 - маховик; 3 - солнечная шестерня; 4 - сател­
литы; 5 - муфта замедленного хода; 6 - неподвижный корпус
муфты замедленного хода; 7 - внешняя кольцевая шестерня;
8 - водило; 9 - малая шестерня привода; 10 - приемный вал;
II - муфта ускоренного хода
39
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
В промышленности применяют и другие схемы
двухскоростных муфт с планетарным редуктором.
Однако все они имеют общий недостаток: повы­
шенный износ фрикционных элементов, особенно
муфты ускоренного хода, включение которой про­
исходит дважды в течение одного двойного хода.
Угловая скорость вращения в электромагнит­
ных муфтах изменяется в результате управляемого
скольжения ведомых частей относительно веду­
щих. Варьируя электромагнитные поля, индуци­
руемые в муфте и тормозе, проскальзывание дово­
дят до 50 % угловой скорости холостого хода.
Недостаток муфты - непроизводительные потери
энергии при торможении маховых масс.
В сдвоенных приводах (рис. 1.15) на прием­
ном валу устанавливают две раздельные муфтыРис. 1.15. Схема сдвоенного маховики. Угловые скорости в приводе изменяютпривода с муфтами-махови- ся в результате попеременного включения муфт,
ками
сцепляющих ветви привода с большим или мень­
шим передаточным отношением.
Основанное на типизации агрегатирование состоит в том, что на базе одной
модели машины или нескольких взаимосвязанных групп ее узлов составляют
ряд типоразмеров или модификаций прессов. Агрегатные конструкции компо­
нуют из унифицированных узлов, собираемых и испытываемых до общего мон­
тажа машины и обеспечивающих монтажную сборку простым скреплением с
базовыми деталями или узлами.
Особый интерес представляют агрегатные конструкции многопозиционных
прессов из отдельных блоков-секций с заданными параметрами. Они позволяют
компоновать агрегат в соответствии с технологическими требованиями: на пер­
вых позициях, как правило, требуются большие рабочие силы при относительно
малом ходе, тогда как на последних - небольшие силы при значительном ходе
ползуна. Указанной схеме штамповки удовлетворяет 15-позиционный пресс из
трех блоков с соотношением номинальных усилий 1:0,85:0,50 и следующим
назначением позиций (рис. 1.16): 1 - загрузочная; 2, 5,8,9 - холостые; 3, 4, 6, 7,
10, 11-14 - рабочие; 15 - разгрузочная.
Изготовление прессов сборкой из унифицированных узлов или блоков дает
положительный экономический эффект, так как даже при малом выпуске прес­
сов данного размера их детали и узлы можно выпускать сравнительно крупными
сериями. Это, во-первых, позволит повысить производительность труда на прессостроительных заводах, и, во-вторых, несмотря на утяжеление меньших по
мощности прессов по сравнению с базовой моделью, в целом на изготовлениие
всей серии потребуется значительно меньшее количество материалов.
1
• т
40
1
Гл аеа 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
ГЪ1%оЛ1г^^
1
2
3 4
5
-&—•эПозиции обработки
б 7 8 9 10 11 12 13 14 15
Рис. 1.16. Схема агрегатной конструкции многопозиционных прессов
В результате широкого внедрения механизации и автоматизации штамповки
повышается производственная мощность прессовых цехов без дополнительного
капитального строительства; улучшаются условия, безопасность работы и другие
показатели, определяющие рентабельность производства. К настоящему времени
достигнут высокий уровень, особенно в части разработки подач и приспособлений
для одно- и многопозиционной штамповки малогабаритных изделий.
Главным направлением в механизации и автоматизации средне- и крупнога­
баритной штамповки из листа является создание поточных линий трех типов: из
частично механизированных прессов, полуавтоматических и автоматических
поточных линий.
Поточные линии первого типа существуют в прессовых цехах автозаводов
сравнительно давно. В последние годы для выполнения отдельных транспортных
операций при штамповке на таких линиях стали применять устройства для удале­
ния изделий и полуфабрикатов из рабочей зоны: различного рода пневматические
или механические сбрасыватели, качающиеся и поступательно движущиеся «ме­
ханические руки», листоукладчики на первую позицию, роботы и др.
В линиях второго типа степень механизации вспомогательных приемов тру­
да достаточно высока. Однако движения механизмов не синхронизированы, по­
этому некоторыми особо сложными управляет человек. На линии средних
прессов необходимо выполнять ряд операций вручную, например загрузку меж­
операционных бункеров.
41
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
В линиях третьего типа автоматизированы все транспортные операции и про­
цессы управления. Перспективны автоматические линии с так называемым мо­
дульным расположением прессов на расстояниях между отдельными машинами,
кратных ходу общего транспортного механизма.
Механизм межоперационной транспортировки при этом грейферный, одна­
ко его базовые поверхности располагаются не на станинах, а на отдельных опо­
рах между прессами. Поскольку работа прессов синхронизирована, время
обратного холостого хода ползунов используют для передачи деталей с преды­
дущего пресса на последующий. Несущие части грейфера выполняют в виде
унифицированных секций с длиной, равной или кратной шагу линии. При изме­
нении технологии штамповки одни секции заменяют другими, обеспечивая тем
самым универсальность линии.
В конструкции прессов в составе таких линий внесены некоторые измене­
ния. Для обеспечения быстрой смены инструмента подштамповые плиты изго­
тавливают двухместными и выкатными с собственным приводом.
1.9. Гибочные прессы и автоматы
В эту технологическую группу, предназначенную для выполнения гибочных
операций, включены листогибочные и горизонтально-гибочные машины, а так­
же универсально-гибочные прессы-автоматы.
Листогибочные прессы используют для изготовления деталей гибкой из
листового и полосового металла в серийном производстве, поскольку они более
экономичны по сравнению со специализированными профилировочными прес­
сами. Их успешно применяют для пробивки отверстий, гофрирования и др.
Листогибочные прессы с номинальным усилием до 5 МН выполняют в виде
вертикальных двухкривошипных двухстоечных прессов открытого типа с длин­
ным и узким ползуном. Стойки изготовляют из стального литья или сварными из
стальных плит. Ползун подвешен на двух шатунах, имеющих независимое регу­
лирование, что позволяет установить его в наклонном положении. Современные
листогибочные прессы имеют пневматические уравновешиватели, фрикционные
муфты включения в блоке с дисковыми тормозами и электропневматические сис­
темы управления с кнопочным или педальным включением. Как правило, прессы
не приспособлены для установки прижимных подушек и выталкивателей.
Горизонтально-гибочные машины предназначены для горячей, реже холод­
ной гибки в одноручьевых или многоручьевых штампах из сортового проката; кро­
ме того, их можно использовать для просечных, отрезных и других операций.
По технологическим условиям горизонтально-гибочные машины должны
иметь пониженную скорость движения ползуна в период растянутого во времени
рабочего хода. У существующих моделей прессов с Рном = 100 кН...5 МН число
ходов составляет от 6 до 20 в минуту. Для обеспечения этого требования необ­
ходим многоступенчатый привод. В результате прессы даже с малым номиналь42
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
ным усилием весьма громоздки. Недостатки горизонтально-гибочных машин:
нерегулируемый привод и невозможность выстоя ползуна в крайнем переднем
положении, что необходимо для четкого оформления поковки.
В последние годы все чаще проявляется тенденция изготавливать тихоход­
ные горизонтально-гибочные машины с Рноы > 500 кН с индивидуальным гид­
равлическим приводом. Только небольшие быстроходные машины, позволяю­
щие штамповать поковки из мелких и тонких быстроостывающих заготовок,
следует выполнять с кривошипным приводом.
Горизонтально-гибочные машины имеют открытую станину, открытый од­
но- или двусторонний привод от кривошипов больших колес, небольшие по вы­
соте, но удлиненные по фронту ползуны. Такая форма позволяет проводить
гибку заготовок увеличенной длины. Горизонтально-гибочные машины обору­
дуют фрикционными муфтами.
Универсально-гибочные прессы-автоматы предназначены для изготов­
ления гибкой, неглубокой вытяжкой, вырубкой и пробивкой различных деталей
из ленты, они могут быть также использованы для гибочно-отрезных операций
при штамповке из проволоки.
1.10. Кривошипные горячештамповочные прессы
Кривошипные горячештамповочные прессы предназначены для выполне­
ния различных технологических процессов горячей объемной штамповки (в
открытых и закрытых штампах) и горячего прессования поковок из сортового
проката. В зависимости от конструктивного устройства, параметров и техно­
логического назначения КГШП подразделяют на универсальные прессы простого
действия для горячего прессования, прессы двойного действия и прессы для
штамповки низких поковок.
Основные параметры и размеры универсальных прессов простого действия
с номинальным усилием от 6,3 до 63 МН при ходе ползуна 5'тах = 200...460 мм
и числе ходов от 40 до 90 в минуту регламентированы ГОСТ 6809. На машино­
строительных заводах изготавливают и более мощные КГШП с Рном до 160 МН.
КГШП представляют собой вертикальные двухстоечные однокривошипные закрытые прессы с открытым и закрытым приводом.
Особенности КГШП состоят в следующем: жесткая конструкция главных
узлов и пресса в целом, усиленные направляющие ползуна, увеличенное число
ходов ползуна.
В последние годы широкое распространение получили конструкции ста­
нин двух типов:
1) неразъемная цельносварная конструкция из плит в прессах с Рном < 25 МН;
2) сварно-литая конструкция из литых основания и верхней траверсы, жестко
соединенных сварными швами со стальными стойками из толстых листов (за­
мыкание рамы обеспечивают стяжные болты) в прессах с РИ0М > 25 МН.
43
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Чтобы избежать прогиба основания, его делают массивным. Для большей
устойчивости нижняя часть основания имеет уширенную опору. Опыт эксплуа­
тации КГШП показал, что конструкция станины второго типа гарантирует жест­
кость, необходимую по технологическим условиям.
Главные исполнительные механизмы КГШП могут быть кривошипно-ползунными, кривошипно-кулисными или кривошипно-клиновыми. Первая схема
механизма находит самое широкое применение в отечественных и зарубежных
моделях прессов.
Жесткость традиционного кривошипно-ползунного механизма обеспечена
одним из следующих способов: эксцентриковым валом (см. § 5.3), коротким без
регулировки длины шатуном или массивным ползуном с двойным направлением призмы собственно ползуна в основных направляющих станины и салазок хоботообразного прилива в дополнительных направляющих в верхней части стани­
ны. Дополнительное направление при помощи салазок способствует уменьше­
нию перекосов ползуна при эксцентричной нагрузке, повышая тем самым
точность штамповки.
КГШП долго не находили широкого применения в связи с трудностью
выведения пресса из заклиненного состояния - стопора. Это состояние воз­
никает в момент прохождения кривошипа в зоне «мертвого трения» при пе­
регрузке привода по расходу энергии, вызванному, как правило, резким
повышением сопротивления деформированию (захоложенная заготовка; пре­
увеличенный объем металла, уложенного в штамп). В результате угловая
скорость маховика падает до нуля, и ползун останавливается около крайнего
нижнего положения.
Если сила заклинивания невелика или остановка ползуна произошла с недо­
ходом до угла «мертвого трения», то пресс относительно легко выводят из со­
стояния стопора реверсированием вращения маховика и пуском ползуна на
обратный ход. Однако наблюдаются случаи резкого заклинивания, когда ползун
останавливается в непосредственной близости от крайнего нижнего положения.
При этом сила заклинивания может быть очень большой Рзакл ~ 2РН0М и значи­
тельно превышать силу нормальной затяжки Рзат = (1,2... 1,3) Рном.
О том, как соотносятся упругие силы в прессе при заклинивании, дает пред­
ставление совместная диаграмма P=f(Al) для предварительно затянутого со­
единения деталь (станина) - болт, в котором внешнюю нагрузку создает сила
деформирования РD на ползуне кривошипно-ползунного механизма. Эта диа­
грамма изображена на рис. 1.17, где прямая 1 - зависимость Рх = с,А/ для
болтов; 2 - Р2 = с2А1 для станины; 3 - Р3 = с3А1 для кривошипно-ползунного
механизма; сх-с3 - коэффициенты жесткости; А/-упругая деформация пресса.
При резком заклинивании привод должен иметь такой большой запас энер­
гии, чтобы преодолеть упругое сопротивление элементов конструкции в усло­
виях очень малого КПД кривошипно-ползунного механизма (г| < 1 %).
44
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Рис. 1.17. Диаграмма упругого взаимодействия сил при
резком заклинивании кривошипно-ползунного механиз­
ма (Азат - первоначальная разница между длиной ста­
нины и болта; А ь А2, А3 - соответственно деформации
болта, станины и кривошипно-ползунного механизма)
Этого запаса энергии в приводе нет, поэтому реверсированием вращения ма­
ховика вывести пресс из состояния стопора не удается. Предварительно необ­
ходимо снизить упругую напряженность конструкции пресса так, чтобы сила
на стяжных болтах PpacKJl^P3aT- Согласно рис. 1.17, для этого упругая дефор­
мация болтов должна быть уменьшена на величину Ах. Поэтому КГШП долж­
ны иметь в структуре устройства, которые уменьшали бы упругую
деформацию болтов: гидравлические гайки, оси-эксцентрики в соединении
шатуна с ползуном, клиновые столы.
Наиболее эффективными для расклинивания КГШП в настоящее время счи­
тают гидравлические гайки стяжных болтов станины. Эти гайки делают состав­
ными (рис. 1.18). Нижняя опорная часть 3 - гидравлический цилиндр, а верхняя 1
с резьбой - плунжер. При заклинивании пресса в полость под плунжером зака­
чивают масло высокого давления (до 100 МПа). В результате гайка-плунжер
растягивает болт, освобождая прокладки 2, толщина которых соответствует Азат.
Затем давление сбрасывают и пуском ползуна на обратный ход расклинивают
пресс. Пресс полностью разгружается: Р]=Р2 = Р3 = 0. После этого вновь зака­
чивают жидкость высокого давления, закладывают в образовавшийся зазор меж­
ду половинками гайки прокладку толщиной Азат и тем самым создают затяжку
болтов силой Р з а т .
Поворот эксцентриковой втулки на пальце-валике малой головки шатуна
позволяет изменять его длину, смещая ось пальца относительно оси эксцентрика
главного вала. Укорачивая или удлиняя шатун, регулируют закрытую высоту
45
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 1.18. Устройство для вывода станины пресса из состо­
яния заклинивания:
1 - верхняя гайка; 2 - прокладка; 3 - нижняя опорная гайка
штампового пространства (похожее устройство будет рассмотрено в § 5.3). Но
это устройство можно использовать и для выведения КГШП из стопора. При
подъеме ползуна упругая деформация пресса уменьшается настолько, что ре­
версированием вращения маховика послед­
ний легко расклинивается. В связи со слож­
ностью конструкции это устройство приме­
няют редко.
Вывод пресса из стопора при помощи
клинового стола - очень трудоемкий процесс, и
машина довольно долго бездействует. Поэтому
клиновой стол используют только для регули­
ровки закрытой высоты.
Клиновой стол представляет собой двухклиновое устройство (рис. 1.19). Основная его
часть - клиновая подушка 3, верхняя плоскость
которой является рабочей. На ней устанавли­
вают штампы, а нижняя наклонная опирается
на станину 7. Подушку поднимают с исполь­
зованием другого клина 2, который переме­
Рис. 1.19. Схема клинового стола:
щают вручную или от электродвигателя по­
1 - наклонная опора станины; 2 - клин,
средством соединения винт - гайка. Опускают
обеспечивающий возможность раз­
подушку ударами кувалды по выступу 4 или
борки; 3 - клиновая подушка; 4 - вы­
с использованием соединения винт - гайка.
ступ подушки
46
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Наклон опорной поверхности основания ос= 14... 16°, а опорной поверхнос­
ти р = 8...12°. При этом необходимо иметь в виду, что с уменьшением угла (3
снижается высота регулирования штампового пространства, а с увеличением а возрастает давление на поперечный клин.
Стоимость КГШП в несколько раз выше по сравнению с паровоздушными
штамповочными молотами, пригодными для производства аналогичных поко­
вок. Эксплуатационные расходы при использовании прессов ниже, но не на­
столько, чтобы привести к положительному экономическому эффекту. Примене­
ние КГШП целесообразно при внедрении прогрессивных технологических
процессов штамповки в закрытых штампах и горячего прессования. Благодаря
этому возможна экономия исходного металла. При штамповке на молотах коэффи­
циент использования металла составляет 40...50%,
а на КГШП - 60...70 %, что значительно снижает
себестоимость продукции.
Помимо устранения перекосов ползуна и сме­
щений рабочих частей инструмента внедрению про­
грессивной штамповки на КГШП способствует так­
же наличие верхних и нижних выталкивателей.
В прессах с Рном до 16 МН применяют вытал­
киватели с различным механическим приводом от
главного механизма. Выталкиватели, схема кото­
рых показана на рис. 1.20, работают следующим
образом. После окончания рабочего хода при дви­
жении ползуна 14 вверх шатун 5 отклоняется от
вертикали влево. По мере этого отклонения рас­
стояние между упором 6 и стержнем 7 сокращает­
ся. Наконец, при некотором угле поворота а упор
начнет отжимать стержень 7 вниз. Последний,
воздействуя на рычаг 8, заставляет верхний вы­
талкиватель 10 совершить требуемое движение и
извлечь застрявшую поковку из рабочей полости
штампа. Возврат рычажной системы происходит
под действием пружины 9, собственно выталкива­
тель отжимается деформируемым металлом при
очередном рабочем ходе.
Привод нижнего выталкивателя осуществля­
ется от кулачка 3 на ведущем эксцентриковом ва­
лу, набегающего на ролик 2 рычага 7, который
тянет составную тягу 4 с регулируемой длиной и
через нее рычаг 12. Кулачная планка рычага 12 рИс. 1.20. Схема выталкиватедавит на рычаг 77, поднимающий нижний вытал- ля с механическим приводом
47
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
киватель 13. Рабочий профиль кулачка 3 смещен по фазе так, чтобы выталкива­
ние поковки происходило после подъема ползуна на некоторую величину. Для
возврата рычажной системы предусмотрена отжимная пружина.
У прессов с номинальным усилием более 16 МН механический привод
нижнего выталкивателя становится неудобным в связи с трудностью регули­
ровки его хода и нетехнологичностью механизма.
Главный привод КГШП осуществляется от индивидуального электродвига­
теля, установленного на специальном кронштейне станины, посредством клиноременной передачи на маховик приемного вала и одностороннюю зубчатую
передачу. Муфта включения - дисковая фрикционная с электропневматическим
управлением - сблокирована с тихоходным зубчатым колесом и установлена
на ведущем эксцентриковом валу. Существующие модели прессов имеют лен­
точный тормоз, но все чаще проявляется тенденция оборудовать прессы диско­
выми тормозами. Сила тяжести подвижных частей кривошипно-ползуиного
механизма сбалансирована смонтированными на верхней траверсе пневматичес­
кими уравновешивателями.
Производственный опыт показывает, что успешная эксплуатация КГШП за­
висит от надежного смазывания трущихся поверхностей: самые незначительные
неисправности в этой системе приводят к частым остановкам ползуна.
Системы электропневматического управления обеспечивают работу оди­
ночными, автоматическими и наладочными ходами.
Помимо универсальных внедрены прессы, специально предназначенные
для выполнения технологических процессов горячего прессования поковок
стержневого типа. Особенности технологии предопределили значения некото­
рых параметров этих машин - увеличенный ход главного ползуна и умень­
шенное число ходов в минуту, повышенная мощность электродвигателя
главного привода, увеличенные ход нижнего выталкивателя, а также размеры
штампового пространства и окон в боковых стойках. Изменение первых трех
параметров связано со значительным возрастанием работы деформации при
прессовании. Для того чтобы вытолкнуть стержневое изделие из штампа, не­
обходим большой ход нижнего выталкивателя. Наконец, последний фактор
обеспечивает возможность размещения средств автоматизации. В целом по
конструкции эти прессы не отличаются от универсальных. Их можно приме­
нять для горячей штамповки с учетом возросших (в среднем на 10... 12%)
энергетических возможностей.
Поскольку стойкость штампа сильно зависит от времени контакта с нагре­
тым металлом заготовки, вполне оправдано стремление увеличить число ходов
КГШП в единицу времени. Однако такое изменение у КГШП с нормальным хо­
дом ползуна приводит к резкому возрастанию динамических нагрузок в приво­
де. Если же увеличение числа ходов пресса сочетать с уменьшением хода
ползуна, то динамические нагрузки не превысят обычных значений и долговеч48
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
ность деталей привода не уменьшится. Такие КГШП
X7 8
910
пригодны для штамповки так называемых низких
поковок вроде рычагов, шатунов и т. п. и, следова­
тельно, являются специализированными.
Поковки сложной конфигурации с отростками,
расположенными в перпендикулярной основной оси
плоскости (например, крестовины) часто штампуют
в открытых штампах на универсальных КГШП, но
расход металла на заусенец при этом очень боль­
шой. Значительной экономии металла можно дос­
тичь при переходе на горячее выдавливание таких
поковок в штампах с разъемными матрицами на
КГШП двойного действия. Такой КГШП должен
иметь дополнительный прижимной ползун, при
помощи которого происходит смыкание матриц в
плоскости отростков.
Механизмы прижима вытяжных прессов двой­
ного действия для этой цели непригодны, они рас­
считаны на привод ползунов с большими размерами
в плане. Поэтому на Воронежском заводе тяжелых Рис. 1.21. Схема механизма
механических прессов был разработан специальный прижима
механизм. На рис. 1.21 видно, что при вращении
главного вала в направлении, указанном стрелкой, внутренний ползун 2 от
кривошипа 11 движется вниз. От плеча 8 шатуна 4 через тягу 7 движение по­
дается на двухплечий рычаг, второе плечо 6 которого распрямляет колено из
звеньев 3 и 5; в результате прижимной (наружный) ползун 1 также перемеща­
ется вниз.
Геометрия механизма прижима рассчитана так, что прижимной ползун 1
совершает опережающее движение вниз и смыкает матрицы раньше, чем нач­
нется процесс прессования заготовки ходом главного ползуна 2. Точно так же,
как и в вытяжном прессе двойного действия, отход прижимного ползуна
запаздывает по сравнению с ходом вверх главного ползуна (см. циклограмму
на рис. 1.7). Оригинальной в схеме является подвеска большой головки 9 звена 5
колена на выступе подшипниковой буксы 10 главного вала.
Как всякий пресс двойного действия, КГШП с разъемными матрицами ха­
рактеризуется двумя номинальными усилиями - выдавливания и прижима.
1.11. Обрезные прессы
Обрезные прессы предназначены для горячей и холодной обрезки зау­
сенцев у поковок после штамповки в открытых штампах, для правки после
горячей обрезки, а также для просечных, вырубных и других операций. Они
49
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
представляют собой вертикальные однокривошипные двухстоечные закры­
тые прессы.
Обрезные прессы устаревших моделей имеют одноколенчатый вал,
расположенный вдоль фронта станины, и открытый привод. В новых моде­
лях ведущий кривошип выполняют в виде шестерни-эксцентрика с осью
вращения, перпендикулярной фронту станины; привод у таких прессов - за­
крытого типа (см. рис. 1.6). Опыт эксплуатации обрезных прессов показал, что
боковой ползун используют крайне редко, поэтому в новых конструкциях он
отсутствует.
Основные параметры и размеры обрезных прессов регламентированы
ГОСТ 10026 как третье исполнение однокривошипных закрытых прессов про­
стого действия с номинальным усилием 1,6...25 МН.
1.12. Чеканочные прессы
и прессы для выдавливания
Чеканочные прессы общего назначения. Эти прессы используют для вы­
полнения различных операций холодной объемной штамповки: плоской чеканки,
калибровки, рельефной штамповки и др. Основные параметры и размеры чека­
ночных кривошипно-коленных прессов с Рном = 630 кН...31,5 МН приведены в
ГОСТ 5384.
По конструктивному оформлению чеканочные прессы относятся к закры­
тым прессам с рамной станиной. Устаревшие конструкции прессов имеют со­
ставную литую станину: стол, стойки и верхнюю траверсу; новые модели малых
и средних размеров - цельносварную станину. У крупных прессов станина
сварная составная и стянутая болтами.
Отличительной особенностью чеканочных прессов является кривошипноколенное исполнение главного механизма, обеспечивающее кинематические и
динамические свойства, которые необходимы для операций с малым рабочим
ходом и весьма значительной деформирующей силой.
Конструктивное устройство кривошипно-коленного механизма и узла регу­
лировки закрытой высоты чеканочного пресса показано на рис. 1.22. Опора 2
верхней призмы 3 удерживается подпружиненными стяжками у верхней травер­
сы станины. Положение опоры регулируют достаточно точно при помощи клина /
с индивидуальным приводом от электродвигателя 5 через червячный редуктор 6.
Подвеску ползуна и фиксацию призм (как верхней, так и нижней 4) проводят
при помощи соединительных планок, проушины которых попарно соединяют
среднюю ось с верхней и нижней осями. Призмы воспринимают нагрузку
только в период рабочего хода и, будучи весьма массивными, обеспечивают
требуемую жесткость главного механизма. Ведущий кривошипный вал изготов­
ляют одноколенчатым или двухколенчатым (прессы с Риш> 10 МН). В первом
50
Рис. 1.22. Конструктивная схема кривошипно-коленного механизма:
/ - клин; 2 - опора; 3 - верхняя призма; 4 - подвеска ползуна; 5 - электродвигатель; 6 - червячный редуктор
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
случае шатун имеет вилчатую форму с малыми головками, охватывающими
выступающие концы средней оси, во втором - в главном механизме устанав­
ливают два шатуна.
Привод чеканочных прессов - открытый от индивидуального электродвига­
теля, у малых и средних прессов - двухступенчатый односторонний; у крупных двух- или трехступенчатый двусторонний. Мощность электродвигателя у чека­
ночных прессов в связи с малым рабочим ходом значительно меньше, чем у КГШП
равного номинала.
Современные модели чеканочных прессов всех размеров оборудуют пнев­
матическими фрикционными дисковыми муфтами, установленными на прием­
ном валу в одном блоке с дисковыми тормозами или
раздельно, причем тормоз тогда выполняют ленточ­
ным. Конструкция чеканочных прессов общего назна­
чения предусматривает возможность установки авто­
матических или полуавтоматических подач.
Прессы для выдавливания. Кривошипно-коленные прессы, похожие по устройству и архитекту­
ре на чеканочные, но с увеличенным ходом, при­
меняют при производстве деталей выдавливанием.
Установлено, что качество стальных изделий (порш­
невых пальцев, шлицевых втулок) улучшается, если
процесс выдавливания производят на прессах с мо­
дифицированным кривошипно-коленным механизмом
по схеме, приведенной на рис. 1.23, а. Согласно этой
схеме, рабочий ход происходит при сгибании коле­
на, когда ползун приближается к крайнему нижнему
положению. Если сравнить кривые хода ползуна для
кривошипного пресса (кривая 1 на рис. 1.23, б),
обычного кривошипно-коленного (кривая 2) и мо­
дифицированного кривошипно-коленного (кривая 3)
механизмов, то легко заметить, что в последнем слу­
чае скорость ползуна у крайнего нижнего положения
очень мала и это способствует улучшению качества
изделий.
Рис. 1.23. Схема криво­
Применение модифицированного кривошипношипного механизма (а)
коленного механизма приводит к существенному
и сравнительные кривые
изменению конструкции пресса. Во-первых, стани­
хода ползунов (б) кри­
на в период рабочего хода оказывается свободной
вошипного (7), криво­
шипно-коленного (2) и от нагрузок: усилие деформации воспринимается
модифицированного кри­ в виде растягивающей силы верхним звеном коле­
на. При уменьшении числа промежуточных деталей
вошипно-коленного (3)
и
их стыков, находящихся под нагрузкой, значипрессов
52
Глава
1. Типовые конструкции кривошипных прессов
тельно увеличивается жесткость пресса и, следовательно, точность штам­
повки. Во-вторых, привод пресса - нижний, и это повышает устойчивость
пресса на фундаменте, уменьшает вибрации, снижает шум в цехе.
Прессы с модифицированным кривошипно-коленным механизмом выпус­
кают с Р ном = 630 кН... 10 МН.
1.13. Горизонтально-ковочные машины
Горизонтально-ковочные машины предназначены для штамповки поковок
типа стержень с головкой, высаживаемой в торец, и поковок с поднутрениями
в одной или двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Особенности штам­
повки таких поковок обусловливают особенности устройства штампов. Штампы
ГКМ в отличие от молотовых и прессовых должны иметь разъемы в двух взаим­
но перпендикулярных плоскостях: во-первых, главный разъем по плоскости
смыкания подвижных частей рабочего инструмента (пуансоны, прошивни), за­
крепленных на главном (высадочном) ползуне и передающих активную на­
грузку от привода, и, во-вторых, разъем по плоскости смыкания подвижной
и неподвижной половин матрицы.
Смыкание с образованием рабочих полостей ручьев и раскрытие матрицы
осуществляются при помощи целевого механизма зажима, на конечном звене
которого - зажимном ползуне - закреплена подвижная половина матрицы; не­
подвижная половина матрицы находится в гнезде станины ГКМ.
Учитывая, что штамповка происходит в условиях ограниченного течения
металла, когда для четкого оформления конфигурации поковки не требуется
создания подпора в виде развернутого заусенца, поглощающего избыток метал­
ла, в штамп ГКМ должна быть задана заготовка с объемом, точно соответст­
вующим объему полости ручья. Это тем более важно, что штамповку на ГКМ
для повышения производительности труда часто ведут не от мерной заготовки, а
от прутка, рассчитанного на несколько поковок. Для того чтобы точно устано­
вить длину заданной заготовки, в машине предусмотрен специальный ограничи­
тель подачи - передний или задний упор.
У большинства ГКМ современных моделей в качестве главного исполнитель­
ного применяют дезаксиальный кривошипно-ползунный механизм. Не обладая
особыми кинематическими свойствами по сравнению с аксиальным механизмом,
применяющимся у машин малых размеров, он способствует лучшему направле­
нию главного ползуна. В редких случаях главный исполнительный механизм вы­
полняют в виде кривошипно-кулисного механизма с прямой кулисой. Достоинство
этой схемы - жесткое направление ползуна, являющегося корпусом кулисы. Вме­
сте с тем изготовление и ремонт машины при этом усложняются.
Горизонтально-ковочные машины с вертикальным разъемом матриц.
В машинах с вертикальным разъемом матриц применяют следующие кинемати53
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 1.24. Кинематические схемы кривошипно-рычажного двухклинного (а),
кривошипного рычажно-коленного (б) и кулачкового ползунно-коленного (в)
механизмов зажима
ческие схемы механизмов зажима: кривошипно-рычажные двухклинные, кри­
вошипные рычажно-коленные, кулачковые ползунно-коленные.
Механизм зажима первого типа (рис. 1.24, а), компактный по своим габа­
ритным размерам, нашел применение в небольших машинах. Механизм работа­
ет следующим образом. Концевой кривошип 1 главного вала за время полного
оборота приводит в качательное движение звено 2 и далее при помощи тяги 4
в возвратно-поступательное движение боковой ползун 3, образующий совместно
с зажимным 5 клиновую пару. Благодаря этому при движении бокового ползуна
вперед зажимный ползун перемещается в направлении смыкания матриц. Для
обратного движения зажимного ползуна служит прямоугольный зуб б, обра­
зующий с ним обратную клиновую пару.
В механизме зажима второго типа (рис. 1.24, б) привод зажимного ползуна 2
осуществляется от высадочного ползуна 1 главного механизма через систему
качающихся рычагов и колено 3.
Зажимный ползун в машинах, выполненных по двум рассмотренным схе­
мам, в течение рабочего хода фактически не стоит на месте в своем крайнем
левом положении: он то приближается к этому положению, то удаляется от
него. Подобное явление на производстве называется «дыханием» зажимного
ползуна. При достаточно большом «дыхании» между матрицами возникает за­
зор, в который может вытечь металл при высадке с образованием продольного
заусенца по длине поковки. Кроме того, вследствие «дыхания» нарушается
правильность сечений полостей ручьев штампа, что приводит к искажению
формы поковки, нарушению характера течения металла и к поломкам инст­
румента.
54
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Десятизвенный механизм, применявшийся в старых моделях машин, имеет
двукратное «дыхание» в течение одного высадочного хода главного ползуна.
При этом колено дважды распрямляется вследствие перехода слева направо
средним шарниром оси движения зажимного ползуна. Длина перехода достигает
10 мм и вызывает образование зазора между матрицами, равного 0,2...0,3 мм,
что совершенно недопустимо.
Наиболее высокая точность движения зажимного ползуна в смысле полно­
го выстаивания в крайнем положении в период рабочего хода главного ползу­
на может быть обеспечена механизмом, в основе которого лежит кинема­
тическая цепь третьего типа (рис. 1.24, в). Особенностью этой цепи является
применение кулачков с профилем, удовлетворяющим требованиям заданного
закона движения.
Лучшим считается привод зажимного механизма от двух кулачков прямого
и обратного ходов. По этому принципу функционируют машины современных
моделей, в том числе отечественные средних и больших размеров. Машины с
одним кулачком, обеспечивающим прямой и обратный ход, почти не вы­
пускают.
Зажимный механизм в этом случае работает следующим образом. Дви­
жение кулачков прямого 2 и обратного 3 ходов, посаженных на главном
валу, через ролики прямого 4 и обратного / ходов передается боковому
ползуну 5, движущемуся возвратно-поступательно. Боковой ползун через
шатун 6 связан с коленом 8. При его ходе вперед происходит распрямление
колена и зажимный 7 ползун перемещается в направлении смыкания мат­
риц. При ходе бокового ползуна назад колено ломается и зажимный ползун
раскрывает матрицы. Для полного смыкания матриц нет необходимости вы­
тягивать в линию звенья колена. При трении в шарнирах распор будет на­
дежным при тупом угле между осями звеньев колена: это облегчает обрат­
ный ход ползуна 7.
ГКМ с вертикальным разъемом матриц, предназначенные для универсаль­
ной технологии, представляют собой горизонтальные двухстоечные однокривошипные закрытые прессы с открытым приводом. Слева от главного испол­
нительного механизма расположен привод механизма зажима и собственно
зажимный ползун, передвигающийся вдоль фронта станины.
Основные параметры и размеры ГКМ общего назначения с одной под­
вижной матрицей и Рном = 1 ... 31,5 МН при ходе высадочного ползуна
5 тахвыс = 180...700 мм и числе ходов я = 95...21 в минуту регламентированы
ГОСТ 7023. Перемещение зажимного ползуна определяется необходимостью
извлечь поковку из машины и поэтому возрастает нелинейно при увеличе­
нии хода высадочного ползуна. Согласно ГОСТу, «Утах3аж = (0,33 ...0,50) SmaxBUC.
Станины малых и средних машин изготовляют цельнолитыми, а крупных разъемными из двух отливок (передней и задней с вертикальным разъемом). Обе
половины разъемной станины стягивают верхними и нижними продольными
55
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
болтами или планками. Для увеличения жесткости у средних машин с цельной
станиной сверху имеются горизонтальные стяжки. С фронтальной стороны ста­
нины сделан вертикальный вырез, обеспечивающий доступ к инструменту. В сов­
ременных конструкциях ГКМ опоры промежуточного вала вынесены в заднюю
часть станины и сделаны открытыми.
К главному исполнительному механизму ГКМ, как и у КГШП, предъявля­
ют повышенные требования по жесткости и точности движения, что и опреде­
ляет конструкцию его деталей: короткий шатун с постоянной длиной, хоботообразный ползун с двойным направлением и массивный одноколенчатый
(реже эксцентриковый) вал.
Привод машин осуществляется от электродвигателя, установленного на специ­
альном кронштейне станины, через одноступенчатую передачу у быстроходных
малых или двухступенчатую передачу у средних и крупных машин.
Современные модели машин всех размеров оборудуют пневматическими
дисковыми муфтами и ленточными тормозами, установленными, как правило, на
приемном валу. В мощных машинах муфту и тормоз располагают на главном ва­
лу. Это улучшает приработку зубчатых колес и облегчает условия работы муфты
при пуске и тормоза при остановке, но приводит к увеличению ее размеров.
Особое место в системе ГКМ занимают устройства предохранения от пере­
грузки по зажимному ползуну. Перегрузка может возникать вследствие непра­
вильной, случайной установки прутка между плоскостями матриц. В этом
случае жесткая кинематическая связь в приводе зажимного ползуна требует,
чтобы матрицы сомкнулись, чему однако препятствует пруток между матрица­
ми. Если не предусмотреть специального предохранительного устройства в сис­
теме зажима, то возможна поломка машины.
Зажимный механизм и его предохранитель работают следующим образом
(рис. 1.25). Когда пруток вставлен и правильно зажат, вся левая часть меха-
Рис. 1.25. Кинематическая схема зажимного механизма защиты от перегрузки
56
Глава
1. Типовые конструкции кривошипных прессов
низма за точкой D в период остановки зажимного ползуна свободна от нагру­
зок. При зажиме прутка между матрицами эта точка не может дойти до своего
крайнего положения - точки Е, и останавливается где-то раньше (на расстоя­
нии а). Однако боковой ползун продолжает двигаться, и его перемещение
должно передаваться всей рычажной системе. Тогда при неподвижной точке D
и двигающемся боковом ползуне начнется поворот рычагов ABC и KJL около
центров В и J. При этом нижнее плечо рычага KJL будет отходить от стенки
бокового ползуна и сжимать цилиндрическую многорядную пружину, имею­
щую предварительную затяжку Рзш. Сила затяжки должна соответствовать си­
ле зажима Рзаж. Если сила зажима превысит расчетную, должна сработать вся
система предохранения.
Сила зажима Рзаж должна быть настолько большой, чтобы предупредить вы­
талкивание прутка из матрицы при высадке:
Рзаж = (0,30...0,35)Р ном .
На эту нагрузку рассчитывают всю рычажную систему предохранительного
устройства, за исключением звеньев DM и DF. Последние два звена воспри­
нимают полную силу распора.
Горизонтально-ковочные машины с горизонтальным разъемом матриц.
Значительный интерес представляют машины с горизонтальным разъемом мат­
риц, на которых заготовка перемещается из ручья в ручей в горизонтальной
плоскости, что не только облегчает условия труда, но и позволяет применять
широкую механизацию и автоматизацию технологических процессов. Главный
исполнительный механизм этих машин - кривошипно-ползунныи с высадочным
ползуном, передвигающимся в горизонтальной плоскости. Зажимный ползун со­
вершает качательное или возвратно-поступатель­
ное движение в вертикальной плоскости.
В кинематической схеме зажимного меха­
низма первого типа верхняя траверса 2, предна­
значенная для клещевого зажима заготовки,
представляет собой рычаг II рода, шарнирно ук­
репленный на станине (рис. 1.26). Качание тра­
версы осуществляется при помощи коленнорычажного механизма 1 с приводом от третьей
точки главного шатуна 3. Сила распора в период
рабочего хода воспринимается массивной стяж­
кой коленно-рычажной пары. Хотя в процессе Р и с 1Ж Кинематическая схезажима при высадке на машинах этого типа име- м а заЖимного механизма ГКМ
ет место «дыхание», доступность штампов пере- с горизонтальным разъемом:
крывает этот недостаток благодаря широким
у - коленно-рычажный механизм;
возможностям механизации и автоматизации.
2 - верхняя траверса; 3 - шатун
57
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Кинематическая цепь зажимного механизма второго типа подобна цепи ку­
лачкового ползунно-коленного механизма у обычных машин, но в машинах с го­
ризонтальным разъемом матриц он расположен над главным механизмом.
Кулачки прямого и обратного хода посажены на самостоятельном распредели­
тельном валу, получающем движение от главного привода через зубчатую пару,
передаточное число которой и = 1. Движение кулачков через ролики сообщается
верхнему ползуну, а от него колену. При распрямлении колена зажимный пол­
зун движется вниз и смыкает матрицы, если колено ломается, зажимный ползун
поднимается вверх и раскрывает матрицы.
1.14. Прессы-автоматы для объемной штамповки
Группа кривошипных прессов-автоматов для объемной штамповки по тех­
нологическому назначению включает прежде всего машины для производства
стержневых деталей с головкой (болты, винты и т. п.), шариков и гаек. Обработ­
ка металла на прессах-автоматах происходит в условиях холодной и горячей де­
формации в зависимости от размеров штампуемого изделия.
Не разбирая все схемы и особенности конструкции прессов-автоматов для
объемной штамповки, выясним, каким образом усложняется структура от неавто­
матизированной машины к многооперационному автоматическому прессу. Рас­
смотрим, например, холодновысадочные автоматы, развитие которых шло в на­
правлении от ГКМ к одно-, двух- и трехударным прессам-автоматам.
Структура и кинематика холодновысадочных автоматов определена двумя
технологическими факторами: во-первых, длиной стержневой части изделия
и, во-вторых, объемом и сложностью высаживаемой головки.
Первый фактор обусловливает особенности удаления отштампованного изде­
лия из рабочей полости инструмента и перенос мерной заготовки на линию вы­
садки. Для коротких стержней можно применить жесткий выталкиватель, для
длинных ход выталкивателя возрастает и создает неудобства в его работе, поэто­
му изделие следует удалить при помощи разъемной матрицы.
Второй фактор связан с тем, что на образование головки необходима заго­
товка длиной более двух диаметров, а кроме того, при штамповке изделий со
сложной формой головки осуществить качественную высадку за один удар не­
возможно из-за возникновения зажимов. Поэтому высадка производится за два
или три перехода (в два или три удара): в первом при помощи пуансона с кони­
ческой рабочей полостью металл набирают и подготовляют его для дальнейшей
высадки, во время второго и третьего происходит предварительное и оконча­
тельное оформление головки изделия.
Принципиальная схема одноударного холодновысадочного пресса-автомата
с разъемной матрицей, предназначенного для высадки метизов с длиной стерж­
ня более восьми диаметров исходной заготовки, показана на рис. 1.27.
58
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Рис. 1.27. Принципиальная схема одноударного холодновысадочного пресса-автомата с разъемной матрицей
Автомат имеет следующие механизмы: привод, состоящий из электродвигателя
и клиноременной передачи; главный исполнительный механизм высадки головок;
целевой рабочий механизм отрезки и зажима заготовки; целевые вспомогательные
механизмы подачи заготовок и поворотного упора (ограничитель подачи). Циклич­
ность работы одноударного пресса-автомата определяет циклограмма (рис. 1.28).
После окончания предыдущего цикла (см. рис. 1.28) главный ползун 12 начи­
нает отход в крайнее заднее положение. Сомкнутые полуматрицы 9 и 10 после
некоторого времени выстаивания на линии высадки начинают отход на линию
подачи при ос = 320°. При угле поворота кривошипного вала 15 а = 270° начинает­
ся подача проволоки или прутка при помощи прерывисто вращающихся роликов
7 и 2. В ходе подачи происходит выталкивание изделия, отштампованного в пре­
дыдущем цикле.
59
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Sk
Графики
движения
высадочного
ползуна
"
\
120
Механизм
60
Холостой ход
вперед
Высадочный
ползун
Выстаивание
на линии
подачи
Матрица
Поворотный
упор
Ролики
подачи
/
1
2
3
Подача
Ход на
линию
высадки
4
0
300
240
Вы­
садка
Холостой ход
назад
Выстаивание
на линии
высадки
Ход на
линию
подачи
сс°
Выстаивание
на линии
подачи
Выстаивание в нерабочем положении
Выстаивание
Подача
Рис. 1.28. Циклограмма пресса-автомата, приведенного на рис. 1.27 (периоды
движения упора):
1 - выстаивание в нерабочем положении; 2 - подача; 3 - выстаивание на линии переда­
чи; 4 - ход в нерабочее положение
К концу периода подачи начинает движение поворотный упор 77, который при
ос= 140° выходит в рабочее положение на линию подачи и выстаивает в течение
времени, необходимого для поворота кривошипного вала на угол а = 50°. После
этого пруток (проволоку) подают через отрезную втулку 7 и разомкнутые полумат­
рицы до упора, фиксирующего необходимую длину заготовки на одно изделие.
После окончания подачи при а = 90° полуматрицы перемещаются на линию
высадки. В течение этого периода происходит отрезка заготовки, перенос ее на
линию высадки и зажим полу матрицами. Цикл автомата построен таким обра­
зом, что во избежание брака зажим (а = 40°) несколько предваряет начало выса­
дочного хода главного ползуна (а = 20...30°). Упор в течение рассматриваемого
периода совершает отход в исходное нерабочее положение, где, начиная с а = 60°,
выстаивает до следующего цикла.
При повороте кривошипного вала от оср н = 20° до оср к = 0 происходит вы­
садка свободной части заготовки в головку требуемой формы при помощи пуан­
сона, закрепленного на главном ползуне. Полуматрицы в этот период выстаивают
на линии высадки; ролики подачи неподвижны.
Механизм отрезки и зажима, перемещающий правую полуматрицу, - ко­
ленно-рычажный с приводом от кулачка 16 и односторонней связью на ролик.
60
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Возврат бокового ползуна и правой полуматрицы в исходное положение осу­
ществляют пружины. Два цилиндрических плунжера предусмотрены в меха­
низме для того, чтобы обеспечить точное направление движения полумат­
рицам. Обратное смещение левой полуматрицы производит отжимная плоская
пружина 8.
Механизм поворотного упора - рычажно-кулисный с приводом от кулачка 7 7
с внутренним зацеплением ролика и отжимной пружиной.
Ведущим звеном механизма подачи является эксцентрик 14, ведомым коромысло 5. На общей оси с коромыслом сидит храповое колесо 3, а на
стержне коромысла - храповик 4. При помощи храпового механизма достига­
ется цикличность в действии роликов подачи. На общем валике с коромыслом
и храповым колесом расположен нижний ролик подачи 2. Верхний ролик по­
дачи /, ось которого поджата пружиной во избежание проскальзывания роли­
ков по проволоке или прутку, приводится в движение через зубчатую пару.
Регулировка периода вращения роликов подачи и тем самым длины задаваемой
в штамп заготовки осуществляется грубо при помощи установки ведущего экс­
центрика 14 и точно - изменением положения ползушки б, к которой шарнирно
прикреплена соединительная тяга 13.
Двухударные прессы-автоматы с двумя рабочими ходами главного испол­
нительного механизма за один цикл применяют для последовательной штампов­
ки метизных изделий со сложной формой головки в два перехода.
Структура двухударных автоматов должна иметь специальный исполни­
тельный механизм, осуществляющий при неподвижных матрицах перемещение
на линию высадки и фиксацию пуансона первого перехода, удаление его и вы­
движение пуансона второго перехода. Для этого в передней части главного пол­
зуна 8 расположены вертикально перемещающиеся салазки 5, на которых укреп­
лены пуансоны первого и второго переходов (рис. 1.29). Для фиксации крайних
положений салазок применяют защелку 6, приводимую в действие ходом ползу­
на от неподвижной кулачной планки 7.
Особенностью двухударного автомата является также соотношение рабочих
ходов главного и вспомогательных механизмов. При штамповке изделия за два
перехода цикл работы автомата оказывается растянутым на два полных оборота
ведущего кривошипного вала, и механизмы подачи, зажима и отрезки заготовки,
поворотного упора и салазок должны повторять свои движения один раз за два
полных оборота кривошипа. Поэтому ведущие кулачки 9 - механизма подачи,
13 - зажима и отрезки, 14 - поворотного упора и 10 - салазок не могут быть
скомпонованы на кривошипном валу 72, так как частота вращения всех кулач­
ков должна быть в два раза меньше, чем кривошипного вала. Для установки ку­
лачков привода целевых механизмов в схему автомата введен специальный
распределительный вал 77, приводимый в движение от ведущего кривошипного
вала через зубчатую пару с передаточным числом и = 2.
61
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 1.29. Структурная схема двухударного автомата
На циклограмме двухударного автомата, кроме движения исполнительных
органов, известных по схеме одноударного автомата: роликов подачи 7, полумат­
риц отрезки и зажима 2 и 3, поворотного упора 4, должны быть дополнительно
указаны циклы движения салазок и фиксирующей защелки. Поскольку движение
высадочного ползуна рассматривают для первого и второго ударов, циклограмму
строят на протяжении углов поворота кривошипного вала от 0 до 720°.
Схема трехударного автомата подобна рассмотренной схема двухударного.
Цикл работы его построен так, что распределительный вал имеет в три раза
меньшую частоту вращения, чем ведущий кривошипный вал, и, следовательно,
целевые механизмы повторяют свои движения один раз за три оборота главного
вала. Внутри цикла салазки, выводящие на линию высадки пуансоны первого,
второго и третьего переходов, совершают заданное движение, повторяя его так­
же один раз в течение всего цикла длительностью 1080°.
Помимо рассмотренных, возможны другие схемы автоматов, однако струк­
тура и принципы синхронизации движений исполнительных механизмов оста­
ются теми же.
По технологическим причинам высаженная головка у болта имеет обычно
цилиндрическую форму. Точное оформление головки по контуру шестигран62
Глава
1. Типовые конструкции кривошипных прессов
ной или другой формы осуществляют на обрезных прессах-автоматах путем
срезки граней.
По конструктивному оформлению кривошипные прессы-автоматы для объем­
ной штамповки относятся к горизонтальным прессам закрытого типа. Станины ав­
томатов литые цельные или составные (собственно станина и основание - тумба).
Привод автомата осуществляется от индивидуального электродвигателя через
клиноременную или зубчатую передачу. Поскольку автоматы работают на непре­
рывных ходах, то муфта не нужна, однако для удобства наладки крупные машины
оборудуют ленточными тормозами с управлением от педали. Пуск и останов
прессов-автоматов осуществляется с помощью кнопок.
Основные параметры и размеры кривошипных прессов-автоматов регламен­
тированы отдельными для каждой технологической группы стандартами.
Завершающей операцией над метизным изделием является накатка резьбы на
специальных автоматах. Расставленные согласно технологии (высадка, обрезка,
накатка) и соединенные между собой транспортирующими устройствами прессыавтоматы образуют поточную линию с полным циклом обработки. Как и в листо­
вой штамповке, в последние годы наблюдается тенденция к замене поточных ли­
ний многооперационными автоматическими прессами.
1.15. Прессы-автоматы для прессования деталей
из металлических порошков
Некоторые детали машин должны обладать настолько специфическими
свойствами, что для их изготовления непригодны монолитные металлы. Напри­
мер, детали должны быть пористыми или содержать компоненты, не образую­
щие сплавов с железом, медью и т. п. В таком случае детали изготовляют из
металлических порошков или их смесей (шихты) с другими компонентами на
специальных прессах-автоматах.
В зависимости от типа привода различают механические (кривошипные)
и гидравлические прессы-автоматы. Механические прессы-автоматы имеют бо­
лее сложное устройство и довольно дорогие, их выпускают с номинальным уси­
лием до 1,6 МН. Гидравлический привод позволяет упростить конструкцию, но
производительность таких прессов-автоматов ниже, чем механических.
Отличительные особенности прессов-автоматов для изготовления деталей
из металлических порошков обусловлены свойствами исходной «сыпучей заго­
товки» и характером процесса деформации. Так называемый насыпной объем
«заготовки» намного превышает объем детали. Поэтому в процессе деформации
«заготовку» равномерно уплотняют по всему объему до заданной плотности.
Для этого в инструменте необходимо предусмотреть независимость движения
его отдельных частей - верхних и нижних пуансонов, матрицы, стержня вытал­
кивателя - с использованием соответствующих механизмов.
63
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Отпрессованная из шихты заготовка - это еще не готовая деталь, поскольку
сцепление деформированных частиц порошка остается слабым. Поэтому ее под­
вергают химико-термической обработке - спеканию в специальных печах. В ходе
спекания полностью протекают адгезионные процессы и заготовка становится
прочной. Однако спекание сопровождается изменением размеров заготовки, и по­
этому необходима калибровка спеченной заготовки. Только после этого изготов­
ление детали с требуемыми свойствами и размерами закончено.
Механические прессы-автоматы для прессования металлических порошков
выполняют с нижним приводом. Станины прессов сварные, коробчатой формы.
Подвижную верхнюю траверсу называют прессующей головкой. Возвратнопоступательное движение головки (при рабочем ходе сверху вниз) осуществляют
посредством кривошипно-ползунного механизма подобно тому, как это делают на
листоштамповочных прессах-автоматах с нижним приводом (см. рис. 1.11). В сис­
теме привода пресса-автомата предусмотрены коробка скоростей (до 6 ступеней)
или вариатор для регулирования скорости прессования.
Силу прессования регулируют посредством эталонирования давления воздуха
в пневматическом мультипликаторе гидравлического цилиндра (гидроподушки),
установленного в прессующей головке. Рабочие части инструмента закреплены на
плите плунжера гидравлического цилиндра. Поэтому плунжер при достижении
заданного усилия прекращает свое движение, несмотря на продолжающееся пере­
мещение прессующей головки (по аналогии с прижимом в прессе тройного дейст­
вия для чистовой вырубки, см. § 1.6). Поддержание силы постоянной в течение
некоторого времени предохраняет пресс от перегрузок при неправильном ведении
технологического процесса, например при излишней засыпке шихты в матрицу.
Механизм для прессования выполняют в виде съемного прессующего блока
(рис. 1.30). Верхнюю плиту 1 блока с верхним пуансоном крепят к плунжеру
гидравлического цилиндра прессующей головки. Плита 2 матрицы снизу прижа­
та штоками двух цилиндров подпора к регулируемым упорам станины и таким
образом зафиксирована в крайнем верхнем положении. Нижняя плита 3 - плита
выталкивателя или нижнего пуансона - имеет свой привод от кулачка на глав­
ном валу. Как показано на рис. 1.30, во избежание попадания абразивных частиц
шихты колонки блока, по которым передвигаются плиты 1 и 3, закрыты теле­
скопическими ограждениями. Снизу плиты 3 расположен шток 4 пневмопривода
центрального стержня выталкивателя.
Схематично процесс прессования детали типа втулки показан на рис. 1.31.
На стадии а в полость матрицы 4 при помощи автоматического питателя 5 засы­
пают шихту. Затем следует рабочий ход головки и верхнего пуансона 6. Уплот­
нение шихты на стадии б начинается у торца пуансона и распространяется по
мере его продвижения по высоте засыпки. Однако силы трения ограничивают
зону активной деформации и нижняя часть засыпки 3 может оставаться неуп­
лотненной, какую бы большую силу ни развивал верхний пуансон при непод­
вижной матрице.
64
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Рис. 1.30. Механизм для прессования шихты
Чтобы получить равномерное уплотнение, применяют двустороннее прессо­
вание. Для этого матрицу выполняют «плавающей», т. е. она может смещаться
вниз вместе с плитой (позиция г на рис. 1.31). На стадии в верхний пуансон
и матрица перемещаются вниз относительно нижнего пуансона 2, плита которо­
го покоится на неподвижных упорах. В результате такого движения инструмен­
та происходит равномерное уплотнение по всей высоте засыпки. На стадии г
верхний пуансон (от прессующей головки), нижний пуансон (от кулачкового
механизма) и центральный стержень 1 (от пневмопривода), формирующий внут­
реннее отверстие втулки, начинают совместное движение вверх, извлекая заго­
товку из полости матрицы. При этом матрица также поднимается со своей
плитой до упоров. Наконец, на стадии д центральный стержень совершает ход
вниз, верхний пуансон - вверх до крайнего верхнего положения, а освобожден65
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Wim
i
' %
1
I'I
Л
I
JI ш
1Ш 1
\
ит
га
^
Ф
iИ
Ш\Ш
Е^ ^3
1
Iш
ш
1
^3
Рис. 1.31. Стадии процесса прессования втулки
ная заготовка 7 ходом питателя сталкивается по лотку в тару или на транспор­
тер. После этого нижний пуансон опускается до упора, и все части инструмента
занимают исходное положение.
Основные размеры и параметры прессов-автоматов для прессования деталей
из металлических порошков с Рном = 25 кН... 1 МН регламентированы ГОСТ 10480.
Конструкция прессов усложняется при усложнении формы и увеличении разме­
ров прессуемых деталей. Например, для изготовления деталей с буртами необ­
ходимо иметь два нижних пуансона с независимым приводом. Калибровку
спеченных заготовок проводят на прессах-автоматах, подобных автоматам для
прессования.
1.16. Ножницы
Исходный металл в листах или прутках торговой длины необходимо разре­
зать на полосы или мерные заготовки. Для этого в заготовительных отделениях
листоштамповочных цехов устанавливают листовые ножницы, а в кузнечных
цехах - кривошипные закрытые ножницы для резки сортового проката.
Листовые ножницы с наклонными ножами. Современные листовые нож­
ницы с наклонными ножами (гильотинные ножницы) представляют собой двухкривошипные прессы с открытой сварной станиной, имеющей нижний вылет
для размещения листа. Как правило, главный механизм имеет кривошипноползунное исполнение. Однако некоторые заводы выпускают ножницы с кривошипно-рычажным механизмом.
66
Гл ава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
Привод ножниц - от индивидуального электродвигателя через клиноременную и зубчатую одно- или двухступенчатую передачи. У малых ножниц муфта
включения жесткая шпоночная и ленточный тормоз, у больших - фрикционная
дисковая муфта в блоке с тормозом.
Для предупреждения опрокидывания листа при резке ножницы имеют при­
жимную балку (ползун) с механическим рычажным приводом от главного вала.
Новые модели ножниц оборудуют специальным гидроприводом прижима.
Основные параметры и размеры листовых ножниц с наклонными ножами
регламентированы ГОСТ 6282, предусматривающим в качестве главного пара­
метра толщину разрезаемого листа 1,6...40 мм при ширине 1000...4000 мм.
Кривошипные закрытые ножницы для резки заготовок. Современные однокривошипные закрытые ножницы для резки заготовок (сортовые ножницы) име­
ют сварную станину из передней и задней плит, соединенных боковыми планками.
Главный механизм в кривошипно-ползунном исполнении обладает большой
жесткостью благодаря эксцентриковому валу, короткому (с нерегулируемой
длиной) шатуну и плоскому ползуну (суппорту), располагающемуся между пли­
тами станины в удлиненных направляющих. К ползуну 1 прикреплен профиль­
ный нож 2 (рис. 1.32). Технологическое требование качественного среза без
утяжин и с торцами, перпендикулярными оси заготовки, заставляет предусмот­
реть в структуре ножниц целевые механизмы, фиксирующие пруток и отрезае­
мую заготовку в строго горизонтальном положении. Для фиксации прутка 4
сверху служит механизм гидропневматического типа с прижимным плунжером 5,
а для поддержки отрезаемой заготовки - упор 5 нижнего удерживателя, принцип
действия которого такой же, как и гидропневматической подушки.
Малые ножницы с Рном < 1,6 МН имеют жесткий прижим с винтовой регулиров­
кой и пружинным удерживателем. Современные сортовые ножницы с Рном > 2,5 МН
Рис. 1.32. Принципиальная схема разрезки прутков:
1 - ползун; 2 - профильный нож; 3 - прижимной плунжер; 4 - прутик; 5 - упор
67
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
оборудуют для подачи прутков приводными рольгангами из двух секций: не­
подвижной и качающейся, установленной непосредственно перед ножами.
Привод ножниц осуществляется от индивидуального электродвигателя че­
рез клиноременную и зубчатую одно- или двухступенчатую передачи. Муфта
и тормоз - фрикционные дисковые с электропневматическим управлением.
Основные параметры и размеры кривошипных закрытых ножниц для резки
заготовок с Ртм = 1... 16 МН регламентированы ГОСТ 8248.
Комбинированные пресс-ножницы. Основные параметры и размеры ком­
бинированных пресс-ножниц регламентированы ГОСТ 7355 с заданием по каж­
дому агрегату: у листовых ножниц - толщины листа, у сортовых ножниц - разме­
ра сечения прутка, а у дыропробивного пресса - размеров пробиваемого отверстия.
Глава 2. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА
И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ
МЕХАНИЗМОВ
2.1. Прессы с кривошипно-коромысловым
механизмом
Кривошипно-коромысловый механизм находит ограниченное применение
в качестве главного исполнительного механизма в листовых и комбинирован­
ных ножницах и костыльных прессах-автоматах. Преимущество этого меха­
низма состоит в простоте устройства - наличии только вращательных пар с
движением исполнительного органа по дуге. Для листовых ножниц отклонение
от прямолинейного пути в пределах толщины разрезаемого листа незначитель­
но. В костыльных автоматах смещение высаживаемой головки костыля как раз
и обеспечивается качательным движением высадочного рычага (коромысла).
Кроме того, кривошипно-коромысловая группа является составной частью
шестизвенных кривошипно-коленных и кривошипно-рычажных механизмов.
Кривошипно-коромысловый механизм (рис. 2.1) относится к плоским четырехзвенным механизмам II класса с одной степенью подвижности и состоит из
ведущего кривошипа ОА = R, шатуна АВ = L, коромысла ВС = М и стойки
ОС = yja2+b2 = с.
Ведущий кривошип механизма вращается с угловой скоростью со = кп/30,
где п - частота вращения кривошипа. Угловая скорость качания коромысла щ переменная величина, зависящая от положения механизма.
Линейный путь коромысла Sa = Мр, причем при переходе из одного крайне­
го положения в другое полный линейный путь
&тах = А / ( р , - Р 2 ) .
68
(2Л)
Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных механизмов
Рис. 2.1. Кинематическая схема пресса с кривошипнокоромысловым механизмом
Из геометрии механизма следует, что
P = <Pi-<Po>
(2.2)
где ф 0 = arctg(a/b) = const.
Определив значение текущего угла ф1? после подстановки его в формулу (2.2)
и преобразований получаем
M2+AC2-l}
/?sin(oc-oc0)
р = arctg
— + arccos
i?cos(a-a0) + c
2AC-M
i?cos ( a - a 0 ) + c
Диагональ АС i?sin(a-a0)
cos arctg Rcos(a-a0) + c
п
a
arctg - .
b
, _
(2.3)
постоянный угол a 0 = arctg (a/b) .
Частные угловые координаты механизма при крайних положениях коро­
мысла р = PJ И р = р2 легко определить из условия, что в этот момент кривошип
и шатун вытягиваются в линию:
(L±R)2+c2-M2
Ъ
а , 7 = 180 +arccos
arctg — ;
2(L±R)c
a
2
2
2
M +c -(L±R)
-arctg — .
pj 2= arccos
2Mc
b
Линейная скорость коромысла v =dSa/dt = M(Ol.
69
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Чтобы избежать дифференцирования сложной функциональной зависимос­
ти р =/(ос) при определении угловой скорости со1? рассмотрим векторный четы­
рехугольник, построенный на сторонах контура механизма ~с + R + L -М. Про­
ецируя векторную сумму на направление СО, имеем
с + Rcos(a-a0)
- L cos ф 2 = Mcos(p+cp 0 ).
(2.4)
Дифференцирование уравнения (2.4) по времени позволяет привести его к виду
-<Msin(a-oc 0 ) + co2£sin(p2 = - c o u s i n ф + (р0),
(2.5)
где со, со19 со2 -угловые скорости соответственно кривошипа, коромысла и шату­
на. Из угловых величин, входящих в уравнение (2.5), вычитаем угол (р2, что со­
ответствует повороту координатных осей на общий угол ф = ф2. Тогда
со^со
Rsm(a-a0-(p2)
,
(2.6)
М8Н1(Р + ф0 - ф 2 )
где
tfsin(a-a0)
ф2 =180°+ arctg R cos(a - a ) °-+ с
L2+AC2-M2
1ОГЧ0
0
arccos -
2АСМ
Синтез кривошипно-коромыслового механизма проводят по данным техно­
логических расчетов при некоторых конструктивно заданных параметрах кине­
матической схемы.
ГОСТ 6282 на ножницы и нормали на костыльные автоматы не регламенти­
рует полный ход главного исполнительного органа Sa max. ЭТОТ параметр является
расчетным и зависит от размера разрезаемого материала или высаживаемого кос­
тыля. Технологически известен угол р1? определяющий положение инструмента в
конце процесса деформации, а по конструктивным соображениям следует задать
длину коромысла Ми положения неподвижных шарниров ^ и С н а станине прес­
са. В существующих типах кривошипно-коромысловых механизмов отношение
X = R/L лежит в пределах: 0,115...0,135 для ножниц и 0,100...0,110 для автома­
тов. Тогда количество заданных величин оказывается достаточным, чтобы ре­
шить систему из трех уравнений и определить параметры механизма:
ЯД=/,(Р,); ^=f2(R,L);
5атах=/з(Р„Р2).
(2.7)
Правильность синтеза можно проверить по соотношению размеров звеньев
механизма при условии, что кривошип совершает полный поворот. При этом ра­
диус кривошипа должен быть наименьшим из всех звеньев:
R<L,M, с,
70
Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных механизмов
ъ сумма длин наибольшего и наименьшего звеньев должна быть меньше суммы
двух других звеньев:
R + c<L + M.
Необходимо провести также проверку на скоростную характеристику меха­
низма ножниц. При большой скорости резания металла качество заготовок луч­
ше: срез получается более ровным. При замедленном движении ножей возможно
затягивание металла между ножами, особенно при резании тонколистового ме­
талла, вследствие чего срез получается с заусенцем. Практически средняя ско­
рость движения ножей равна 25 ...50 мм/с.
В костыльных автоматах скорость в меньшей степени влияет на качество вы­
саживаемых изделий, поэтому для повышения производительности машины сред­
нюю скорость движения высадочного пуансона принимают от 250 до 350 мм/с.
2.2. Прессы с кривошипно-ползунным механизмом
Кривошипно-ползунный механизм применяют в двух модификациях: в виде
аксиального (центрального) и дезаксиального (смещенного). У аксиального меха­
низма ось возвратно-поступательного движения ползуна проходит через центр
вращения кривошипа (рис. 2.2, а). У дезаксиального - ось движения ползуна сме­
щена по отношению к оси вращения кривошипа (рис. 2.2, б). Основными размерами
механизма являются радиус кривошипа R = OA, длина шатуна L = АВ и значение
дезаксиала Е. В качестве обобщенных относительных размеров принимают отноше­
ние радиуса к длине шатуна X = R/L и степень дезаксиальности г д = E/L.
Аксиальный механизм. Выберем за начальную точку отсчета крайнее (на­
пример, правое) положение ползуна (см. рис. 2.2, а). Тогда его ход
S =R + L-xB = R (1 - cos а) +—(1 - cos(3)
где Р - угол между шатуном и осью движения ползуна.
х
в
,5,
Рис. 2.2. Кинематические схемы пресса с аксиальным (а) и дезаксиальным (б)
кривошипно-ползунным механизмом
71
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Если представить это выражение только как функцию угла поворота веду­
щего кривошипа а, приняв во внимание, что
sinP = A,sinoc и cosp = v l - ^ 2 s i n 2 a ,
(2.8)
то можно получить уравнение, воспроизводящее точное решение для определе­
ния хода ползуна:
S=R
(l-cosoc) + — ( l - V l - ^ 2 s i n 2 a )
V
(2.9)
Для практических расчетов применяют упрощенное уравнение S = Д а ) , по­
лученное разложением корня в биномиальный ряд:
S =R\ ( l - c o s a ) +—sin a
2
или
S=R
(1 - cos a) +—(1 - cos 2a)
4
(2.10)
При энергетических, прочностных и технологических расчетах возникает
обратная задача: по известному положению ползуна S определить положение
кривошипа, фиксируемого углом его поворота а. Из треугольника ОАВ, образо­
ванного контуром механизма (см. рис. 2.2, я), находим
_ 2(R-S)(R + L) + S2
cos a
2R(R + L-S)
(2.11)
После двукратного дифференцирования уравнения хода ползуна по времени
и с учетом угловой скорости вращения ведущего кривошипа со= da/dt получа­
ем следующие выражения для скорости и ускорения:
соЛ sin a +—sin 2a
2
j = со i?(cos a + X cos 2a).
(2.12)
(2.13)
Используя формулы (2.10), (2.12) и (2.13), можно построить кинематические
диаграммы пути S, скорости v и ускорения у для одного цикла возвратно-поступа­
тельного движения ползуна кривошипно-ползунного механизма (рис. 2.3).
График пути ползуна S =f{v) представляет собой синусоидальную кривую
с максимальным отклонением, равным полной длине хода ползуна при повороте ве­
дущего кривошипа от 180° до 0:
2R.
72
(2.14)
Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных механизмов
0
60
120
240
300
120 1 8 0 \ 240
300
V
ос,°
1,-0,1
0,3
1 0,5
wR
0,8
0
180
Г
1
60
i
i
д,°
0,8
Рис. 2.3. Кинематическая диаграмма пути S, скорости v
и ускорения у при возвратно-поступательном движении
аксиального кривошипно-ползунного механизма
Функция скорости ползуна кривошипно-ползунного механизма выражается
несимметричным синусоидальным графиком. Экстремальные значения скорости
ползуна - максимум при прямом ходе и минимум при обратном - достигаются
при углах поворота ведущего кривошипа осэкстр в момент изменения знака уско­
рения при переходе его значения через нуль:
j = co2tf(cosa3KCTP + X c o s 2 a ) = 0.
Учитывая, что косинус изменяется в пределах от - 1 до +1, и применяя би­
номиальное разложение, находим два значения угла:
- 1 + VT+8A7
awrTn = ±arccos
экстр
,
,
~ ±arccosA.
4
(2.15)
^
Максимальное и минимальное значения скорости можно найти, подставив
в уравнение (2.12) соответствующее значение угла аэкстр:
73
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
max
min
~±coR(l + X2)j\-X2.
(2.16)
График ускорения j =/(ос) имеет вид
гармонической кривой с более сложной
зависимостью ускорения от геометрии
механизма, чем графики пути и скорости.
При X > 0,3 нижняя ветвь графика приоб­
ретает двойной излом. Во всех случаях
максимальное значение ускорения ползуна
наблюдается в крайнем правом (нижнем,
переднем) положении при а = 0, когда
jmax = <olR(l+X).
(2.17)
Оценим влияние геометрии механизма
на
его
кинематические свойства, используя
Рис. 2.4. Графики пути и скорости для
полученные
выше графики и формулы
пресса при различной угловой ско­
рости вращения ведущего кривошипа (2.14), (2.16), (2.17). Можно сделать вывод,
в период рабочего и холостого ходов
что при используемых на практике значе­
ниях X < 0,5 геометрия механизма не влия­
ет на максимальный ход ползуна, увеличение максимума скорости vmax при изме­
нении X совершенно незначительно, а ускорение у тах возрастает на 50 %. Таким
образом, только увеличивая скорость движения ползуна в период холостого хода,
можно повысить производительность кривошипного пресса.
На рис. 2.4 видно, что кинематические свойства пресса улучшаются не толь­
ко потому, что обеспечивается технологически допустимая скорость в процессе
вытяжки, но и само ее изменение не является слишком резким, что создает более
благоприятные условия для деформации металла. Вместе с тем производитель­
ность пресса при этом повышается на 40 %.
Дезаксиальный механизм. Ход ползуна S, измеряемый расстоянием от его
произвольного положения до крайнего (например, правого) (см. рис. 2.2, б), опре­
деляем по уравнению
S=L^(l + X)2-el
-(tfcosoc+LcosP).
(2.18)
Поскольку
sinp = 8Д +?tsinoc и cosp = у1-(б д +^sinoc 2 ) «1-0,5(е д +?isina) 2
получаем следующее приближенное уравнение:
S=L^(l + X2)-zl-{Rcosa
74
+ L[l-0,5(ea+Xsina)2]}.
(2.19)
Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных механизмов
Из рассмотрения текущего контура механизма заключаем, что полный ход
ползуна
2
^max
^
2
(1 + Ш 1 - — ^ _ - ( 1 - Ш 1
(1 + Ху
V
(1-Х) 2
или после биномиального разложения квадратных корней с точностью до второго
члена ряда (ед < X) и упрощения
2+ - Й 2
SL.
max = Д
1-Х
(2.20)
Из формулы (2.20) следует, что полный ход ползуна Smax в дезаксиальном
кривошипно-ползунном механизме несколько больше 2R и зависит от геометри­
ческих соотношений между звеньями. Однако для реальных механизмов влия­
ние геометрии на изменение хода ползуна крайне незначительно.
Текущие скорость v и ускорение j ползуна в зависимости от угла поворота
кривошипа а определяем по формулам
v ~ co7?(sina + 0,5Xsin2a + 8 fl cosa);
(2.21)
j ~ со R{oos a + X cos 2a - ед sin a).
(2.22)
Особенностью дезаксиального механизма по сравнению с аксиальным явля­
ется незначительное смещение экстремальных и нулевых значений пути, скорос­
ти и ускорения, связанное с тем, что крайние положения ползуна достигаются
при углах поворота кривошипа, отличных от 0 и 180°:
a, 2 = 180° l a r c s i n - ^ - .
(2.23)
1,2
1±Х
Дезаксиальный механизм, не имея особых кинематических свойств, способ­
ствует лучшему направлению главного ползуна. Это объясняется тем, что сила,
действующая по шатуну дезаксиального механизма, в любом его положении
в период рабочего хода прижимает ползун к направляющим, тем самым предо­
храняя его от опрокидывания.
Кривошипно-ползунный механизм. Исходной величиной для геометричес­
кого синтеза аксиального кривошипно-ползунного механизма является полный
ход ползуна, значение которого задано в ГОСТе на основные параметры и раз­
меры или рассчитано из технологических соображений для тех типов прессов
(автоматы, ножницы и др.), для которых Smax в ГОСТе не оговорено. Тогда ради­
ус кривошипа, как это следует из формулы (2.14), будет равен половине полного
хода ползуна: R = Smax/2.
75
Раздел
I КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Для определения длины шатуна необходимо задать значение X, при выборе ко­
торого следует руководствоваться следующим соображением. Чем больше значение
X при заданном полном ходе, тем меньше габаритный размер кривошипного пресса
в направлении оси движения ползуна. Поэтому для прессов с большим ходом, осо­
бенно при плунжерной подвеске ползуна, значение X приходится выбирать по
верхнему пределу, чтобы уменьшить размеры пресса. Но силовые условия работы
механизма с увеличенным отношением RJL ухудшаются - возрастают сила, дейст­
вующая вдоль шатуна, а также давление на направляющие и крутящий момент.
Значения X для современных кривошипных прессов приведены ниже:
Прессы для листовой штамповки
Универсальные простого действия:
с регулируемым ходом
с постоянным нормальным ходом
с постоянным увеличенным ходом
Вытяжные двойного действия
С плунжерной подвеской ползуна:
универсальные простого действия
вытяжные двойного действия
Автоматы
Прессы для объемной штамповки
КГШП
ГКМ
Обрезные прессы
Автоматы
0,065...0,085
0,085...0,125
0,145...0,175
0,190...0,270
0,300...0,350
0,420...0,490
0,060...0,250
0,140...0,175
0,270...0,330
0,100...0,120
0,120...0,200
Чтобы определить радиус кривошипа для дезаксиального механизма, необ­
ходимо дополнительно задать ед. Тогда на основании формулы (2.20) имеем
с
D —
max
Коэффициент дезаксиальности главного механизма ГКМ ед = 0,06...0,08.
2.3. Прессы с кривошипно-коленным механизмом
Кривошипно-коленный механизм различных модификаций (рис. 2.5) при­
меняют в качестве главного исполнительного механизма в чеканочных прессах,
прессах для выдавливания, вытяжных прессах тройного действия, обрезных
и холодновысадочных прессах-автоматах.
Наибольшее распространение получил одноколейный центральный меха­
низм (см. рис. 2.5, я), у которого ползун движется вдоль оси, проходящей через
центр качания верхнего звена. Многоколенную схему (см. рис. 2.5, б) применяют
76
Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных механизмов
Рис. 2.5. Схемы одноколейного центрального (а), многоколенного (б) и нецент­
рального одноколейного (в) коленно-рычажных механизмов
в прессах для правки крупных деталей, где она необходима для точного направ­
ления длинного по фронту ползуна. В обрезных прессах-автоматах применяют
приведенный на рис. 2.5, в одноколейный механизм с осью движения, не про­
ходящей через центр качания верхнего звена.
Аналитическое решение кинематики одноколейного центрального механиз­
ма можно построить, если представить его состоящим из кривошипно-коромыслового механизма О ABC с ведущим звеном - кривошипом OA=R - и колен­
но-рычажного механизма CBD (рис. 2.6).
Ведущий кривошип равномерно вращается с угловой скоростью со. Угло­
вая скорость качания щ верхнего звена ВС = М- величина переменная и зави­
сит от положения механизма. Принимая за точку отсчета крайнее нижнее
положение ползуна, следует учитывать возможность недохода шарнира В до
CD. Тогда звено ВС будет отклонено от CD на угол (3min, а звено BD = N науголу т1п .
Рис. 2.6. Схема одноколейного центрального ме­
ханизма с двухшарнирной верхней призмой
77
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Текущее значение хода
S=M
( C0S Pmin "COSp) + — (COSYmin -COSY)
(2.24)
где А,, = M/N.
Поскольку sin у = ^1 si n P? a значит,
cosy = V l - ^ s i n 2 p - 1 -0,5?t 2 sin2 p...,
получаем следующее упрощенное уравнение для хода ползуна кривошипноколенного механизма:
S = М [(cos (3min - cos (3) + 0,25А, (cos 2(3min - cos 20)].
(2.25)
Однако уравнение (2.25) остается нераскрытым, поскольку входящий в него угол р
не является независимым аргументом, а функционально определяется углом по­
ворота ведущего кривошипа: Р = / ( а ) .
Решение для угла Р можно найти из анализа геометрии четырехзвенника
ОАВС, и оно полностью подобно решению кривошипно-коромыслового меха­
низма (см. формулу (2.3)).
По заданным положениям ползуна угол отклонения Р звена ВС от средней
линии CD определяем по формуле, аналогичной (2.11):
Kmin
2M(M + N-S)
Скорость ползуна
v - co,Af(sinp + 0,5A,1 sin2p).
(2.27)
Угловая скорость щ определяется движением четырехзвенника при постоянной
угловой скорости ведущего кривошипа:
<*>i = ю
/ J s i n f a - a o -Ф?)
Т^
;.
Msin(P + 9 0 - ф 2 )
(2.28)
Здесь
,о^о
7?sin(a-a0)
L2+AC-M2
^ ^ч
ф2 = 180° + arctg
^
arccos
,
(2.29)
7?cos(oc-a 0 ) + c
2AC-L
ф0 = arctg (a/b).
(2.30)
В зависимости от соотношения между размерами звеньев возможны два ти­
па кривошипно-коленного механизма: с недоходом шарнира до линии CD
(рис. 2.7, а) и с ее переходом (рис. 2.7, б).
78
Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных механизмо
Рис. 2.7. Кинематические схемы кривошипно-коленного механизма с недо­
ходом шарнира до средней линии (а) и с ее переходом (б)
Механизм второго типа принят в конструкциях отечественных чеканочных
прессов. Максимальное отклонение ВС влево составляет (З'тах = 32...40°. Пере­
ход линии CD и отклонение звена ВС вправо незначительно: $"тах= 15'...40'
(большие значения соответствуют меньшим по усилию прессам). Преимущество
подобной схемы механизма - увеличение времени выдержки заготовки под на­
грузкой, так как даже при столь малом угле Р'^ах ведущий кривошип должен по­
вернуться на угол а = 10...30°.
Для обеспечения достаточно большого хода ползуна при незначительном от­
клонении звеньев ВС и CD от средней линии отношение их длин принимают рав­
ным единице (К} - 1), а шарнир В при распрямленном колене располагается
на уровне центра вращения кривошипа, т. е. Ъ = М. Отношение радиуса R
кривошипа к длине L шатуна для чеканочных прессов X = 0,11 ...0,16.
Дополнительным условием для геометрии кривошипно-коленного меха­
низма является то, что вращение ведущего кривошипа может совершаться
только тогда, когда выполнено общее условие, предъявляемое к кривошипно-коромысловому механизму (см. четырехзвенник ОАВС на рис. 2.6):
R + c<L + M,
(2.31)
где R<L, M, с.
Полученных зависимостей оказывается достаточно для синтеза кривошипноколенного механизма чеканочного пресса по основным параметрам (ГОСТ 5384).
Для холодновысадочных прессов-автоматов с кривошипно-коленным меха­
низмом (см. рис. 2.5, в) стремятся уменьшить габаритные размеры машины,
и поэтому отношение X = R/L увеличивают до Х = 0,25...0,40, но обычно
\=M/N=\
ub = M.
79
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
2.4. Проектирование исполнительных механизмов
вытяжных прессов двойного действия
При проектировании вытяжного пресса двойного действия необходимо раз­
работать геометрию главного исполнительного механизма и исполнительного
механизма прижима.
Синтез главного исполнительного механизма выполняют так же, как и для
кривошипно-ползунного механизма, по заданному в ГОСТе полному ходу внут­
реннего ползуна Smax вн и отношению X.
Исходными данными для геометрического синтеза исполнительного меха­
низма прижима являются угол выстаивания наружного ползуна осВЬ1СТ и его полный
ход Smax нар и отход от крайнего нижнего положения в период выстаивания ASmp.
Угол выстаивания в современных вытяжных прессах не превышает 100... 110°.
Увеличение его сверх указанных значений нежелательно в связи с уменьшением
времени на выталкивание изделия после отхода наружного ползуна.
Полный ход наружного ползуна указан в ГОСТе. Расчетное значение отхода
наружного ползуна от крайнего нижнего положения в период выстаивания
А^нар = 0,03...0,05 мм. Фактический отход, учитывая упругие деформации и кон­
тактные зазоры между элементами конструкции пресса, может превосходить
расчетное значение.
Чтобы не сужать возможности конструктора при проектировании привода,
не рекомендуется заранее задавать угол опережения. Поэтому в современных
конструкциях вытяжных прессов двойного действия угол опережения лежит
в очень широких пределах - от 25 до 50°.
Прежде чем синтезировать исполнительный механизм прижима, конструк­
тор обязан определить:
1) размеры элементов передаточного механизма и расположение привода в
траверсе пресса;
2) положение стяжных болтов;
3) места подвески прижимного ползуна.
Решение указанных вопросов позволяет установить координаты центров дуг,
описываемых при качании промежуточных рычагов механизма прижима.
Не менее важным является предварительное задание характера движения
рычагов колена, на котором подвешен ползун, в период вытяжного хода внут­
реннего ползуна. Схема, в которой верхний рычаг переходит во время вытяжки
через линию ОА, является предпочтительной по двум причинам: во-первых, пе­
реход через линию ОА позволяет уменьшить размеры звеньев механизма, обес­
печивая достаточно большое время выстаивания (по аналогии с чеканочным
прессом), и, во-вторых, все ошибки изготовления механизма не влияют на А5нар
и, следовательно, на работу пресса.
Рассмотрим синтез механизма прижима вытяжных прессов, относящегося
по структуре к восьмизвенным кривошипно-коленным механизмам. Крайние
80
Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных механизмов
а
б
Рис. 2.8. Кинематические схемы прижимного ползуна с восьмизвенным кривошипноколенным механизмом:
а - крайние положения механизма; 6 - схема движения колена с переходом линии О А
положения механизма показаны на рис. 2.8, а. Конструктивно заданы размеры OD
и AD (подвеска наружного ползуна), координаты GM и ОМ двуплечего рычага
FGH относительно точки О (размещение привода в траверсе). Необходимо опре­
делить длины плеч рычагов ОКБ и FGH, шатуна В А, тяги EF и серьги НК.
Решение будем вести совмещением графического и аналитического методов.
Из условия расположения рычагов ОВ и ВА на одной прямой в период вы­
тяжки имеем О А = \IOD2 +AD2. Для современных вытяжных прессов с плун­
жерной подвеской ползуна отношение Х = ОВ/ВА = 0,6...0,7; для прессов без
плунжеров X = 0,25...0,40. Тем самым при известных ОА = ОВ + ВА и X оказы­
ваются установленными длины ОВ и ВА.
Если принять схему движения колена с переходом линии ОА при отклонении
плеча ОВ во время вытяжки на угол \[/ от этой линии (рис. 2.8, б), то плечо GH,
серьга НК и плечо KB в этот момент должны расположиться на одной прямой
GBO. Угол \|/ определяем по допустимому отходу прижимного ползуна:
81
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
y = y-(ZA0OD0-ZA0OB0);
(2.32)
tgy = AD IOD;
(2.33)
tg ZA0OD0=AoD0/OD0;
(2.34)
coSZA0OB0=A°°2+OB2°-A°B2°.
0
°
2A0OOB0
(2.35)
Определим положение точки В0 в момент максимального отхода прижимно­
го ползуна. По условию на прямой, соединяющей точки G и 5 0 , располагаются
GH0 = GH, Н0К0 = НК и К0В0 = КВ. Силовой анализ показывает, что наиболее
благоприятное распределение сил в звеньях механизма при прижиме имеет мес­
то при расположении плеч ОК и KB под прямым углом. Следовательно, перпен­
дикуляр, опущенный из точки О на прямую GB0, в точке К0 определит искомые
длины ОК0 = ОКи К0В0 = КВ.
Уточненные числовые значения длин ОК и KB находим аналитически из ре­
шения треугольника GOB0:
KB = K0B0 = GB0 - GK0;
GB0 = ^GO2+OB* -2OB0
GO cos ZGOB0;
ZGOBQ = 90° - (y-\|/) + Z GOM; tg ZGOM=GM/OM;
GK0 = GO cos Z OGB0;
cosZOCTo=
0
(2.36)
(2.37)
(2.38)
(2.39)
OO^GBl-OBl
2GOGB0
OK0 = OK=GO sin Z OGB0.
(2.41)
В крайних положениях четырехзвенника GFEO кривошип DE и тяга EF рас­
положены на одной прямой под углом щ к вертикали OD, а точка F плеча FG при
переходе из одного крайнего положения в другое должна описать дугу с хордой
FFX = 20Е = Smax ш = 2R (см. рис. 2.8, а). Из этих условий легко определить GF
и EF: достаточно провести через точку О прямую под углом ах к вертикали, опус­
тить из точки G на эту прямую перпендикуляр GN, делящий угол качания рычага
FGH, и в обе стороны от точки N отложить отрезки, равные ОЕ = R. Это установит
положение точек F и F} и, следовательно, размеры GF = GFX и EF = EXFX.
Поскольку угол oq не входит в число заданных величин, единственным оп­
ределяющим условием является равенство углов качания нижнего плеча у рыча­
га FGH - СО! = о>2 = со/2 за время поворота кривошипа ОЕ от угла оср н (начало
82
Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных механизмов
вытяжки) до а, и от него до а р к = 0 (конец вытяжки). Указанное будет выполне­
но, если совпадут засечки на дуге FFp н, сделанные из точек Ерн и Ерк радиусом,
равным длине тяги EF (см. рис. 2.8, б).
Графическое решение повторяем несколько раз, изменяя положения пря­
мой £F,, пока не найдем оптимальные размеры четырехзвенника GFEO, т. е.
такие размеры, которые обеспечивают заданную схему движения колена под­
вески наружного ползуна в период вытяжки при повороте ведущего кри­
вошипа на угол а = а р . Заметим, что угол ах > а р /2 и обычно, если а р = 75... 80°,
а, =40...42°.
Из этого же условия устанавливаем угол раствора рычага FGH. Когда на­
ружный ползун находится в крайнем нижнем положении, верхнее плечо рычага
направлено по GF, луч нижнего плеча в этот момент должен отклониться от
прямой GB0 на угол со, = со/2, где со - угол качания рычага FGH при повороте
кривошипа на углы (оср н - а{) или ос,.
Для определения размеров плеча GH рычага FGH и серьги НК рассмотрим
положение механизма при подъеме наружного ползуна в крайнее верхнее поло­
жение, когда точка А перемещается в точку А{, а рычаг ОКБ - в положение
ОКхВх. Плечи рычага FGH повернутся на угол ZFGFX, причем положение и раз­
меры плеча FG уже определены, а для нижнего плеча известно только, что на­
правлено оно по прямой GH{ и что GK0 = GH0 + HJC = GH + НК. Поэтому на
луче GHX сделаем засечку радиусом GK2 = GK0. Соединим точку К]9 положение
которой известно, с точкой К2 и из середины отрезка КХК2 проведем перпенди­
куляр до пересечения с лучом, по которому направлено нижнее плечо рычага
FGH. Указанное пересечение определит положение точки Я1? и, следовательно,
плечо GH = GH^ а серьга НК = Н]К].
Уточненные числовые значения искомых линейных и угловых величин, как и
прежде, можно определить аналитически из решения соответствующих треуголь­
ников, положения и размеры которых определены в ходе графического решения.
2.5. Проектирование кулачкового механизма
кривошипных прессов
Установлено, что на заводах прессы-автоматы нередко работают с меньшей
производительностью, чем указано в их паспортных данных. Это объясняется
чрезмерными динамическими нагрузками, возникающими в механизмах при ра­
боте с таким числом ходов, разбалтыванием механизмов и необходимостью час­
той наладки пресса. Следовательно, дефекты машины заложены в ее конструк­
ции - в неправильно спроектированных кулачковых механизмах.
Исходными данными для проектирования кулачкового механизма являются:
циклограмма, соответствующая данной технологической последовательности;
83
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
И
h*-*H
7777Л
Ш
i
а
Рис. 2.9. Типовые схемы кулачковых механизмов прессов-автоматов:
а - плоского кулачка и толкателя; б - с дисковым кулачком; в - с дисковым
кулачком и толкателем, совершающим качательное движение
принципиальные схемы механизмов и узлов пресса. На основе этих данных оп­
ределяют параметры, необходимые для синтеза: углы поворота кулачков, длины
путей ведомых и рабочих частей и т. п.
Синтез рекомендуется вести в такой последовательности:
1) выбор схемы кулачкового механизма;
2) выбор закона движения;
3) определение основных размеров механизма;
4) расчет и построение профиля кулачка.
В современных прессах-автоматах применяют три типовые схемы кулачко­
вого механизма (рис. 2.9): а) с возвратно-поступательным движением плоского
кулачка и толкателя; б) с вращающимся дисковым кулачком и поступательно
движущимся толкателем; в) с вращающимся дисковым кулачком и толкателем,
совершающим качательное движение.
Третья схема и ее варианты имеют такие преимущества:
1) меньшее, чем в других схемах, давление кулачка на ролик при одинако­
вой нагрузке на толкатель;
2) увеличенный угол давления, при котором КПД передачи становится мак­
симальным;
3) больший, чем в других схемах, угол заклинивания;
4) возможность поворота кулачка при прямом и обратном ходе толкателя на
различные углы;
5) возможность увеличения времени рабочего хода толкателя на 40...50%
без изменения размеров механизма, что в свою очередь резко снижает динами­
ческие нагрузки в системах пресса и улучшает его эксплуатационные показатели
(в частности, допустимое число ходов возрастает на 35 ...45 %);
6) компактность не только кулачкового механизма, но и пресса в целом.
84
Глава
3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
Анализ работы кулачковых механизмов показывает, что плавность их работы
гарантируется лучше всего при синтезе кулачков по синусоидальному закону
движения толкателя. Опытным путем установлено, что число ходов таких прес­
сов-автоматов возрастает на 15...20 % по сравнению с автоматами, кулачки кото­
рых спроектированы по закону постоянного ускорения.
Расчет основных размеров кулачкового механизма и построение геометричес­
кого профиля кулачков ведут обычными методами теории механизмов и машин.
Глава 3. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ И УСЛОВИЕ
ПРОЧНОСТИ КРИВОШИПНЫХ ПРЕССОВ
3.1. Основы силового расчета
Для расчета энергетических параметров, а также прочности деталей и узлов
кривошипного пресса необходимо знать силы, действующие на звенья механиз­
мов пресса; реакции в кинематических парах механизмов пресса и крутящие
моменты, приложенные к ведущим звеньям механизмов пресса.
Основным параметром для расчета кривошипного пресса является деформи­
рующая сила PD, прикладываемая к заготовке в процессе ее обработки. Деформи­
рующую силу устанавливают на основе теоретического анализа пластического
деформирования заготовки в процессе технологической операции. Значение PD
зависит от размеров заготовки, схемы деформирования, механических характерис­
тик обрабатываемого материала, однако оно не должно превышать установленно­
го в ГОСТе номинального усилия Рном, т. е. PD < Рном. Поэтому при расчете
деформирующую силу принимают равной номинальному усилию пресса, прило­
женной со стороны рабочего инструмента по оси пресса и сосредоточенной.
Кроме того, на заготовку могут действовать силы тяжести отдельных звеньев
исполнительных механизмов; силы трения, возникающие на движущихся кон­
тактных поверхностях; силы упругости пружин, силы инерции и др.
Силу тяжести звена определяют умножением плотности материала звена
на его объем.
Силы трения в кинематических парах могут быть рассчитаны только после
определения удельных нагрузок в кинематических парах и выбора значений
коэффициента трения, соответствующих условиям работы этих пар.
Силы инерции находят по заданным массам и моментам инерции звеньев,
а также по ускорениям, полученным из кинематического анализа.
В современной теории кривошипных прессов существует два подхода при
определении реакций в опорах главного исполнительного механизма. Первый из
них приводит к достаточно простому решению задачи о крутящем моменте. Глав­
ные допущения при этом следующие: в расчетной схеме кривошипный вал заме85
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
няют балкой, лежащей на опорах, а фактические внешние силы и реакции - со­
средоточенными нагрузками, приложенными по центру соответствующих цапф.
Теоретические расчеты и экспериментальная проверка показывают, что потеря
точности при определении крутящего момента в связи с этими допущениями не­
значительная. В этом же решении устанавливают соотношения между вертикаль­
ными и горизонтальными составляющими внешних сил и реакций в опорах.
Однако указанные допущения неприемлемы для расчета внутренних сил и напря­
жений в материале ведущего вала.
Расчетные схемы при втором решении построены на следующих допущени­
ях: кривошипный вал заменяют балкой на упругом основании, а фактические
внешние силы и реакции - удельными силами, изменяющимися по длине цапфы
по определенному закону. При этом точное или приближенное решение связано
с тем, учитываются ли обе координатные составляющие сил и реакций или толь­
ко одна из них.
По характеру силовых условий работы главного исполнительного механиз­
ма можно выделить следующие типы конструктивных схем кривошипного при­
вода в современных прессах.
1. Одностоечные кривошипные прессы:
а) кривошипный вал с маховиком и клиноременным приводом;
б) кривошипный вал с зубчатым приводом и маховиком на приемном валу.
2. Двухстоечные однокривошипные прессы:
а) одноколенчатый вал с маховиком и односторонним клиноременным при­
водом;
б) одноколенчатый (эксцентриковый) вал с односторонним зубчатым при­
водом и маховиком на приемном валу;
в) одноколенчатый (эксцентриковый) вал с двусторонним зубчатым при­
водом и маховиком на приемном валу;
г) одноколенчатый вал с двусторонним межопорным зубчатым приводом
и маховиком на приемном валу;
д) привод с шестерней-эксцентриком на бугельной оси.
3. Двухстоечные двухкривошипные прессы:
а) двухколенчатый двухопорный вал с двусторонним зубчатым приводом
и маховиком на приемном валу;
б) привод с двумя шестернями-эксцентриками на бугельных осях.
4. Двухстоечные четырехкривошипные прессы: привод с четырьмя шестер­
нями-эксцентриками на бугельных осях.
Различие в силовых условиях работы одно- и двухстоечных однокривошипных прессов возникает в результате того, что нагрузки по отношению к опорам
расположены у них неодинаково.
Различие в силовых условиях работы прессов с расположением маховика на
кривошипном и приемном валах объясняется неодинаковым окружным усили­
ем, действующим на маховик (зубчатое колесо кривошипного вала). В первом
86
Глава
3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
случае оно определяется только мощностью электродвигателя и передаваемым
от него моментом. Возросшее сопротивление деформированию заготовки прео­
долевается за счет отдачи накопленной энергии маховика. Во втором случае
торможение воспринимается малой шестерней и передается в виде возросшего
момента на зубчатое колесо кривошипного вала.
Изменения в расчетной схеме для двустороннего привода связаны с тем, что
крутящий момент подается на обе стороны вала. В приводе с шестернямиэксцентриками бугельная ось разгружена от крутящего момента.
Условия работы отдельных элементов привода в многокривошипных прес­
сах не идентичны в связи с неравномерным распределением нагрузки на каждый
кривошип. Причинами такого распределения могут быть неточности изготовле­
ния деталей пресса и монтажа, а также несимметричное приложение нагрузки
при деформации (несовпадение центра давления штампа с осью ползуна). Все
это усложняет расчет многокривошипных прессов. Упрощение задачи состоит в
том, что нагрузку на отдельный элемент условно принимают равной половине
максимально допустимой в двухкривошипных и четверти ее - в четырехкривошипных прессах. Дальнейшее решение для отдельного элемента привода много­
кривошипных прессов аналогично силовому расчету однокривошипных прессов
по заданной конструктивной схеме, но с введением соответствующих поправок,
учитывающих неравномерность в распределении нагрузки.
Возможность упрощения силового расчета ГКМ основана на том, что даже
при неправильной укладке заготовки между матрицами сила, воздействующая
на коленчатый вал со стороны зажимного механизма, во много раз меньше уси­
лия на главном ползуне. Поэтому при расчете ГКМ главный вал рассматривают
как одноколенчатый на двух опорах.
3.2. Расчет сил и крутящего момента
в кривошипно-ползунном механизме
Силы. В качестве типового примера рассмотрим силы, действующие в вер­
тикальном двухстоечном однокривошипном прессе с расположением маховика
на приемном валу.
Одноколенчатый вал подвергается действию силы РАВ и силы Тш, передаю­
щий крутящий момент Мк на зуб колеса (рис. 3.1).
При идеальных условиях работы механизма, когда трение в парах отсут­
ствует, т. е. коэффициент трения JLL = 0, сила РАИВ направлена по оси шатуна
(рис. 3.2, а) и определяется выражением
На направляющие действует сила
87
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 3.1. Схема кривошипно-ползунного механизма
При реальных условиях в шарнирных и плоских сочленениях кривошипноползунного механизма пресса действуют силы трения. Сила трения, отклоняя ли­
нию действия РАВ от оси шатуна, изменяет ее по величине и направлению. Сила РАВ
должна быть направлена по общей касательной к кругам трения шарниров на обоих
концах шатуна.
Из четырех возможных общих касательных следует выбрать такую, что­
бы в каждом из шарниров А и В шатуна момент от силы РАВ был противопо­
ложен направлению его вращения относительно оси шарнира 5, от которого
передается реакция по шатуну (рис. 3.2, б). При этом надо иметь в виду, что
направление касательной не зависит от конструктивного оформления шар­
нира, т. е. от того, как будет выполнен шарнир: В в виде цапфы или под­
шипника.
Радиус круга трения вращательной пары
где \i - коэффициент трения в шарнире; г - радиус цапфы (подшипника).
Сила Рп в связи с трением в направляющих ползуна также изменяется по ве­
личине и направлению, отклоняясь в сторону, противоположную движению
ползуна. Для определения РАВ и Рп построим векторный план сил:
™АВ ~PD
+ *«•
Из векторного треугольника (см. рис. 3.2, 6) следует
88
Глава
3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
Г
АВ
coscp
r
D
/0
,
,
ч>
(3.1)
cos(p + y + 9 )
Р=Рп
sin (P + ф)
cos((3 + y + 9 )
Горизонтальная составляющая равнодействующей силы Рп на направляющие
ползуна
sin(p + y)cos9
рг=р
cos(P + y + 9 )
Максимальное значение Р^ необходимо для расчета
шпилек крепления направляющих планок станины.
Углы р, у и ф могут быть определены через за­
данные независимые параметры системы. Из анализа
кинематики кривошипно-ползунного механизма извест­
но, что sin Р = X sin а, где X = R/L. Для определения угла у
рассмотрим треугольники АСЕ и BDE (см. рис. 3.2, б).
Сумма сторон АЕ и BE этих треугольников равна длине
шатуна: AE + BE=L, но АЕ=\irA/siny и BE=[irA/s'my.
Суммируя почленно и имея в виду, что L = R/X, окон­
чательно получаем
Г
sin у = JLX
А+ГВ
L
= \лХ
'
Г
А+ГВ
R
Угол трения
ф = arctg (X.
На основании расчетов по формуле (3.1) можно
заключить, что для самых неблагоприятных условий
работы механизма, практически никогда не сущест­
вующих в прессах, ошибка от замены модуля силы РАВ
модулем силы PD составляет 10... 12 % (для реальных
механизмов эта ошибка не превышает 2...3%). По­
этому в дальнейшем при расчете можно считать
PAB~PD-
Вертикальная составляющая
С08ф + у + ф )
Рис. 3.2. Силы, действую­
щие в кривошипно-ползунном механизме:
а - без учета сил трения на
контактных поверхностях
(jn = 0); б - с учетом сил
трения (JI Ф 0)
89
Раздел 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
-
«
Кш COS 8
COS £
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,
7 ш г =7 ш со8(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
где кх к3
; к2 к4
i2 -г*з
=
^З^АВ
+
^4^ш>
——*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
/2 + / 3
90
^2
+
'3
+
г).
(3.2)
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 ) /2+/3
(33)
*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 2 a ) .
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,гвсош - угловая скорость шатуна.
Тогда суммарная мощность
радиусы шарниров трения;
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)+
+-(ОРп 1 0 ^ffl+Pjs [irA (СО+0^ ) + РАВ ЦГВС^ + \iP„v
(3.10)
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
+-С0Р Z a ^ c o +РАВцгА((й + шш)+РАВ11гв(йш + \iPnv
л
92
(3.11)
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+(0 ш -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 +Ar
л cosa+r +——
7L s i n (8+e)-Y
т = i?(sinoc+0,5 A, sin2a)+|Li(l+Axosa)r
К
4
ff
0
0
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, sin(5+e)
-r0
TT
< = Н , (l+Acosa)r 4 +/u- B cosa+r 0 +——
(3.12)
PD
93
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Из анализа сил известно, что
Т
Ш
М
mm+m[i
= - ^ ^ = Р 0 ^ ^ .
7?mCOS£
i?mCOS£
(3.13)
Подставляя выражение (3.13) в (3.12), после преобразований имеем
m^ =
(l+^cosoc)^ +XrB cosa+r 0 +
l_Mr°sin(5+8)
i?mCOS£
8111(8 + 8 ) / .
Л
_.
. . v
+—
-(sina+0,5A sin2a)r n
)0
7?mcos8V
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,
mк =7?v(sin a+0,5 ?t sin 2a)+
}
Л
Ч—~—-\(l +у АX)rA+'kr
R0+r
в
j n\.
r 0 sin(5+e) LV
\-\i-—
7?mCOS8
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+8 A 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)
Мспол = V s i n ( o c + рш + у).
(3.15)
где
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
в квадратной 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+р ш + 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 *
2
, 9 Qw ~ РАВ *
3
2
, •>
3
получаем
wK = i?(sina+sinp m cosa)+|Li[(l+^cosa)r^+^cosa+r 0 ].
Для отечественных конструкций чеканочных прессов sin рш ~ Xsin a, поэтому
wK = 7?(sina+0,5Xsin2a)+|Li[(l+?icosa)r^+?ir 5 cosa+r o ].
Силу РАВ можно выразить через деформирующую силу в виде
РАВ
=
VD'
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,
РАВ =ТА шар ^ ~ Т
Г ЛП
^ man
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+?l 1 /2sin2p)+|i[(l+^ 1 )r 5 +A, 1 r D +r c ].
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)
и коэффициент 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 (кривошипно-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 работаю97
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/м 3 .
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^-fdx
+kby = 0.
Если провести подстановку z = хт, обозначив
kb
4
т = 4ЕГ
то дифференциальное уравнение прогиба примет вид
y v (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),
dx
для изгибающего момента с учетом знаков нагрузки и прогиба находим
М
=
-El^fdx
(3.19)
= -^j(4ACz+4BDz-CAz-DBz),
4m
(3.20)
= — (4ABZ +4BCZ +4CDZ -DAZ).
4m
(3.21)
а для поперечной силы получаем
Q = -Е1^фdx
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
4w2..
4m
99
Раздел
с
кЪ
м
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
кЬ
а
где S0 = —у0 и N0 = — 6 0 .
т
т
Таким образом, общее решение для балки на упругом основании имеет вид
в - -£* Л -^ас, -£зд + £* оЛ ;
^о
Я»
АО
М = M0AZ+-Q0BZ+S0CZ
т
Q=-4mM0Dz+Q0Az
+
АО
+ N0DZ;
mS0Bz+mN0Cz.
Коленчатый вал. Расчет коленчатого вала представляет сложную задачу. Не­
обходимо принять ряд допущений с тем, чтобы свести задачу к решению призмати­
ческой балки постоянного сечения на упругом основании. Следуя А.Ф. Нистратову,
впервые предложившему расчет валов КШМ, будем рассматривать коленчатый вал
как ступенчатую балку, а цапфы вала в опорах скольжения - как раздельные балки
постоянного сечения, заделанные в сплошное упругое основание и нагруженные по
концам сосредоточенными силами и изгибающими моментами.
Условно считаем, что жесткость вала в пролете между опорами равна жесткос­
ти коленной шейки. Для случая, когда диаметр коленной шейки dA больше диа­
метра цапфы d09 это допущение увеличивает запас надежности вала. При d0 > dA
для соблюдения условия равной жесткости пролет между опорами несколько за­
нижают и принимают равным расстоянию по средним линиям щек.
Приведенный выше расчет балки на упругом основании выполнен для бруса
прямоугольного сечения, прилегающего плоскостью к плоской опоре. Поэтому
при расчете коленчатых валов и осей необходимо найти эквивалент круглой цап­
фе, прилегающей к опоре по цилиндрической поверхности. Эпюру распределения
сил по периметру подшипника скольжения с зазором между цапфой и вкладышем
при наличии слоя смазочного материала приближенно можно представить в виде
треугольника с основанием от (0,25...0,3)nd0. Для опорных цапф валов криво­
шипных прессов следует принимать меньшее значение в связи с тем, что края
вкладышей подшипника скруглены во избежание защемления вала. Следователь­
но, на единицу длины цапфы действует сила
37max ~ ~~Г~#тах
=
~Г~кУтах
~®,™0кутах.
Сравнив полученное выражение с уравнением (3.16), принимаем, что круг­
лая цапфа эквивалентна балке шириной 0,4J0, а в случае, когда в опоре отсутст100
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
hi
t{
ttttftfKI
ЯАВ
Рис. 3.4. Схема кривошипного вала с несиммет­
ричными цапфами
вует зазор и давление распределено по дуге 180° по косинусоидальному закону
(ось шестеренно-эксцентрикового привода) - балке шириной 0,785d0.
Сделанные допущения позволяют выбрать схему, являющуюся расчетным
аналогом одноколенчатого вала с двусторонним зубчатым приводом и махови­
ком на приемном валу. Решение балки-аналога проведем для вертикальной
плоскости с присвоением верхнего индекса «в» вертикальным составляющим
сил и изгибающих моментов.
Для анализа принимаем более общий случай вала с несимметричными цап­
фами и плечами приложения консольных сил (рис. 3.4). Здесь 1Х и /\ - плечи вер­
тикальных составляющих сил, действующих нормально на зуб колеса; /01 и /02 длины вкладышей опорных подшипников.
Если теперь действие внешних сил заменить изгибающими моментами и
поперечными силами, то получим расчетную схему балки-аналога, состоящую
из трех участков (рис. 3.5):
Т
'ml
ш1
ЯАВ
М\
В
Мп
жм
•ТУУУУТТ C p w
hi
Qi
^ш1
hi
4
Ml
ml
Mr
********
с
MA
I
h\
\ +У
l
ЯАВ
Mi
т
Qc
Qc
QB
Шв
+X
hi
\ +У
•+У
Рис. З.5. Расчетная схема приложения сил в балке-аналоге кривошипного
вала с цапфами
101
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
участок АВ - балка на упругом основании, нагруженная заданными
МА = Т^Х1Х и Г^ в начале координат А, но при неизвестных уА, QA, и неизвест­
ными М\ и Ql в точке В также при неизвестных^, QB\
участок ВС - балка с заделанными концами и пролетом между опорами
на свету 1Ь нагруженная известной внешней силой РАВ = qAB / ш , которая равно­
мерно распределена по длине /ш коленной шейки вала при неизвестных реакциях
на концах М\, QB и М£ , Qc;
участок CD - балка на упругом основании, нагруженная заданными
M*D = Tm2l[ и Гщ2 в точке D при неизвестных^, 6D и неизвестными М*с и £^
в начале координат (в точке С) при неизвестных^, 6С.
Рассмотрим часто встречающуюся конструкцию одноколенчатого вала с од­
носторонним зубчатым приводом и маховиком на приемном валу. В соответст­
вии с расчетной схемой (см. рис. 3.5) принимаем
^ш1 = ^ш> ^ш2
=
О
и
h\ = hi> h~ О-
Имея в виду очень малое влияние горизонтальных составляющих внешних сил,
реакций в опорах и изгибающих моментов, в ходе дальнейшего решения примени­
тельно к вертикальным прессам учитываем только вертикальные составляющие сило­
вых параметров. Принимаем РАВ =PD9a. нормальная сила, приложенная к зубу колеса,
PD-
mKsin(S+e)
Rm cose
Распределение изгибающих моментов и поперечных сил по участкам одноколенчатого вала с односторонним зубчатым приводом характеризуют следую­
щие уравнения:
1) консольная часть балки:
м4=-вд-*)>&=-С
2) левая цапфа длиной /01 = /0:
1 „\.кЬ
Мх = - lxA, +—B.
m J
Qx
_ кЪа
m
kh
kh
=(4mlxDz-Az)T:+—yABz+—QACz'
m
m
3) межопорный пролет:
M'2=MBB + QBBx;&2=Ql
при0<л:<0,5(/ к -/ ш );
102
m
Глава
3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
MB+QBBx-PBB—[x-0,5(lK-lJ]2;
М; =
2
"/..
'ш
B
Ql k+L — X +Q c\^-x
L
V
при0,5((/к-/ш)<х<0,5(/к + /ш)и
MZ =
1
Ml+Qlx-P°B—{[x-0,5(lK-lJ]2-[x-0,5(lK+L)]2}-,
при0,5(/ к + / ш ) < х < / к ;
4) правая цапфа длиной l02 = /0) = /0:
=MBcAz-±(PBB-QB)Bz+^ycCz+^dcDz;
Мъ
/
\
kh
B
Q3 = -4MBDz-(PBB-Q
)A
4 B z
kh
™ycBz+-^QcCz.
'
m
m
Прогибы и углы поворота, входящие в эти уравнения, можно определить по
формулам
уА =
{HB_,-HB_4lx)T:+HB_xQl-HB.2Ml;
+
yc =
(PlB-QBB)HB-,+HB^Ml;
QC =
(PAB-QB)HB-4-HB_4MBC.
Коэффициенты при силовых факторах в уравнениях для прогибов и углов
поворота зависят от параметров первого участка балки-аналога и отнесены
К X = /01 И Z = Z
n
-01
~ml0\:
m
D
z0l
kbA
=
zOl
m2 CzQl _
1L
Л
kb A z01
m
kb
A
z0\Dz0\~Bz0\Cz0\
A z01
_
m
hn
kb
B-\
=rr n
.
B-\>
m~2
7L
u
B 2
П
~
В-2>
kb
=_Ш
kb
hn_,=H
-3
1J
B-3>
103
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
т^ A^Q^C^Q^-B zoi _
т^ ^ z O i Q o i + 4 ^ zo\ _ т^
kb
kb
^zOl
m^ В
m^ A^r^.B^r^, + 4 C m A ,
m
^ ^ ' rip-o
5-2
kb AzOl
kb
^zOl
J^
- ЛП-0
- 29,
^- ^
f^B-4
^ B-A-»
m
- - '^B-A
^ B-4 9
"kb
*z01
где A^oi =Qoi-'Szoi^zoiУстановим теперь изгибающие моменты и поперечные силы в характерных
сечениях вала. В сечении ВВ, располагающемся на выходе левой опорной цапфы
из подшипника, т. е. при х = /Q] = /Q (СМ. рис. 3.4),
^
=0,5 1 + 2к
QB-Ql=o,5P^+^f^'~^T:
С-0,25/ а
О
24
^ w,sin(5+£)
m^sin(6+e)
D'
/?.„ cos 8
c-{j,25l^a
^/^
мент инерции сечения коленной шейки; А^
:^
0,5ljy'-b
.
с-0,25/^ J^
В сечении £'£', располагающемся на срезе межопорного пролета по правому
торцу большой головки шатуна, т. е. при х = 0,5(4 ~ О (^м- рис. 3.4),
M„^Ml=Ml+Q,5Ql{l^-lJ
^РАВ-
-f+0,25(/,-/J
а
или
м.
J-+0,25(/,-/J
5
i-0,5A:„(/,-/J
т^ smi{6+e)l
^шсозе J ^ '
ея=б1 = ел-о,51+2А:. w^sin(5+£)
/?,„ cose
104
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
Наконец, в сечении FF, расположенном посредине межопорного пролета,
т. е. при X = 0,54 (см. рис. 3.4),
±+0,25(1,-0,51
J
В
АВ
h0,5kj.
или
Мр^<
^+0,25(1,-0,51
J
^-o,5kA]^^f^Po;
d
QF-QF=O,5(QI
J R^cose
m^sin(6+£)
J
-g-) ^ k„ '"'^p^:::'Po.
, cose
Распределение крутящих моментов по участкам одноколенчатого вала с од­
носторонним зубчатым приводом характеризуют следующие уравнения:
1) по длине консоли и правой цапфы Мп=Ро^к^
2) по длине левой щеки
M:.^=\MI+QI- sin а;
3) по длине коленной шейки -
4) по длине правой щеки -
л
^к.щ^
К+бс-
sma.
Правая цапфа коленчатого вала свободна от скручивания.
3.5. Расчет коленчатого вала на усталостную прочность
Изменение нагрузки на коленчатом валу происходит с периодическим воз­
растанием силы Р^в ^ крутящего момента М^ от нуля до максимума и после­
дующим спадом вновь до нуля. При многократном повторении штамповочных
операций во времени подобный характер работы пресса приводит к пульсации
напряжений в металле коленчатого вала. Учитывая это обстоятельство и факты
усталостного разрушения, расчет коленчатых валов следует проводить на уста­
лостную прочность при переменном цикле напряжений.
105
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
В общем случае в сечениях коленчатого вала действуют три силовых пара­
метра: изгибающие и крутящие моменты, поперечные силы (продольные силы
отсутствуют). Первый из этих факторов вызывает в элементарных объемах нор­
мальные напряжения, второй и третий - касательные напряжения, которые для
круглого сечения расположены в плоскости, касательной к контуру сечения. По­
этому на гранях элементарного объема, произвольно взятого на поверхности ва­
ла, т. е. в месте наибольшей интенсивности напряженного состояния, действуют
нормальное напряжение а^ и пара касательных т^р от крутящего момента ( x j
и поперечной силы (Тпопф)-
в зависимости от внутренних сил эти напряжения можно определить сле­
дующим образом:
а^-М^8тф/(0,Н');
(3.22)
x, = M,/(0M)l
(3.23)
т,,„^=1,7со8фе^/4;
x^ = Mj(0a4)
(3.24)
+ lJQBOOSi?/dl
(3.25)
Цикличность напряжений в коленчатом вале можно оценить средними на­
пряжениями цикла
2
2 '
"
2
2
и заданными амплитудами напряжений
С
а
—О
—а
<^гп
^
X
—X
'^(п
Нагружение коленчатых валов в прессах относится к так называемому прос­
тому, когда при одновременном действии силы Р^в^ крутящего момента ТЦ,, по­
следний возрастает пропорционально первой. Кроме того, из формул (3.22)-(3.25)
следует, что напряжения в сечениях вала пропорциональны силовым парамет­
рам. Запас прочности п^ при совместном действии нескольких нагрузок для по­
добного вида нагружения вычисляют по формуле
106
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
где п^ = сТпред/^тах " запас прочности по нормальным напряжениям; п^ = ХпредЛтах запас прочности по касательным напряжениям; Спред, "Спред - предельные напря­
жения для симметричного цикла нагружения при изгибе и кручении соответст­
венно, т. е. а_1 и T_i; Omax? "^max ~ максимальныс приведенные напряжения.
Для определения запаса прочности по сопротивлению усталости напряже­
ния асимметричного цикла нагружения, в том числе пульсирующего, приводят
к эквивалентным напряжениям симметричного знакопеременного цикла с уче­
том конструктивных и технологических факторов
Величины (k^)j) и (k^)j) отражают влияние неравномерности распределения на­
пряжений и их концентрации, абсолютных размеров и качества поверхности валов.
Определяют их по формулам
{к,)о =
ЕаРа
(кг)о
е^Рх
где к^, к^ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; г^^, г^ и (3^^,
(3^ - соответственно коэффициенты, учитывающие влияние абсолютных разме­
ров валов и качество обработки их поверхности.
Коэффициенты \|/^ и \|/^, учитывающие форму диаграммы предельных напряже­
ний, вычисляют по формулам
2а_, -Сп
2T_J
TQ
•; ¥ т ^
Va^
где GQ, XQ ~ соответственно предел усталости при изгибе и кручении (табл. 3.1).
Таблица 3.1. Механические свойства сталей после улучшения
Марка стали
45
40Х
40ХН
34ХНЗМ
НВ
220
230
260
250
^-^
^-1
МПа
340
360
400
480
210
240
250
260
¥а
¥х
0,10
0,10
0,10
0,15
0,05
0,05
0,05
0,10
Следовательно, запас прочности при действии симметричных знакоперемен­
ных напряжений
<7_,
0,25 ¥а +
ЕаР,bj
а ; + 0,25 VT +
0_
ExPt
V'''-! J
107
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
или, обозначив
^^-,^
Ф =0,25 Vt +
Ф , = 0,251 Х|/„ +
ЕоРа
EXPT/ v'^-i у
получаем уравнение вида
(3.26)
^Ф^а^+Ф.т;
Подставив в (3.26) значения аф и Тф, найдем
Ф.
/^ М,
-ЗШф
+ф.
vO,Wo
^^ + 1 , 7 ^ С 0 8 ф
0,2(^0
d.
Выразим нагрузки в сечениях вала в виде однозначных функций сил
на ползуне:
м, = и,р^,^и,р^^
M,=
U,P^,^U,Pj,;
QB=U,PAB-U,PD^
где С/^, и^, f/c - коэффициенты.
Тогда уравнение (3.26), в которое дополнительно введем коэффициент долго­
вечности ^5 по усталостной прочности работы вала, можно преобразовать к виду
0,Ща_
(3.27)
hPJ,^Ф^U',sm'(p+Ф,iO,5U,+0^^d,U,cosi?У
По условиям технико-экономической целесообразности прочность вала должна
быть оптимальной, и, следовательно, в расчетах следует принимать минимально
допустимый запас усталостной прочности. Из уравнения (3.27) заключаем, что п^^^
для данного вала имеет место при максимуме подкоренного выражения. Установим
зависимость максимального значения этого выражения от угла ф координации эле­
ментарного объема по отношению к главным осям. Первая производная
/ = 2Ф^^/„^8тфсо8ф-0,17Ф,^о^,^^с8тф-2-0,17^х
X Ф^dlul зшфсозф = О,
или в другой записи
f=
108
С08>(С1-Сз)^-С08>[С2^+(С1-Сз)^] + С2^ =0,
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
где С, =2Ф,Ul;
С^ = 0Л1Ф,и,и,с1,;
С, =
2-0М^Ф,с11и1
Корни этого уравнения
COS^ фт =
-\
COS^ фтт = 1 .
{C,-C,Y
Следовательно, первая производная обращается в нуль при следующих парах
значений корней:
C0S9i_i = ТГ^ТГ^ COS9i_2 = J
; С08ф„_1=1, С08фп_2 = - 1 .
С} Сз
Cj С3
при анализе ограничимся положительными значениями корней, так как на­
пряженные состояния в зонах растяжения и сжатия аналогичны. Известно, что
максимум непрерывной функции имеет место, если при подстановке корней,
обращающих первую производную в нуль, для второй производной выполняется
условие/'' < 0.
Вторая производная от подкоренного выражения в уравнении (3.27)
/ ' = Q(2 соз^ф-1) - С2 cos ф - Сз(2 cos ф-1) < 0.
После подстановки первого и второго корней получаем соответственно
С|
Сз
/ ; = С,-С2-Сз<0.
Таким образом, минимальный запас прочности имеет место, если соотно­
шения между величинами С,, Cj и С^ подчинены следующим условиям:
С 2 < С , - С з при С08ф,_, =
^—- =
С,-Сз
'-
%° %^
ФХ-0Л7>Х^е
•
С 2 > С | - С з п р и созф11_|=1.
(3.28)
(3.29)
При этом действительным решением оказывается только одно из двух
возможных. Границы действия решений определяются углом поворота веду­
щего кривошипа, при котором начинает выполняться одно из условий (3.28)
или (3.29).
Решим уравнение (3.27) относительно допускаемой силы на ползуне пресса:
0,Woa-i
. (3.30)
^5^iV^af^Hsin>j_, „_1+Ф,(0,5(7,+0,17Jot/cCOSфI_l,„_l)
109
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рассмотрим частные случаи.
1. Пренебрегаем действием поперечных сил:
Поскольку выполняется условие Cj < С, - С3, минимально допустимый запас
усталостной прочности имеет место при cos ф,_,=0и8тф,_1 = 1. Следователь­
но, уравнение (3.30) принимает вид
0,Що.
(3.31)
Рп =
^.Л/Ф/7!Т0Д5Ф7^"
2. Пренебрегаем действием изгибающего момента:
Поскольку выполняется условие С2> С^-С^, минимально допустимый запас
усталостной прочности будет при созфц,! = 1 и 8тф„_1 =0 и уравнение (3.30)
имеет вид
0,1(^0^-1
PD =
(3.32)
к,щ7ФХ(0,5^,+ОД7^ОС/С)
'
Рассмотрим одноколенчатый вал с односторонним зубчатым приводом и ма­
ховиком на приемном валу. В сечении ВВ правой опорной цапфы (см. рис. 3.5)
действуют изгибающий момент, крутящий момент и поперечная сила, причем
и
= ^1
d'
В, m , s i n ( 5 + £ ) , ^
d' ЛщС08 8
т^
m^sin(5+e)
и =0,5 \ + 2к^
7?щС088
После их подстановки в (3.30) получаем следующее уравнение для Р^^:
0,Ыо'сг_1
PD =
V u r ^ 5 s i n > 1-1,11-1
А^
5i m^sin(5+8)
d'
d"" i?,„cos8
X <^0,5m^+0,085^0С08ф 1-1,11-1 1+2^
П2
+Ofx
m^8in(6+8)
i?,„C088
Если пренебречь действием поперечных сил, т. е. принять условие U^ = О,
что вполне допустимо для прессов с относительно коротким ходом ползуна
(iS'j^ax - ^о)? то из уравнения (3.31) находим
110
Глава
3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
O,\dlo_
кьщМ
(3.33)
-12
А^
5[ Шу. sin(5+E)
d'
d'
R,., COSE
+0,25mlФ^
Для прессов с большим ходом ползуна (S^^,,, > d^, когда крутящий момент
возрастает (большое плечо силы Рд), можно пренебречь действием изгибающего
момента U^^ ~ 0. Принимая, кроме того, k^^ ~ О, из уравнения (3.32) получаем
Рп =
0,2d^a
o^-i
k^n,^O',(m,+0,nd,)
(3.34)
В сечении ЕЕ (см. рис. 3.5) действуют все три силовых фактора, но даже при
выводе полного уравнения влиянием поперечных сил пренебрегают, полагая
и^ ~ 0. Два других коэффициента -
а
7?,„COS8
=m-R 0,5 + ^
U^
mj,sin(6+£)
в,L-0,5k,(l,-lJ
А+о,25(/,-/^)
^.
mj^sin(6+8)
/?щС088
sma.
в таком случае уравнение для Р ^ в сечении ЕЕ имеет вид
0,1с/>_,
PD =
h^iJ^s
±+0,25(1,-1
w^sin(6-i-e)
R,„cose
J
„ лсл£
^-0,5k,{l,-lJ
г,
0,5 + A:„
m^sin(5+e)
R,„ cose
sin a
Для упрощенного уравнения принимают k^^ ~ 0. Тогда
PD =
AMXI
+
М и Ф | ^+0,25(/,-/J-4^-r^^^^^
d'
d'
R,„cose
(3.35)
+0,25Of(m^-0,5i?sina)^
111
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Упрощенное уравнение для определения допускаемой силы в сечении FF
(см. рис. 3.5) получено в предположении, что поперечные силы незначительны
[и^ - 0) и ^„ = 0. Тогда
^и|Фс1 4+0,25(4-0,5/J-^'^b.^i'^^^''+
d'
i?,„C0S8
А.Ф. Нистратов рекомендует применять полные уравнения для определения
допускаемой силы на ползуне только для расчета главных валов специальной
конструкции, а для расчета валов типовых конструкций вполне удовлетвори­
тельные результаты дают формулы (3.33)-(3.35) в упрощенной постановке, при
выводе которых пренебрегали действием некоторых силовых параметров.
Хотя в сечении FF изгибающий момент больше, чем в сечении ЕЕ, расчет до­
пускаемых нагрузок по усталостной прочности вала здесь можно не проводить.
Объясняется это тем, что на значении эквивалентного напряжения в сечении ЕЕ для
щековых коленчатых валов существенно сказывается концентрация напряжений.
Возросший изгибающий момент, безусловно, влияет на эквивалентное напряжение
в сечении FF для бесщековых валов эксцентрикового типа. Однако в конструктор­
ской практике коленную (эксцентриковую) шейку, как правило, не просчитывают,
имея в виду ее повышенную прочность вследствие большого диаметра. Только для
щековых валов, когда диаметр коленной шейки занижен {d^ < 1,3<^)? рекомендуют
проводить расчет на усталостную прочность и в сечении ЕЕ,
Для одноколенчатого вала с маховиком расчетные формулы для допускае­
мой силы на ползуне пресса имеют следующий вид:
в сечении ВВ при S^^^ ud^vi S^^^ > d^ соответственно p ^
o^dlG_,
k,щ^Ф^,{AJdf+0,25Ф',ml
0,2й?о'(7_,
PD =
k^n,4K{rn,^0Md,)
в сечении ЕЕ -
0,W>_,
A:5«,^/o^[M,K)+0,25(/,-/^)]'+0,25Of(w,-0,5i?sina)'
112
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
Полученные формулы для одноколенчатого вала с маховиком отличаются
от выражений, установленных для предыдущей схемы, отсутствием в подкорен­
ных выражениях вычитаемого
В^ mj^sin(6+e)
d'
7?,„cos 8
•>о,
что вполне логично в связи с отсутствием консольной силы Гщ, отображением
которой это вычитаемое является.
Для валов запас прочности при расчете допускаемых сил рекомендуется вы­
бирать исходя из условий работы прессов (табл. 3.2).
Таблица 3.2. Значения коэффициентов прочности
и долговечности для прессов
«1*
п**
^6
однокривошипный
1,3
1,8-2,2
0,8
двух- и четырехкривошипный
1,3
1,8-2,2
0,9-1,0
1,2-1,3
1,8-2,2
0,8
КГШП
1,5
1,8-2,2
0,8
Чеканочный
1,5
2,3-2,5
0,8
листоштамповочный
1,6-1,8
2,2
1,0
для объемной штамповки
1,7-2,0
2,2
1,0
Тип пресса
Л истоштамповочный:
ГКМ
Автомат:
Для вала.
Для зубчатых передач.
3.6. Расчет зубчатых передач на усталостную
прочность
Силовые условия работы зубчатых передач в универсальных прессах с огра­
ниченным использованием числа ходов и в специализированных прессах-авто­
матах сильно различаются. В прессах-автоматах при штамповке деталей узкой
номенклатуры зубчатые передачи работают без остановок в течение достаточно
длительного времени на номинальном режиме. В универсальных же прессах
ИЗ
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
после каждого рабочего хода следует остановка ползуна с выключением муфты,
для последующего рабочего хода муфта включается вновь. Поскольку при вы­
ключении муфты погашается кинетическая энергия останавливаемых частей при­
вода пресса, а при ее включении преодолевается инерция этих же частей, каждый
раз при пуске и остановке в цикле одного двойного хода возникают значительные
динамические нагрузки, воспринимаемые зубчатыми передачами.
Расположение муфты включения и тормоза на валу ведущего кривошипного
вала или на приемном валу вносит некоторые различия в характер нагружения
зубчатых передач.
В прессах с муфтой на приемном валу зубчатое колесо последней пары жест­
ко связано с ведущим валом. Поэтому зубчатые пары привода испытывают дина­
мические нагрузки при остановке и пуске пресса. При остановке пресса зубчатые
пары нагружаются тормозным моментом, направление которого противоположно
рабочему моменту, в результате раскрываются зазоры с рабочей стороны зубьев.
При последующем пуске пресса на рабочий ход выборка раскрывшихся зазоров
происходит с резким ударом зубьев шестерни по зубьям колеса. Вполне очевидно,
что и на обратном холостом ходу при включении тормоза происходит также со­
ударение зубьев. Решающим фактором, определяющим особенности нагружения
при указанной компоновке привода, является фиксированное положение зубчатых
пар при остановке и пуске пресса, вследствие чего максимальные нагрузки вос­
принимаются всего двумя-шестью зубьями.
В прессах с муфтой на ведущем кривошипном валу вероятность w нагруже­
ния зубьев колеса конечной пары максимальной силой зависит от типа муфты.
Так, для управляемой фрикционной муфты
W = Z/Z2 ,
где Z - число зубьев, находящихся одновременно в зацеплении; Z2 - число зубьев
колеса.
Степень герметизации и смазка зубчатых передач существенно влияют на их
силовой режим и прочность. Опыт эксплуатации прессов показывает, что поломки
зубьев в открытых передачах чаще всего связаны с образованием усталостных тре­
щин в корне зуба, где наблюдается наибольшая интенсивность напряженного со­
стояния. Усталостные явления при циклическом изгибе усиливаются с уменьшени­
ем толщины зубьев вследствие абразивного износа. Абразивный износ вызывается
истиранием твердых пылевидных частиц, оседающих на поверхность зубьев из ат­
мосферы цеха. В первый период работы открытых передач абразивный износ игра­
ет положительную роль, ускоряя приработку зубьев сопряженных пар.
В закрытых передачах более важным фактором оказывается выкрашивание
зубьев с образованием большого количества оспообразных лунок. Причиной
выкрашивания является потеря контактной прочности вследствие усталостных
явлений в металле рабочих поверхностей в слое толщиной 15...20 мкм. Смазка,
вдавливаемая в лунки, способствует процессу выкрашивания. В износившихся
114
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
таким образом передачах вращение становится неравномерным и появляется
шум. Прогрессирующий износ и увеличение динамических нагрузок в дальней­
шем могут послужить причиной поломки зубьев.
В открытых передачах выкрашивание встречается редко. Это объясняется
тем, что тонкий поверхностный слой истирается при абразивном износе быстрее,
чем в нем успевают произойти усталостные процессы. Ограничение смазки в от­
крытых передачах также влияет на износ.
Следовательно, при расчете зубчатых передач кривошипных прессов нужно
исходить из усталостной прочности при изгибе и контактной прочности на по­
верхности зубьев. При этом для закрытых передач следует проводить расчет на
усталостную прочность при изгибе и на контактную прочность, а в качестве опре­
деляющего принимают наименьший показатель. Для открытых передач вполне
достаточно расчета на усталостную прочность при изгибе.
Запас прочности зубьев при усталостном изгибе
где а^ред - предельное напряжение при усталостном изгибе с симметричным
циклом нагружения, т. е. a_j; а^ - максимальное приведенное напряжение.
Максимальное приведенное напряжение зависит от способа нагружения,
концентрации напряжений, качества поверхности, масштабного фактора и цикла
изменения напряжений:
<^а = к, [ ( ^ J z ) ^ v + ¥ а ^ ш ] -
(3.36)
Здесь А:^ - коэффициент нагрузки, учитывающий особенности нагружения зуб­
чатой передачи,
к^ - коэффициент перегрузки, равный 1 для однокривошипных прессов и 1,1... 1,2
для двух- и четырехкривошипных; ^2 ~ коэффициент концентрации нагрузки по
ширине колеса или шестерни вследствие упругой деформации опор и валов, рав­
ный 1 для открытых передач и 1,1... 1.3 для закрытых; к^^^ - коэффициент долго­
вечности; ^4 ~ коэффициент, учитывающий биение в зацеплении вследствие
неточного изготовления зубьев и равный 1,0... 1,6 в зависимости от степени точнос­
ти зацепления (чем ниже степень точности, тем выше значение к^, окружной ско­
рости (с увеличением скорости значение к^ возрастает) и поверхностной твердос­
ти зубьев (незначительно уменьшается при повышении твердости поверхности).
Среднее напряжение цикла и амплитуда напряжений определятся соответственно
выражениями
115
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
2
'
^' 2
При определении а^ и а^ считают, что рабочий крутящий момент М^ вызы­
вает в зубьях положительное напряжение изгиба: о^^^ = a„, а при действии тор­
мозного момента М^ - отрицательное напряжение: с^^^ = -ф^с^и' ^-^^ Ф^" коэффициент, учитывающий нагружение передачи тормозным моментом, ф =
^—;
М
^расч ~ расчетный момент муфты при включении. Для прессов с муфтой на при­
емном валу ф' = 0,25 ...0,40, а для прессов с муфтой на ведущем валу ф' = 0.
Следовательно, уравнение (3.36) можно преобразовать к виду
^ а = ^ и ( 1 + фО
_8,Р,
" ^ 1 + Ф;
2
Введем для выражения в квадратных скобках следующее обозначение:
еоРс
1 + Ф'
Тогда максимальное приведенное напряжение
о , =А:„(1+ф')Ф<,(^)а„/2.
(3.37)
Из курса деталей машин известно, что номинальное напряжение изгиба бу
дет у корня ножки зуба:
2М
Yj^YJ^^^,
(3.38)
m^zb
где Ур - коэффициент формы или прочности зуба шестерни (i^i) или колеса
(7^2)9 значение которого зависит от эквивалентного числа зубьев z^ = z/cos Р;
7g - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев и равный 1 для прямозубых
передач не выше 7-го квалитета (ГОСТ 1643) и 1/[(0,85...0,95)8(^] для косозубых
и шевронных передач; 8^^ - коэффициент торцового перекрытия, в первом при­
ближении
8,-[l,88-3,2(l/z,±l/z2)]cosp;
Z - число зубьев шестерни (zj) или колеса (Z2), причем знак «+» соответствует
внешнему зацеплению, «-» - внутреннему; р - угол наклона зубьев к образующей
делительного цилиндра, град; Y^ - коэффициент, учитывающий наклон зубьев:
7р = 1-р/140°;
116
Глава
3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
М^ - крутящий момент на валу шестерни (М^|) или колеса (М^з)? ^ ~ модуль
нормального зацепления; b - рабочая ширина шестерни или колеса.
Таким образом, допускаемый крутящий момент по усталостной прочности
при изгибе зубьев шестерни и сопряженного зубчатого колеса
^•^^ к/
П2к^(1^ц>')Ф^^^^^^^,У^
причем шестерне здесь соответствует индекс / = 1, колесу - / = 2; значение запа­
са прочности П2 принимают по данным табл. 3.1.
Из курса деталей машин известно также, что номинальное контактное на­
пряжение наблюдается в ножке зуба у полюсной линии:
C„^Z„Z,ZP-M4^,
(3.39)
где Zfj - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,
Z^~ l,77cosP, для угла зацепления 8 = 20°; Zj^ - коэффициент, учитывающий
механические характеристики материала шестерни и колеса, например для
стальных пар Zj^= 275 МПа ' ; Z^ - коэффициент, учитывающий длину контакт­
ной линии:
2e=V(4-ea)/3
ДЛЯ прямозубых колес и
для косозубых и шевронных колес.
Отсюда следует, что допускаемый крутящий момент по контактной вынос­
ливости зубчатого колеса с учетом условий работы зубчатой передачи
Я _
Л^к2
[стя]
K^H^M^z
л
2
zlm^b
-2
J 2кн{и±\)
где [(5н\ - допускаемое контактное напряжение для заданного режима работы
зубчатой передачи,
1^я1
^ ,
'
[^я]о ~ базовый предел контактной выносливости (§ 5.2); 5'^ - коэффициент
безопасности, равный 1,1 для нормализованных или улучшенных зубьев и 1,2
для зубьев, подвергшихся поверхностной химико-термической обработке; ^зя ~"
коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость (§ 3.8);
117
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
kff- коэффициент нагрузки, к^^ = к^к2к^\ и - передаточное число (знак «+» соот­
ветствует внешнему зацеплению, «-» - внутреннему, например при расчете пла­
нетарной передачи двухскоростной муфты).
Используя соотношение M^ = Pj^m^, представим допускаемые силы на пол­
зуне пресса по усталостной прочности на изгиб и по контактной выносливости
шестерен и зубчатых колес тихоходной передачи соответственно в виде
Z2m Ъ
^D2
K^H^M^z J 2кн(и±1)т^
Выбор материалов для изготовления зубчатых колес и их механические ха­
рактеристики приведены в § 5.2.
При расчете допускаемых сил на ползуне пресса по прочности быстроход­
ных зубчатых передач необходимо осуществить приведение крутящего момента
к главному валу:
Л^к.б =Л/^(г/'Лпот)
где и' - передаточное число от рассматриваемого вала до главного; Г!^^^^ - КПД,
учитывающий потери в передачах.
3.7. Коэффициент долговечности
Справочные значения предельных (базовых) напряжений усталости в ме­
талле валов и зубчатых колес соответствуют длительным периодам работы,
обычно намного превышающим сроки службы этих деталей. В кривошипных
прессах максимальные напряжения действуют не все время, а только в период
рабочего хода. Поэтому расчетные допускаемые напряжения могут не соот­
ветствовать предельным. Для этого в формулы допускаемых нагрузок введены
коэффициенты долговечности (коэффициенты режима работы), учитывающие
срок службы и режим нагружения.
Коэффициент долговечности вала при расчете на усталостную прочность
при изгибе
где т^ = 9; N- эквивалентное число циклов изменения напряжений; NQ=10 - ба­
зовое число циклов.
При работе кривошипных прессов переменная нагрузка может быть обуслов­
лена цикличностью действия пресса (рабочий ход, холостой ход ползуна, холостое
вращение привода) либо технологическим использованием пресса (специальные
118
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
Таблица 3.3. Значения коэффициента использования ходов/;„
для прессов различных типов
Тип пресса
Листоштамповочный:
универсальный простого действия
вытяжной двойного действия
КГШП
ГКМ
Чеканочный
Ножницы
Р.
0,40-0,80
0,70-0,90
0,10-0,20
0,15-0,30
0,60-0,80
0,70-0,90
машины всегда работают на номинальном нагрузочном режиме; специализирован­
ные и универсальные - лишь иногда, а большую часть времени недогружены).
Поскольку действие нагрузки существенно только при рабочем ходе, при рас­
чете числа циклов изменения напряжений следует учитывать не номинальную час­
тоту п вращения главного вала или валов привода, а фактически используемое чис­
ло оборотов в минуту Пф =р^^п, TjxQp^ - коэффициент использования ходов (табл. 3.3).
Ориентировочные значения коэффициента долговечности при расчете валов и зуб­
чатых передач для кривошипных прессов различных типов приведены в табл. 3.2.
3.8. Условие прочности и номинальное усилие
кривошипного пресса
Детали кривошипного пресса по особенностям расчета на прочность можно
подразделить на две группы.
К первой группе относятся ведущие кривошипные валы в любом конструк­
тивном исполнении, бугельные оси шестерен-эксцентриков, а также зубчатые
передачи главного привода. Характерной особенностью деталей этой группы
является то, что их прочность зависит от положения главного исполнительного
механизма, координируемого углом поворота ведущего кривошипа.
Ко второй группе относятся станина и другие детали пресса, воспринимаю­
щие силовую нагрузку в период рабочего хода. Детали этой группы рассчиты­
вают по максимальному значению допускаемой силы на ползуне пресса, полу­
ченному при расчете деталей первой группы, и поэтому формально их прочность
не зависит от положения главного исполнительного механизма.
Рассмотрим применимость трех видов расчета деталей на прочность: про­
ектного, проверочного и расчета допускаемых нагрузок.
При проектном расчете по известной силовой нагрузке (мощность, крутя­
щий момент, сила) и режиму работы подбирают прочные размеры деталей тех
или иных узлов. Допускаемые напряжения рассчитывают исходя из режима ра­
боты деталей и материала, из которого они изготовлены.
119
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
При проверочном расчете по заданным нагрузкам, размерам и материалам
определяют действительные напряжения и сравнивают их с допускаемыми для
заданных условий работы.
При проектировании новых и модернизации кривошипных прессов оба рас­
чета применяют для второй группы деталей.
Расчет кривошипных валов, бугельных осей и связанной с ними тихоходной
зубчатой пары, являющихся наиболее ответственными деталями первой группы,
сводится к определению допускаемых нагрузок на ползуне пресса. Конструк­
тивные размеры валов и осей задают в зависимости от номинального усилия
пресса по опытно-статистическим соотношениям вида
В свою очередь конструктивные размеры зубчатых передач устанавливают в
зависимости от диаметра опорной шейки:
^ =/(<^о)-
Подобный подход к расчету кривошипного пресса объясняется тем, что его ха­
рактеристика по номинальному усилию для проектного задания условна и не дает
полного представления о допустимом нагружении в процессе работы. Зависимость допускае­
мой силы в деталях первой группы от положения
механизмов приводит к тому, что условие равнопрочности в кривошипных прессах не выполня­
ется, в отличие, например, от гидравлических
прессов, где максимум силы может быть достиг­
нут при любом положении подвижной попере­
чины. Если рассмотреть уравнение для определе­
ния допускаемой силы по усталостной прочности
валов и зубчатых передач, можно заметить, что в
него входит величина т^ - функция угла поворота
главного вала. Другие же параметры дня данных
условий работы остаются постоянными. Именно
поэтому для разных точек хода ползуна главного
механизма допускаемая сила неодинакова.
Характер и взаимное расположение графи­
ков сил, допускаемых прочностью сечений ве­
Рис. 3.6. Графики допускаемых дущего вала, определяются соотношением его
конструктивных размеров для разных по техно­
(7-5) и деформирующей {4) сил:
логическому
назначению прессов. Например, у
1,2 -с учетом прочности коленчатого
прессов
с
ходом
8^^^<<Л^ кривая 1 сил, допус­
вала в сечении ЕЕ и ЕЕ (см. рис. 3.5)
соответственно; i - с учетом прочнос­ каемых прочностью коленчатого вала в сече­
ти колеса или шестерни тихоходной нии ВВ, достаточно плавная с максимумом при
а ~ 0...10° (рис. 3.6). У прессов с ходом S^^^ > d^
пары; 4 - нагрузочный график
120
Глава
3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
эта зависимость обнаруживает значительное повышение нагрузок при подходе
ползуна к крайнему нижнему (переднему) положению. У большинства прессов
кривая 2 для сечения ЕЕ оказывается высоко поднятой с небольшим снижением
в сторону больших углов. У кривошипных прессов современных конструкций
кривая 3 сил, допускаемых прочностью колеса или шестерни тихоходной пары,
в области больших углов поворота кривошипа оказывается самым низким гра­
фиком, а в области малых углов она резко возрастает, пересекая кривые сил,
допускаемых прочностью кривошипного вала. У некоторых конструкций ГКМ
кривая 3 полностью лежит ниже всех графиков.
Сохранение целостности пресса связано с соблюдением условия его прочности.
Это означает, что в любом случае нагрузочный график 4, определяемый сопротив­
лением штампуемого металла и особенностями конструкции пресса, должен впи­
саться в график допускаемых сил и не превышать его ни в одной точке.
На рис. 3.6 видно, что допускаемая сила, равная паспортному номинальному
усилию Р^о^, может быть достигнута при вполне определенном положении ме­
ханизма пресса и соответствующем этому положению угле поворота ведущего
кривошипа а^о^^, который обычно называют номинальным углом.
Номинальный угол а^^^ зависит от технологического назначения пресса
и особенностей его конструктивного устройства. Для листоштамповочных одно­
стоечных прессов рекомендуют, чтобы номинальное усилие достигалось при
достаточно больших углах а^^^ > 30...45°, а у двухстоечных прессов открытого
типа - при а„о^ > 60°. У однокривошипных закрытых прессов простого дейст­
вия номинальное усилие должно достигаться для прессов с нормальным ходом
(быстроходные) при а^^^^ = 20...30°, а для прессов с увеличенным ходом (тихо­
ходные) и обрезных при оСном = 10...20°. Причем большие значения а^^^ соот­
ветствуют меньшим по размеру прессам. Достаточно широк разброс значе­
ний а„о^ в зависимости от хода ползуна для двух- и четырехкривошипных
прессов с шестеренно-эксцентриковым приводом - о.^^^^ 15...30°. Задание кон­
структивных размеров привода и главного вала у КГШП с резким пиком
нагрузки в конце рабочего хода подчинено условию а^о^, < 3...5°, а у ГКМ а^о^, = 1 ...5°. Что касается чеканочных кривошипно-коленных прессов, то для
ниха„о^ = 50...60°.
Для вытяжных прессов двойного действия особо оговаривают требование
к прочности при больших углах поворота ведущего кривошипа (а = 70... 80°): до­
пускаемая сила не должна быть меньше 40 % от номинальной. Это связано с тем,
что рабочий график при вытяжке имеет вытянутую форму с мало изменяющимся
значением силы в течение всего процесса деформирования.
Для двухкривошипных прессов рассчитанное изложенным способом ус­
ловие прочности соблюдается при центральном или почти центральном нагружении. В тех случаях, когда нагружение происходит со значительным
121
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ
ПРЕССЫ
эксцентриситетом относительно оси пресса, фактическую допускаемую силу
уточняют по расчетной схеме, в которой ползун рассматривают как балку
на двух опорах - подвесках ползуна, а нагрузку считают приложенной в
центре установленного штампа. Поскольку фактическая нагрузка на каждую
опору не может превышать 0,5 Рном? то при заданном расстоянии между
осями подвески ползуна L^^^^ и эксцентриситете х, считая от оси пресса,
максимальная допускаемая сила
''max
,-
, ^
^ном*
^подв+2х
Также должны быть снижены допускаемые силы при углах а > а^^^^.
В связи с тем, что в производственных условиях измерение угла пово­
рота ведущего кривошипа затруднено и наладку пресса ведут на заданное
положение ползуна, важно знать изменение допускаемой силы в зависимости
от его хода. Поэтому график Р^ =/(ос), полученный при прочностных расчетах,
необходимо перестроить в координатах Р^ - S и в таком виде внести в пас­
порт пресса.
На графике Р^ =f(S) номинальному углу а^^^ поворота ведущего кривоши­
па будет соответствовать номинальный недоход 5'^^^^ ползуна до крайнего ниж­
него (верхнего, переднего) положения (см. рис. 3.6).
Вышеизложенное позволяет уточнить понятие о номинальном усилии, под
которым следует понимать наибольшую силу, приложенную к центру ползуна
при заданном (номинальным углом или номинальным недоходом) положении
главного исполнительного механизма без нарушения прочности главного вала
или тихоходных зубчатых колес привода кривошипного пресса с учетом безо­
пасности и долговечности.
3.9. Жесткость кривошипного пресса
Под действием нагрузок детали машин претерпевают упругое изменение
размеров и формы. В кривошипных прессах в период рабочего хода под нагруз­
кой оказываются детали главного исполнительного механизма и станины. В за­
висимости от характера приложенной нагрузки эти детали испытывают различную
деформацию: растяжение, сжатие, изгиб, контактное смятие. Так, кривошипный
вал изгибается, стойки станины растягиваются, шатун сжимается, плита стола
прогибается и т. д. Все эти деформации суммируются в направлении движения
ползуна, искажая характер его движения и изменяя взаимное расположение ра­
бочих частей штампа, полученное при наладке. После окончания рабочего хода,
когда нагрузка падает до нуля, упругая деформация деталей пресса исчезает, их
размеры и форма восстанавливаются.
122
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
Свойство пресса упруго изменять свои
размеры под действием нагрузки в период
рабочего хода называют упругой податли­
востью. В технической литературе чаще ис­
пользуют другой термин - жесткость, понимая
под этим способность пресса сопротивляться
упругому деформированию под нагрузкой.
Эту способность характеризуют коэффици­
ентом жесткости, или жесткостью:
PD
\
А
к
А/
'А
где А/ - суммарная упругая деформация,
равная увеличению расстояния между рабо­
чими частями штампа, мм.
Величину, обратную коэффициенту жест­
кости, называют коэффициентом податливо­
сти, или податливостью:
f Т О
Л
у^
i
Ох
А/
^^лия
А/
^*дейст
^
Рис. 3.7. График упругого дефор­
мирования станины при приложе­
нии деформирующей силы Ро (гра­
фик жесткости пресса)
Наиболее точное представление об уп­
ругой деформации пресса дает эксперимен­
тальный график жесткости (рис. 3.7), устанавливающий зависимость между сум­
марной упругой деформацией и силой на ползуне пресса. Видно, что начальный
участок графика имеет нелинейный характер. В самом начале нагружения это
объясняется выборкой зазоров в сочленениях главного исполнительного меха­
низма, а затем - нелинейной упругой деформацией стыков. Сила, соответствую­
щая нелинейной деформации, обычно не превышает 25 ...30 % от номинальной.
Для определения коэффициента жесткости (податливости) принимают только
линейную часть графика, где производная dP^/dl постоянна, а следовательно,
1
^ — _
Р —Р
_ ^ D
нелин
А/.
В линеаризованной форме график жесткости используют в энергетических
расчетах (§ 4.3), поскольку его нелинейная часть не оказывает заметного влия­
ния на точность этих расчетов.
Значения коэффициента податливости, необходимые для построения линеа­
ризованных графиков жесткости, выбирают на основе практических данных. Так,
в открытых кривошипных прессах, предназначенных для листовой штамповки,
коэффициент податливости может достигать 1,0...2,0 мм на 1 МН нагрузки,
а в закрытых двухстоечных кривошипных прессах для листовой штамповки -
п
123
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
0,5... 1,0 мм на 1 МН нагрузки. В кривошипных прессах, работающих чеканя­
щим нажимом, большие значения А/ недопустимы в связи с потерями энергии
и необходимостью обеспечить достаточную точность размеров штампуемой
поковки, поэтому у них П = 0,10...0,35 мм на 1 МН нагрузки.
Чтобы избежать отрицательных последствий (понижение точности штам­
повки, уменьшение стойкости деталей пресса и инструмента, увеличение затрат
энергии), конструкторы стремятся повысить жесткость современных кривошип­
ных прессов. Для этого они применяют новые кинематические схемы с увели­
ченной жесткостью главного исполнительного механизма, используя, например,
кривошипно-эксцентриковый механизм в КГШП или кривошипно-круговой ме­
ханизм в вырубных прессах.
Глава 4. РАСЧЕТ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ
КРИВОШИПНЫХ ПРЕССОВ
4.1. Энергетические возможности кривошипных прессов
Изменение уровня кинетической энергии в кривошипном прессе в течение
одного технологического цикла показано на рис. 4.1.
При работающем электродвигателе, но невключенной муфте энергия пресса
определяется запасом кинетической энергии C/Q, накопленной вращающимися
маховыми массами (точка а на рис. 4.1).
Вследствие трения между дисками при включении фрикционной муфты
и разгона следующих за ней деталей механизма пресса первоначальный уровень
энергии снижается до U^^^ (точка Ъ). При правильно подобранном приводе ма-
^0
t/rmax
i
\а с
с/
;h
\--f>b
е^,^—'
о
О а
ар
ап.х
н^
ОСо.х
^цОо=ац
^-
Рис. 4.1. Изменение кинетической энергии в кривошип­
ном прессе в течение одного технологического цикла
124
Глава
4. Расчет энергетических параметров кривошипных прессов
ховые массы до начала рабочего хода разгоняются до номинальной частоты
вращения ^„^^ и прежний уровень энергии восстанавливается (участок cd).
Во время рабочего хода уровень кинетической энергии снижается до С/^, со­
гласно кривой de на рис. 4.1. Следовательно, в период рабочего хода расходует­
ся только часть полной энергии привода:
причем из общего количества израсходованной энергии MJ за этот период на
пластическое деформирование тратится лишь часть MJ\ остальная часть At/^ax "^
= At/^^ax - At/' расходуется на трение и упругое деформирование деталей пресса.
При обратном холостом ходе после снятия рабочей нагрузки уровень энергии
восстанавливается согласно кривой egh в результате работы электродвигателя.
При большом расходе энергии на пластическую деформацию, а также вслед­
ствие потерь уровень энергии в течение обратного холостого хода а^ ^ полностью
может не восстановиться. Поэтому приходится работать в режиме одиночных хо­
дов, чтобы растянуть время холостого пробега маховика при работаюгцем элек­
тродвигателе и выключенной муфте. Тогда к моменту очередного включения
муфты по истечении времени /^ в приводе пресса восстанавливается первоначаль­
ный уровень энергии. Следовательно, при большем числе ходов непрерывное тор­
можение маховика приводит к остановке пресса.
При однопереходной штамповке на кривошипных прессах (вырубка-пробивка,
вытяжка, чеканка и т. п.) в режиме одиночных ходов с разовым включением муфты
сумма основного (машинного) времени t^^ и времени на вспомогательные приемы
труда ^всп является длительностью действительного технологического цикла:
^ц " • ^осн
^всп*
При многопереходной штамповке в режиме одиночных ходов с нескольки­
ми включениями муфты действительный технологический цикл необходимо
подразделить на технологические переходы.
Время полного технологического цикла для прессов, работающих в режиме
одиночных ходов, приближенно можно рассчитать по заданному коэффициенту
использования ходов/?^^ (см. табл. 3.3):
^ц = ^ д в . х М -
При ОДНО- ИЛИ многопереходной штамповке, осуществляемой
позициях, во время работы автоматизированного пресса в режиме
ходов (универсальные и многопозиционные листоштамповочные
маты, одноударные холодновысадочные прессы-автоматы и др.)
технологического цикла
сразу на всех
непрерывных
прессы-авто­
длительность
^ц ~" ^дв.х*
125
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
4.2. Графики деформирующей силы
При определении энергетических показателей пресса с учетом его техноло­
гического назначения фактический график деформирующей силы заменяют уп­
рощенным типовым. Существует два способа его задания: расчетный и экспе­
риментальный.
Условием возможности применения экспериментальных графиков является
тождественность схем нагружения, а также геометрическое и физическое подо­
бие процессов. Безусловно, абсолютного подобия быть не может, однако допус­
тимо считать, что графики имеют одинаковый вид, изменяются у них только
масштабы силы и деформирования.
В зависимости от характера деформирующей силы технологические процес­
сы и соответствующие им графики можно разделить на шесть групп.
I. Вытяжка листового металла (рис. 4.2, а).
В расчетах по определению энергетических показателей для вытяжных
прессов двойного действия в качестве исходной величины обычно принимают
рабочий ход S^^, равный части полного хода внутреннего ползуна по цикло­
грамме пресса. Максимальная допускаемая сила в этом случае должна быть
меньше номинальной, указанной в паспорте, и определяться по условию проч­
ности и работе деформирования, выполняемой прессом за один ход.
Деформирующую силу листоштамповочного тихоходного пресса простого
действия выбирают с учетом графика первой вытяжки. При этом следует иметь
в виду, что ползун при ходе вниз преодолевает сопротивление подушек.
П. Разделительные процессы штамповки (рис. 4.2, б, где I - вырубкапробивка при штамповке из листа, обрезка заусенцев и прошивка отверстий;
2 - резка прутков на мерные заготовки на сортовых ножницах и др.).
При расчете Р^ следует принимать Р^пах = ^ном- Рабочий ход S^^ определяют
в зависимости от толщины срезаемого металла:
*^тах ~ ^*срез?
где к - поправочный коэффициент; ^^р^з - толщина просекаемого листа или сре­
заемого материала при обрезке. Для вырубки-пробивки и холодной обрезки заусен­
цев к= 0,40...0,50; для горячей обрезки к= I; для резки прутков к= 0,25...0,35,
причем меньшие значения к задают для более твердых материалов.
Ниже приведены толщины просекаемого листа в зависимости от номиналь­
ного усилия листоштамповочных быстроходных прессов простого действия:
Рном'МН
0,063
0,160
0,315
0,63
1,6
3,15
6,3
16
^ерез.мм
1,0
2,0
3,0
4,5
7,0
15
20
30
а также высота заусенца h^ по мостику у поковок после штамповки в открытых
штампах:
126
Глава 4. Расчет энергетических параметров кривошипных прессов
Рном»МН
1,6
2,5
3,15
4,0
6,3
10
16
/?3,MM
1,6
3,0
4,0
5,0
6,0
8,0
10,0
Однако фактическая толщина срезаемого материала больше номинальной,
так как срезают также радиусы скругления на переходе от тела поковки к зау­
сенцу. Кроме того, необходимо учесть, что при недоштамповке высота заусенца
возрастает на величину положительного отклонения по высоте поковки. По­
тах ор.х
Рис. 4.2. Графики деформирующей силы:
а - вытяжка листового металла: /, 2 - первая и вторая вытяжки; 3 - вытяжка с утонением
стенки; б - разделительные операции: I - вырубка-пробивка, 2 - разрезка прутков;
в - чеканка и калибровка; г - прессование и выдавливание; д - прямое прессование;
е.он:- объемная штамповка в открытых и закрытых штампах; з - гибка в штампах
127
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
этому при расчете энергетических параметров обрезных прессов толщина сре­
заемого материала
где а - поправочный коэффициент, а= 1,6...2,4, причем меньшие значения ко­
эффициента соответствуют прессам с большим значением Рном? ^ "" положитель­
ное отклонение по высоте поковки.
III. Чеканка, калибровка (рис. 4.2, в). Рабочий ход ^^^^x Для этих операций
достаточно мал и измеряется шириной оставленного при штамповке припуска А^
на чеканку или калибровку с учетом положительного отклонения А2 в связи
с недоштамповкой в направлении приложенной силы и отрицательного откло­
нения Аз на точность чеканки или калибровки:
Значения А^, А2 и A3 должны быть наибольшими для данных условий. Для
их расчета в качестве типовой детали задают круглую в плане поковку высотой
не менее половины диаметра.
Деформирующая сила возрастает от начального значения Р^ до максималь­
ного в конце операции Р^^^ < Рном- Согласно экспериментальным данным,
Ро<(0,80...0,85)Р„„„.
IV. Прессование и выдавливание. Особенностью силового режима прессо­
вания профилей является то, что деформация металла протекает при более или
менее постоянной деформирующей силе на ползуне пресса (рис. 4.2, г). Размеры
пресс-остатка в момент окончания процесса не вызывают резкого повышения
деформирующей силы. Как элемент горячей штамповки поковок фланцевого
типа прямое прессование характеризуется более резким изменением деформи­
рующей силы в конечный момент штамповки в связи с небольшой высотой
фланца (рис. 4.2, д). Типовой график деформирующей силы, необходимой для
выдавливания, аналогичен приведенному на рис. 4.2, г, но абсолютные размеры
рабочего хода задают особо в каждом отдельном случае.
V. Объемная штамповка в открытых и закрытых штампах (рис. 4.2, е, ж).
Процесс штамповки на КГШП в открытых штампах осуществляют, как правило,
за несколько переходов. Поэтому единый для удобства построения график дефор­
мирующей силы при последующих энергетических расчетах нужно разбить на
несколько, каждый из которых будет отражать особенности силового режима на
соответствующем переходе. Для упрощения принимают двухпереходную штам­
повку с заменой действительной зависимости Р^ =f(S) двумя линейными участ­
ками графика с изменением силы: от начальной PQ ДО конечной Р^ на первом
участке и от Р^ до максимальной Р^^ в конце штамповки на втором (рис. 4.3).
128
Глава
4. Расчет энергетических параметров кривошипных прессов
Для проверочного расчета необходимы еледующие данные.
1. Номинальное усилие пресса, по которому ус­
танавливают предельные размеры типовой поковки,
круглой в плане:
Р
=а
^ ном
р
„ ^
г
2/г ЗУ
^ 1
71ф^,+/з)/з +
Ро
о
+ 1,5 + ^ +In-^"-^
Ы
к3
Smax
SK Smsix
Sp,x
Рис. 4.3. Упрощенный гра­
фик штамповки в открытых
штампах
J
где Oj - напряжение текучести в конце штамповки,
для типовой поковки из стали 40Х о^= 149 МПа; h^,
/3 - высота и ширина заусенца на мостике; D^^ - диаметр поковки в плане;
F^^ =nD^^/4 - площадь поковки.
Значения /23 и /3 в зависимости от номинального усилия пресса Р^^^ приведе­
ны ниже:
Лом.МН
/^3, мм
/з, мм
6,3
1,5
10
2,0
4,0
4,0
16
31,5...40
2,5
20...25
3,0
5,0
6,0
8,0
4,0
2. Рабочий ход iSj^ax устанавливают в предположении, что он соответствует
углу поворота ведущего кривошипа на угол ар = 45... 50°.
3. Силы на первом переходе:
Ро = (0,03...0,05)Р„„„;
Р , = (0,12...0,20)Р„„,.
В этих формулах меньшие значения коэффициента соответствуют прессам
с меньшим P„oj^.
4. Недоход ползуна до крайнего нижнего положения при предварительной
подсадке заготовки. Значение S^ определяют исходя из диаметра поковки:
iS^^ 1,5...2 мм при 1)ш^<100мм;
5'J^ = 2 . . . 3 M M
при 100 мм </)щ^ <250 мм;
5'^ = 0,012 D^^ мм
при
D^,^>250MM.
Для выбора специализированных машин, например холодновысадочных ав­
томатов, расчет следует вести согласно графику, приведенному на рис. 4.2, эю.
129
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рабочий ход в этом случае должен быть уменьшен и соответствовать углу пово­
рота кривошипа на угол ар = 20...30°.
VI. Гибка в штампах. В качестве типового графика в этом случае можно при­
нять приведенную на рис. 4.2, з зависимость Р^, =f(S) для гибки скобы. График
имеет два участка: в начале гибки деформирующая сила плавно возрастает до
Р^^ и столь же плавно снижается, а затем резко возрастает, достигая макси­
мального значения Р^^^. При расчете следует принять Р^^^ ^^ном? причем первый
максимум должен быть ниже графика допускаемых сил (см. рис. 3.6, кривая 7).
Рабочий ход S^^^ устанавливают соответствующим ходу ползуна при пово­
роте кривошипа на ар = 60°. Заметим, что площадь под графиком деформирую­
щей силы представляет собой работу деформирования, расходуемую только на
пластическое формоизменение без учета каких-либо потерь.
Аналогично можно строить графики деформирующей силы для процессов
холодной листовой штамповки.
4.3. Нагрузочные графики кривошипных прессов
В реальных прессах с жесткостью (упругой податливостью), заданной зави­
симостью Р^ =f{^l) (рис. 4.4, а), ход ползуна S определяется как сумма рабоче­
го хода iSp X и упругой деформации Д/ пресса, соответствующей деформирующей
силе в рассматриваемый момент:
Рассмотрим особенности преобразования графиков Ро=Л^р,х) в PD=f{S)
для трех типов технологических процессов.
PD^
PD^
О
А/ О
В S О
В S
О
SK
S'
Рис. 4.4. График жесткости пресса (^f) и изменение деформирующей силы по ходу пол­
зуна (б - г) без учета (7) и с учетом (2) жесткости пресса
130
Глава 4. Расчет энергетических параметров кривошипных прессов
1. Штамповка заканчивается до выхода главного ползуна в крайнее нижнее
(переднее) положение или даже в крайнем положении, но максимум необходи­
мой для деформирования силы достигнут значительно ранее выхода в это поло­
жение, а затем плавно уменьшается до Ро = 0 к концу операции (все виды
вытяжки). В этом случае график деформирующей силы преобразуется в нагру­
зочный без изменения рабочего хода, т. е. рабочий ход ползуна равен осадке за­
готовки: S = iS^ax (рис. 4.4, б, точка В).
2. Штамповка заканчивается до выхода главного ползуна в его крайнее
нижнее (переднее) положение (точка А, кривая 7), но сила упругой деформации
резко падает до нуля в момент окончания операции (вырубка-пробивка, резка).
Положение ползуна после упругого деформирования пресса определяется точ­
кой В. График деформирующей силы преобразуется в нагрузочный со значи­
тельным изменением рабочего хода (S> S^J (рис. 4.4, в),
3. Штамповка заканчивается до крайнего нижнего положения ползуна с рез­
ким падением силы упругого деформирования станины от максимального значе­
ния до нуля (чеканка, выдавливание и прессование, горячая штамповка в
открытых штампах, гибка) (рис. 4.4, г). Однако в некоторых случаях возможно
заклинивание кривошипно-ползунного механизма. Упругой разгрузки пресса при
этом не происходит вследствие еще действующего тормозного момента на участ­
ке поворота ведущего кривошипа в пределах угла а^^ «мертвого трения». Поэтому
для движения ползуна вниз необходима дополнительная энергия.
Выход из зоны «мертвого трения» сопровождается резким падением мощ­
ности, затрачиваемой приводом:
При заданной угловой скорости со и силе Р^ это может быть только при
условии
т^ -7?(sina^+0,5sin2a^) + ^[(l + >.)r4+>.r5+ro] = 0.
При малом угле «мертвого трения» получаем
(1 + Х)г^-ьХг^+г^
R(l + l)
а^ =-arcsm|i-
Упругая деформация при разгрузке пресса должна соответствовать ходу
ползуна при повороте ведущего кривошипа на угол а = а^^:
А/р-^К).
Следовательно, рабочий ход ползуна для процессов штамповки третьего ти­
па (рис. 4.4, в)
131
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Для дальнейших расчетов необходимо преобразовать график Р^ =f(S)
в график Р^ =/(сх).
При построении графика Pj^ = f(OL) следует иметь в виду, что при вы­
полнении ряда операций листовой штамповки, резки прутков, обрезки облоя
у поковок необходимо обеспечить захождение S^^ - S^ (см. рис. 4.4, в) пуан­
сона за рабочую кромку матрицы для проталкивания изделия. Положение
ползуна, соответствующее началу рабочего хода, в этом случае координиру­
ется длиной пути
ИЛИ углом поворота, считая от крайнего нижнего положения:
При работе чеканящим нажимом ар j, = О и S^^ = 0.
4.4. Расход энергии в приводе кривошипного пресса
Энергия, расходуемая в приводе кривошипного пресса за один технологичес­
кий цикл, складывается из работы А^^ на преодоление сил трения между диска­
ми при включении муфты, а также на разгон подвижных частей исполнительных
механизмов и привода, работы А^^ на холостое перемещение механизмов пресса
и работы А^^ на совершение рабочего хода:
Расход энергии на включение муфты. Работа А^^ затрачивается, вопервых, на преодоление сил трения при проскальзывании дисков муфты в мо­
мент включения, т. е. от их соприкосновения до тех пор, пока угловые скорости
ведущих и ведомых дисков не сравняются между собой, - А^^^, и, во-вторых,
на разгон неподвижных частей привода пресса, следующих за муфтой, и главно­
го исполнительного механизма - А^^^^:
—Л
А
л.
л
Пуск кривошипных прессов осуществляют на холостом ходу, когда дефор­
мирующая сила отсутствует, а энергией, затрачиваемой на преодоление трения
в опорах валов, можно пренебречь. Следовательно, работа, расходуемая на про­
скальзывание дисков.
А
=
тр.д
2
'
где J^ - момент инерции ведомых частей пресса, приведенный к валу муфты;
со - угловая скорость маховика в конце сцепления.
132
Глава
4. Расчет энергетических параметров кривошипных прессов
Работа, затрачиваемая на разгон при включении муфты, определяется запа­
сом кинетической энергии, сообщенной ведомым частям пресса:
где «о ~ начальная угловая скорость ведущих частей муфты, соответствует син­
хронной угловой скорости электродвигателя (при скольжении s ^0,5 %), приве­
денной к валу муфты, O)Q ^ сОсинхРазличие между угловыми скоростями ш и ш^ объясняется двухстадийным
характером работы привода при включении муфты. На первой стадии начальная
угловая скорость COQ маховых масс от ведущих частей муфты до ротора электро­
двигателя понижается, а угловая скорость частей пресса, бывших ранее непод­
вижными, возрастает. Поскольку процесс выравнивания угловых скоростей
отличается быстротечностью, работа электродвигателя в этот период очень мала
и расход энергии в приводе компенсируется торможением маховых масс. По­
этому к концу первой стадии со< WQ. На второй стадии электродвигатель разго­
няет привод до начальной скорости COQ.
На первой стадии включения при уменьшении угловой скорости от COQ ДО Ш
работа торможения маховика
2
мах
2
мах
На основании равенства А^^^ = А^ д устанавливаем, что
J-'
СО-(Оп '
*^ K/IKV
''^^
мах
I" * ^ т
Скорость со несколько меньше, чем ш^^^ при номинальном скольжении элек­
тродвигателя, а щ несколько больше, чем со^^^^, поэтому для упрощения расчета
в пределах требуемой точности считаем
С0о-С0-О)„ом.
Тогда расход энергии на одно включение фрикционной муфты составит
Полное время включения t^^ фрикционной пневматической муфты исчис­
ляется от 0,03 с для небольших быстроходных листоштамповочных прессов
до 0,6 с для аналогичных крупных машин и от 0,045 с для легких КГШП и ГКМ
до 0,10...0,12 с для соответствующих тяжелых машин.
При работе на автоматическом режиме без выключения муфты А^^^ = 0.
133
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Расход энергии при холостом ходе механизмов пресса. Расход энергии
в приводе кривошипного пресса во время холостых ходов обусловлен следующи­
ми потерями:
1) на преодоление трения в опорах и направляющих главного исполнитель­
ного механизма и маховика, а также сил тяжести;
2) на преодоление сил трения в зацеплении и опорах зубчатых передач;
3) на разгон маховика до номинальной частоты вращения и проскальзыва­
ние ремней в клиноременной передаче;
4) на перемещение деталей вспомогательных механизмов пресса.
Работу холостого хода того или иного механизма при повороте ведущего
кривошипа на угол от а, до а2 определяем интегрированием:
^х.х^
\M.ida,
где М^^ - текущий приведенный крутящий момент на ведущем звене механизма.
Исследование потерь при холостом ходе механизмов листоштамповочного
пресса простого действия свидетельствует об их зависимости от качества обра­
ботки сопряженных поверхностей подвижных деталей, опор или направляющих;
натяжения ремней; регулировки тормоза и других случайных причин.
Приближенно работу холостого хода Л^^ определяют в долях от работы пла­
стического деформирования ^деф, расходуемой в процессе формоизменения:
где /: = 0,3...0,4 для универсальных листоштамповочных и обрезных закрытых
прессов, 0,4...0,5 для КГШП, 0,6 для чеканочных и 1,5...2,5 для холодновысадочных прессов-автоматов.
Расход энергии при рабочем ходе. Диаграмма крутящих моментов М^ =/(ос) полная количественная характеристика расхода энергии в период рабочего хода
на прессе с реальными свойствами. Эту диаграмму можно построить с помощью
уравнения вида
М,(а) = Р ^ ( а К ( а ) ,
где P^i^) - сила на ползуне при заданном положении механизма, определяемая
из нагрузочного графика пресса.
Планиметрируя диаграмму на участке рабочего хода, устанавливаем расход
энергии на ведущем валу согласно уравнению
«р.н
^р.х=
\M^{a)da.
«р.к
Энергия упругой деформации пресса. В прессах, где рабочий ход закан­
чивается, не доходя до крайнего положения ползуна, а график деформирующей
134
Глава
4. Расчет энергетических параметров кривошипных прессов
силы после достижения максимума имеет более пологий вид, чем график жест­
кости (например, при вытяжке из листовой заготовки, резке на гильотинных нож­
ницах с косыми ножами), происходит полный возврат потенциальной энергии
упругой деформации при разгрузке пресса:
А
^упр
= о ^р
д/
'^'-^^ max ^ * шах*
Т. е. фактический расход энергии на рабочий ход уменьшается на эту величину.
Если же на графике Р^ =f(S) максимальной силе Р^пах соответствует крайнее
положение механизма (например, при чеканке, прессовании, объемной штам­
повке), то, как известно, в начале обратного хода необходима дополнительная
энергия. В этом случае почти вся потенциальная энергия упругой деформации
пресса теряется в зоне «мертвого трения», определяемой углом а^.
4.5, Выбор электродвигателя и маховика
Решающим фактором при выборе системы привода кривошипных прессов
является экономическая целесообразность в сочетании с техническими требова­
ниями. Большинство кривошипных прессов оборудовано маховиковым приводом
с асинхронным трехфазным электродвигателем с короткозамкнутым ротором.
Предпочтение, оказываемое этому типу электродвигателей, объясняется просто­
той их устройства, невысокой стоимостью, надежностью и безопасностью работы.
Освоен промышленный выпуск различных модификаций асинхронных электро­
двигателей: с фазным ротором, с повышенным скольжением, многоскоростные с
переключением полюсов и др., что позволило расширить область их применения.
Определенными преимуществами обладает привод от электродвигателя по­
стоянного тока:
1) возможностью бесступенчатого электрического регулирования числа ходов
ползуна и угловой скорости кривошипа на холостом ходу и в период рабочего хода;
2) отсутствием необходимости в установке муфты включения и маховика.
Внедрение в качестве преобразователей тока германиевых и кремниевых
диодов позволило значительно снизить стоимость привода.
Применение электродвигателей постоянного тока технически целесообразно
в прессах с растянутым во времени рабочим ходом - прессы для горячего прес­
сования профилей, ножницы с тянущим резом и т. п., а также в листоштамповочных прессах-автоматах универсального назначения. В первом случае это
объясняется необходимостью соблюдения заданных режимов скорости движе­
ния исполнительного органа, во втором - необходимостью плавной регулировки
в широких пределах числа ходов пресса.
В кривошипных прессах целесообразность привода с маховиком вытекает
из анализа пяти периодов его работы (рис. 4.5): 1) при включении муфты; 2) при
прямом холостом ходе; 3) при рабочем ходе; 4) при обратном холостом ходе
и 5) после выключения муфты.
135
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
M^l
л
о_
fв
ПСЙп
_ 1Г
t
^
^^
/
t
^>
^ц
Рис. 4.5. График крутящего момента двигателя
Характерной особенностью работы привода является малая длительность
второго периода, составляющая не более 0,03 t^. Незначительное различие зна­
чений М^ на втором, четвертом и пятом периодах позволяет привести график
Мс =f(f) к двум участкам: 1) торможения маховых масс на общем пике нагрузки
с преобразованием части их кинетической энергии в работу пластического де­
формирования и 2) разгона этих масс до конца технологического цикла.
В более строгих расчетах особое внимание уделяют выбору оптимального со­
отношения между мощностью электродвигателя и моментом инерции маховых
масс. Однако выдержать его на практике не удается по конструктивным сообра­
жениям: а) размеры маховика должны соответствовать размерам пресса; б) обыч­
но маховик выполняют совмещенным с муфтой; в) предельная скорость маховика
ограничена. Поэтому на практике широко применяют упрощенные расчеты. Ал­
горитм их следующий.
1. По затрачиваемой за один технологический цикл активной работе вклю­
чения муфты, рабочего и холостых ходов рассчитывают среднюю мощность, от­
несенную ко времени цикла. Номинальную мощность электродвигателя прини­
мают как сумму мощностей активного и холостого ходов.
2. Момент инерции маховых масс и собственно маховика определяют по за­
данной работе, а допустимую неравномерность вращения - на основе производст­
венного опыта или расчетным путем с учетом экспериментальных коэффициентов.
Номинальная мощность электродвигателя определяется суммарной мощ­
ностью активного TVp X и холостого TV^.x ходов полного цикла:
дг
^^ном
=ш
+ дг
'^•^^р.х ' -^^х.х?
где к - коэффициент запаса.
Средняя мощность активного хода
п л -\- Л
'*вкл^вкл ^ ^ р . х
Л^р.х =
136
Глава
4. Расчет энергетических параметров кривошипных прессов
где «в^ - число включений муфты за цикл (в автоматическом режиме п^^ = 0).
Средняя мощность холостого хода
^' х.х ~ ^ х . х / ^ ц •
Тогда номинальная мощность асинхронного электродвигателя с короткозамкнутым ротором
^ ( ^ в к л ^ в к л ^ " ^ р . х З + ^х.?
N^
Коэффициент запаса к функционально зависит от номинального скольжения
установленного электродвигателя: чем меньше скольжение, тем ниже способ­
ность электродвигателя к перегрузке и, следовательно, тем больше должен быть
коэффициент запаса. В свою очередь скольжение должно соответствовать числу
^Факт фактически используемых ходов пресса: чем больше число используемых
ходов, тем меньше времени требуется для восстановления оборотов двигателя и,
следовательно, меньше должно быть номинальное скольжение s^^^ (табл. 4.1).
Таблица4.1. Значения коэффициентов /сие
для расчета мощности привода
'^факт ' х о д / м и н
До 15
15...50
Св.50
с
ном
0,12...0,08
0,08...0,04
0,04...0,02
к
8
1,2
1,3
1,4...1,6
0,85
0,9
0,95
Для прессов с ограниченной мощностью электродвигателя
число фактически используемых ходов п^^^^ =Рн^^'
Для асинхронных электродвигателей с фазным ротором номинальная мощ­
ность снижается вследствие потерь, связанных с ухудшением условий вентиляции:
N ном.ф
ном.ф
1 ном.ф
•л^.
где /?но^ ф - номинальная частота вращения электродвигателя с фазным ротором
по данным каталога; ^ном = ^^синхС^-^ном)' ^синх ~ синхронная частота вращения
электродвигателя с фазным ротором.
В период рабочего хода работа электродвигателя, приведенная к валу веду­
щего кривошипа:
^ э.к ~ ^^ном. ф ^рЧ п?
где Г|п - к п д передачи. Тогда работу маховика А^^^^ определяем из разности:
137
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
А
= Л —А
^^мах
^^р.х
^^э.к*
Как известно, маховик совершает работу ^4,^^^^ за счет кинетической энергии
А[4зх? причем должно выполняться равенство
^мах = А^4ах.
(4.1)
Отданная кинетическая энергия
2
где J^g^ - момент инерции маховых масс; Од^^^ - максимальная угловая скорость
маховика перед началом рабочего хода (в пределах требуемой точности ее мож­
но рассчитывать по номинальной частоте вращения маховика п^^^ ~ ^шы1'^)'^
^min ~ минимальная угловая скорость в конце рабочего хода.
Торможение маховика характеризуется коэффициентом неравномерности
хода 5:
s:_ ^max ~ ^min
«ср
«ср
при средней угловой скорости (О^р = {&^^ + co^in )/2 или средней частоте враще­
ния «ep = («max-«min)/2. ТоГДа
Д^мах ='^Max»cpS=^'„,
30
5.
Согласно уравнению (4.1),
т'
^
^мах_
(^«ср/ЗО) 5
При заданном коэффициенте неравномерности хода частоту п^^ можно вы­
разить через номинальную частоту вращения маховика:'
2
"- = бТ1'
поэтому
Коэффициент 5 всегда значительно меньше единицы. Причем, чем выше ко­
эффициент использования /?ц ходов машины, тем меньше значение 6. В пределах
138
Глава
4. Расчет энергетических параметров кривошипных прессов
данной группы прессов меньшие значения коэффициента неравномерности хода
5 должны отвечать машинам с большим номинальным числом ходов.
В.П. Механик и И.В. Харизоменов установили соотношение для вычисления
коэффициента неравномерности хода, исходя из допускаемого нагрева электро­
двигателя в условиях однопикового графика нагрузки:
где 8 - коэффициент, зависящий от соотношения между номинальным и крити­
ческим скольжением электродвигателя (усредненные значения г приведены
в табл. 4.1); ^-р^^^ - упругое скольжение ременной передачи, ^р^^^ = 0,01.
Однако расчет момента инерции маховика требует дальнейшего уточнения в
связи с принятым при выводе формулы (4.2) допущением о мгновенном дейст­
вии деформирующей силы в начале цикла. В действительности реальная нагруз­
ка не является мгновенной, а растянута во времени и торможение маховика
происходит при повороте кривошипа на угол ар. Поэтому для технологического
цикла с однопиковым графиком нагрузок в режиме непрерывных ходов момент
инерции будет меньше:
^ а ^
J'
J..мах
2л
V
Для цикла с двухпиковым графиком нагрузок в режиме одиночных ходов
момент инерции будет больше в связи с расходом энергии на включение муфты.
В этом случае расчетная формула для момента инерции будет следующей:
2
.
f . \^
А,
•^'мах-
(4.3)
Энергию отдает не только маховик, но и другие вращающиеся детали прес­
са. Это особенно заметно в мощных машинах. Поэтому вычисленный по фор­
муле (4.3) момент инерции J^^^ маховых масс должен быть равен сумме
приведенных к валу маховика моментов инерции наиболее крупных деталей
пресса:
TjiQ J^ - момент инерции /-й детали; и^ ~ передаточное число от вала, на котором
закреплена /-я деталь к валу маховика, причем для расположенных перед махо­
виком деталей и^< 1, а за маховиком Ui> 1.
Ориентировочно можно считать, что для КГШП момент инерции собствен­
но маховика составляет 70...75 % момента инерции вращающихся масс привода,
а для тяжелых листоштамповочных прессов и ГКМ - 85...90 %. У легких лис139
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
тоштамповочных прессов и прессов-автоматов практически вся маховая масса
сосредоточена в маховике.
При расчете должна быть в обязательном порядке проведена проверка на
допустимое время разгона маховика при первоначальном пуске электродвигате­
ля. Фактическое время разгона
/
_
'^'
^'^*^ мах '^max
/д д\
100000 ^ _ . ф , ^ '
где «^ах ~ в мин~ ; Л^ном.факт ~ В ^Вт, не должно превышать 8... 10 с для асинхрон­
ных короткозамкнутых электродвигателей нормальной серии и 15... 18 с для
двигателей с повышенным скольжением. Затянувшийся разгон может привести
к перегреву электродвигателя и выходу его из строя. Для уменьшения времени
разгона необходимо либо увеличить мощность электродвигателя, либо умень­
шить момент инерции маховика.
Повышение частоты вращения маховика ограничено окружной скоростью:
,,
_ ^ Д обетах
60000
где Z)o6 - внешний диаметр обода маховика, мм. Для стальных маховиков пре­
дельная скорость v^^^ < 40 м/с, для чугунных - v^ax < 25 м/с.
4.6. Коэффициенты полезного действия
кривошипного пресса
Энергетическим коэффициентом полезного действия (КПД) рабочей машины
называют отношение полезно используемой работы деформирования А^^^ к за­
траченной работе движущей нагрузки А^^^. Применительно к КШМ полезно ис­
пользуемой технологической работой является работа деформирования металла
А =4
В связи с периодическим аккумулированием кинетической энергии маховыми
массами и последующей ее отдачей фактическое движение элементов привода и
исполнительных механизмов кривошипных прессов следует характеризовать как
установившееся неравновесное движение. Для машин с такой формой движения
понятие КПД имеет смысл только для периода времени, в течение которого ито­
говое приращение кинетической энергии равно нулю.
Для кривошипных прессов это один технологический цикл. Работа криво­
шипного пресса за этот период включает в себя полный расход энергии в приво­
де на штамповку одного изделия v4^, а относительная доля полезно используемой
работы на пластическое деформирование А^^^ составляет средний КПД техноло­
гического цикла:
Лц^^деф/^ц
140
^ ^ д е ф / ( ^ в к л ^ в к л + ^р.х + ^ х . х ) -
Глава
4. Расчет энергетических параметров кривошипных прессов
Очень удобным для исследования энергетических параметров пресса является
так называемый КПД рабочего хода:
ASmax
^р.х
J Pj,m^(a)da
учитывающий совокупные потери энергии в механизме на трение и упругое де­
формирование деталей пресса. Если исходить из основ теории механизмов и
машин, условность этой величины состоит в том, что в качестве ведущего звена
пресса в период рабочего хода необходимо принимать не вал электродвигателя,
а кривошипный вал, а значит, кинетическую энергию маховых масс следует рас­
сматривать как работу движущих сил.
Значения КПД рабочего хода Г|р ^ при выполнении типовых технологий для
кривошипных прессов обычных конструкций (нормальная упругая податли­
вость, обычные условия трения в опорах \х = 0,04...0,06) приведены ниже:
Универсальные листоштамповочные прессы простого
действия:
вырубка
вытяжка
Листоштамповочные вытяжные прессы двойного
действия
КГШП
ГКМ
Обрезные прессы
0,55...0,65
0,70...0,80
0,75...0,85
0,30...0,40
0,35...0,45
0,50...0,55
Изучение КПД технологического цикла Г| ц представляет интерес для оценки
использования кривошипных прессов. При этом имеется в виду резкое возраста­
ние потерь холостого хода и потерь на включение муфты с увеличением /^„омСледовательно, если штамповать деталь, для которой необходима номинальная
работа рабочего хода А^^, на прессе завышенной мощности, то затраты, связан­
ные с работами А^^ ^ А^, могут стать причиной, приводящей к значительному
снижению КПД технологического цикла.
4.7. График работоспособности кривошипного
пресса
Кривошипные прессы общего назначения по условиям работы цехового
парка оборудования часто применяют для штамповки с явным недоиспользова141
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
нием по номинальной мощности привода. Посколь­
ку
энергия, которую способен отдать привод за
0,8
один технологический цикл для совершения работы
^4деф, зависит от мощности привода и длительности
0,4
цикла, то при заниженной работе А^^^ машину
можно более эффективно использовать во времени.
Q' 0 2 0 4 0 6 0 8 10 Ри
^ Р ^ установленном на прессе электродвигателе
работа за один технологический цикл
Рис. 4.6. График допустимой
дг
t - Ип А +А Л + А
работы (работоспособности)
кривошипного пресса
Для электродвигателей с повышенным сколь­
жением, а также с фазным ротором следует вместо
номинальной принимать фактическую мощность. Поскольку t^^t^^^jр^
и А^^^ =
= Л р. х^р.х. получаем
^деф
А
^деф
— Р'^ IN
r
t
In —km A
V^^ ном.факт * д в . х / / ^ и
'^'^^вкл^вкл
—A
\
^х.х/*
Зависимость между работой деформирования А^^^ и коэффициентом исполь­
зования ходов пресса/?и иллюстрирует график, приведенный на рис. 4.6.
При построении графика работоспособности пресса необходимо учитывать
следующие обстоятельства.
1. В режиме автоматических ходов (без выключения муфты), т. е. пщр^ = 1,
непроизводительные потери в приводе уменьшаются {А^^^^ = 0), а значит, допус­
тимая работа деформирования будет больше, чем при р^ = 1, но в режиме оди­
ночных ходов.
2. В режиме одиночных ходов допустимая работа деформирования А^^^ за каж­
дый ход плавно уменьшается с возрастанием коэффициента/^j^. Максимальная ра­
бота деформирования ^деф.тах ограничсна устойчивостью привода по допустимому
коэффициенту неравномерности хода 6 и критическому скольжению электродвига­
теля, так как при увеличении А^^^ и соответственно А^^ возрастает торможение ма­
ховых масс, которое в определенных условиях становится критическим.
Глава 5. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ УЗЛОВ
И СИСТЕМ КРИВОШИПНЫХ ПРЕССОВ
5.1. Станины
Станина - это корпусная базовая часть, на которой монтируют все узлы и
детали кривошипного пресса. Типовые конструкции станин вертикальных прес142
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
сов открытого типа - одно- и двухстоечные, закрытого - составные со стяжными
болтами и цельносварные.
Станины открытого типа, как правило, изготовляют из чугунного литья мар­
ки СЧ20 или СЧ25. Допускаемое напряжение чугуна [а] = (0,065...0,1)а„, где
(5^ - предел прочности чугуна при изгибе.
Цельносварные конструкции станин широко внедрены в производство прес­
сов от небольших с Р^^^ = 400 кН до крупных машин с Р^^^ = 16...20 МН. Важ­
ным преимуществом цельносварных станин является значительное сокращение
производственного цикла в заготовительных цехах и вытекающая отсюда эко­
номическая целесообразность.
По условиям сборки, например прессов двойного действия, а также по тех­
нологическим причинам при механической обработке деталей прессов с боль­
шими габаритными размерами станины выполняют составными либо из двух
частей: верхней траверсы, стоек (сварно-литой конструкции) и стола (литого),
либо из четырех частей: верхней траверсы, правой и левой стоек и стола. Пер­
вым способом изготовляют мощные горячештамповочные прессы, вторым большинство листоштамповочных прессов закрытого типа.
Сварные элементы станин выполняют из толстолистового проката марки Ст 3
толщиной от 10 до 140 мм, отливки - из стали марок ЗОЛ и 45Л с допускаемым
напряжением [а] = (0,2...0,3)ав, где а^ - временное сопротивление стали при
растяжении (меньшие значения коэффициента для отливок, большие - для тол­
столистового проката).
Детали разъемных станин соединяют в целое специальными болтами (шпиль­
ками), изготовленными из нормализованной стали 45. Чтобы не допустить рас­
крытия зазоров в стыках между верхней траверсой, стойками и столом, сила
натяжения должна превышать номинальное усилие пресса. Для центровки сбалчиваемых деталей в стыках прокладывают цилиндрические шпонки вдоль и по­
перек фронта пресса.
В силовом отношении станина закрытого типа представляет собой сим­
метрично нагруженную плоскую систему. Расчетным эквивалентом подобной
системы является рама с приведенными размерами, в которой реальные детали
заменены стержнями постоянного сечения (рис. 5.1). Оси стержней совмещают
с центрами тяжести сечений: траверсы (/-/), стоек (II-II) и стола (основания)
{Ш-111). Тогда основные размеры рамы определяют следующим образом:
a = A-yjjj\ b = B-2xjj\ h = H-(yj+yjjj),
TjiQ А, В, Н - высота оси главного вала над опорной плоскостью пресса, а также
ширина по фронту и высота пресса соответственно; Xjj - абсцисса центра тяже­
сти стойки в горизонтальном сечении / / - / / ; yj, ущ - соответственно ординаты
центров тяжести траверсы и стола в вертикальных сечениях / - / и III-IIL
143
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Z 3 z^/
?N
/ / / /у / / / / {/^PZ
i2
2i
^/Я^
и
t^
И
^^1
и
1^/
ном
X//
Г^
?S
Г77
zzz
УУУУУ'УУУУУ
2ZZZZ ZX-
t
t
^1
///
Рис. 5.1. Расчетная схема станины кривошипного пресса
Расчеты ординат центров тяжести сечений, их площадей и моментов инер­
ции ведут с разбивкой сечений на элементарные плоские фигуры. Данные пред­
ставляют в виде таблицы:
Pi
р = Е^,
Vi
PiVi
а.,=у^-у
1\ = Р,а^
/:
р, -i>i'.
^ = ЕА
Здесь F^ - площадь элементарной плоской фигуры; у^ - расстояние от оси х
до центра тяжести фигуры; F^y^ - статический момент фигуры; а^ - расстояние
144
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
между центрами тяжести фигуры и опасного сечения; /• - момент инерции фи­
гуры относительно оси х; /^ - то же относительно центральной оси; 1^ - сум­
марный момент инерции фигуры; F - суммарная площадь сечения; у - ордината
центра тяжести сечения; / - суммарный момент инерции сечения.
При расчете необходимо также привести реакции опор главного вала к цент­
рам тяжести сечения стоек, т. е. перенести силы 0,5^^^^,^ на осевую линию верти­
кальных стержней рамы. Перенос компенсируется изгибающим моментом
М
=Р
ном
^
ном
л
'
где / - размер, устанавливаемый из условия, что сила от опорных цапф вала пе­
редается на втулки станины на 1/3 расстояния от ее внутреннего края.
Однако из уравнений равновесия ни один из силовых факторов в сечениях
рамы (изгибающий момент М, поперечная Q и нормальная N силы) не может
быть определен в связи со статической неопределимостью. Для решения задачи
подобную раму необходимо перевести в разряд статически определимых систем
путем ее разрезания и введения дополнительных силовых факторов, обеспечи­
вающих геометрическую неизменяемость системы (рис. 5.2, а).
Используя принцип независимости действия силовых факторов - деформи­
рованное состояние системы от нескольких нагрузок может быть определено
суммированием состояний от действия каждой нагрузки в отдельности, - со­
ставляют уравнения перемещений для рассматриваемого сечения.
Xi
2
\Х2
Хх
lit Хг
Тк^
М
(h
Рис. 5.2. Силы, действующие в станине пресса (а),
и примерный вид эпюры изгибающих моментов (б)
145
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ
ПРЕССЫ
Для задачи с тройной неопределимостью эти уравнения в канонической фор­
ме имеют вид
Х,6„+^25,2+^з5.з+5,р=0;
Х | 621 +-^2^22 "^^3^23 "^ ^2 р ~ 0;
где Xj^ (где А: = 1, 2, 3) - дополнительные силовые факторы: поперечная Х^ и про­
дольная Х2 силы и изгибающий момент Х^\ 5^^ - перемещения в направлениях
действия дополнительных силовых факторов единичной величины Х^ = 1 (коэф­
фициенты канонических уравнений), / = 1, 2, 3; 6^ - перемещения в тех же на­
правлениях под действием внешних нагрузок (свободные члены канонических
уравнений).
Симметричное нагружение рамы снимает один лишний фактор: Х^ = 0.
Следовательно, 5i2 == §21 = О, 5i3 = 5з] = О, и система уравнений примет более
простой вид:
Х2522+Хзб2з + б2р = 0;
Х 2 б з 2 + Х з 6 з з + 6зр = 0.
Для плоских рам коэффициенты 6^^ и 5^ легко установить на основании пра­
вила Верещагина: для определения 5^^ необходимо площадь эпюры изгибающих
моментов Fj^ от дополнительного силового фактора Xj^ = 1 или внешних нагрузок
Fp умножить на ординату Mf эпюры от неизвестной единичной нагрузки под
центром тяжести этой площади и разделить на жесткость стержня, т. е.
о
5.
6,. = У ^ ^
'Р
о
= У ^
^
EI
Для рассматриваемой рамы
2\
1 2/г^ bh
+—
Ъ1,
Чп J
622 =
633= —
^^
b
V
bh
V^//
чп J
2h
•+
—
III
(b-lf-l^
НОМ
_
^''
SE
III
p
X
^''
146
—+
2a(2h-a){b-l)
P
?
Е
632= —
'23
=
4(b-l)a
2
(b-ly-l
HOM
8E
411
j2
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
На основании решения системы (5.2) определяют ^2 и Хз и строят итоговую
эпюру изгибающих моментов, один из возможных вариантов которой представ­
лен на рис. 5.2, б.
Дальнейшее решение ведут методами, известными из курса сопротивления
материалов: устанавливают наибольшие напряжения (растяжения или сжатия) в
опасных сечениях и сравнивают их с допускаемыми:
N М
а - —+ ^"^^^<[а],
F
W
где N - сжимающая или растягивающая сила, действующая в опасном сечении;
F - суммарная площадь этого сечения; Л^^пах ~ максимальный изгибающий мо­
мент; W - суммарный момент сопротивления изгибу.
Суммарная деформация станины в вертикальном направлении складывается
из прогиба траверсы 5/^ от изгибающего момента, удлинения стоек б^^р от растя­
гивающей силы и суммарного прогиба стола Ъ^^ + Ъщ^^^ от изгибающего момен­
та и поперечной силы:
SB = 5/и + 5//р + 5///И + 5///поп.
Действием изгибающего момента на стойки можно пренебречь, так как он
вызывает лишь их искривление (сближает между собой) и не влияет на дефор­
мацию системы по вертикали.
Важнейшей задачей при расчете разъемных станин является определение
параметров затянутого соединения. Согласно нормали Центрального бюро куз­
нечного машиностроения, сила предварительной затяжки Рзат должна быть не­
сколько больше номинального усилия пресса:
^ з а т ~~ фзатоном?
где фзат - коэффициент затяжки, равный 1,3... 1,4 - для листоштамповочных
прессов простого действия и КГШП, 1,5... 1,6 - для вытяжных прессов двойного
действия и 1,05... 1,10 - для чеканочных прессов.
При монтаже пресса болты заводят в предназначенные для этого отверстия в
станине и гайки завертывают до выборки зазоров в стыках. После этого на теле
каждой парной с болтом гайки делают засечку и освобождают гайку. Болт авто­
генными горелками или электронагревателями равномерно прогревают, вслед­
ствие чего его длина несколько увеличивается. Гайку завинчивают сначала до
засечки, а затем на заданный угол поворота
^г.к
=
360(6,+5,,)
h
где 5б - расчетное удлинение болта, обеспечивающее заданный натяг; 6^^ - рас­
четное укорочение станины; h - шаг резьбы болта.
147
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Для двухстоечной станины с четырьмя стяжными болтами удлинение каж­
дого болта
5 ^ Z^J^
(5.1)
AE,F,
а сжатие станины складывается из укорочения стоек (5^), траверсы {Ъ^^) и
стола (6,J:
g
р 1
^
_tWc_
О 17 /7
^^с^с
5,,,^Р'^
Р
I
"^ ^
Р 1
; 6,,= ^^^si!ci.
1 7 / 7 / 7 / 7 '
трс трс
^сл^сл
(5.2)
в формулах (5.1) и (5.2) /g, 4, /^р^, ^^^ - соответственно длина болта, стойки,
траверсы и стола, причем /^ = /^ + /^р^ + /^^^ + Н^^\ Н^^ - высота гайки; Е^, Е^, Е^^^,
£'сл ~ модули упругости соответствующих элементов станины, а F^, F^, F^^, F^^ площади их поперечных сечений.
Поскольку площади различных сечений стойки, траверсы и стола неодина­
ковы, то в формулы (5.2) следует подставлять их приведенное значение, опреде­
ляемое выражением
F =F •
^min ' М ^Ч
mm ^min + М ^ n i n / Л + ^2 ^ n i n / ^ 2 +•••"'" ^« ^ n i n / ^ и
5.2. Узлы и детали привода
Для передачи вращательного движения от электродвигателя на ведущие
кривошипные валы исполнительных механизмов предназначен привод, вклю­
чающий кроме главного двигателя ременную и зубчатую передачи, сцепные
муфты для соединения и разъединения валов и тормозные устройства для оста­
новки механизмов пресса в определенном положении.
Структура и кинематические схемы привода. Структура привода криво­
шипного пресса обусловлена его назначением и конструктивными особенностями.
Факторы, определяющие структуру привода, следующие: а) число ходов пресса и
передаточное число; б) одно- или двухсторонняя передача крутящего момента на
ведущий кривошип; в) степень герметизации пресса (открытый или закрытый
привод); г) число точек подвески ползуна (одно- или многокривошипные валы).
В кривошипных прессах общее передаточное число привода изменяется
в широких пределах: и = 2...250. К левой области указанного диапазона примы­
кают автоматы с автоматической подачей материала, к правой - мощные листоштамповочные прессы для глубокой вытяжки, совершающие 3-4 хода в минуту.
На рис. 5.3 показаны типовые кинематические схемы привода одностоечных
прессов, причем схема а с жесткой муфтой считается устаревшей, схему б ши­
роко применяют в современных прессах, а схему в можно рекомендовать для
крупных одностоечных прессов с двумя ступенями передач.
148
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
НН0
**Jri
Рис. 5.3. Типовые кинематические схемы (а-в) привода одностоечного пресса
В двухстоечных однокривошипных прессах с открытым приводом количе­
ство ступеней в зависимости от передаточного числа, как правило, изменяется
от одной при 90 и более ходов в минуту (рис. 5.4, а) до трех при 12... 15 ходах
в минуту (рис. 5.4, г).
Расположение и устройство элементов привода - муфт и тормозов - опреде­
ляется динамической и эксплуатационной целесообразностью. Например, схемы б
и в на рис. 5.4 кинематически равноценны, но расположение муфт и тормозов
довольно четко соответствует прессам с заданным технологическим назначени­
ем: первую применяют в КГШП, вторую - в ГКМ. Объясняется это, в частности,
тем, что последние являются тихоходными машинами по сравнению с прессами,
и при прочих равных условиях муфта на ведущем валу у них должна иметь
большие размеры в связи с увеличением крутящего момента. Заметим, что лен­
точные тормоза в указанных схемах могут быть заменены дисковыми.
В тихоходных листоштамповочных прессах с закрытым приводом приме­
няют трех- или четырехступенчатый привод. В четырехступенчатом приводе
чг©
^
Рис. 5.4. Кинематические схемы одно- (а), двух- (б, в) и трехступенчатого (г) приво­
да двухстоечного пресса
149
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 5.5. Кинематическая схема двухстороннего привода
стремя зубчатыми передачами (рис. 5.5) первую пару, считая от электродвига­
теля, принято называть быстроходной, последнюю, расположенную между опо­
рами станины, - тихоходной, а пару между ними - промежуточной.
Стремление уменьшить размеры зубчатых передач и повысить надежность
их работы послужило причиной появления двухстороннего привода (см. рис. 5.4, г).
В последнее время все чаще применяют схему, в которой крутящий момент рас­
пределяется между четырьмя зубчатыми парами с изменением передаточных
чисел (см. рис. 5.5).
В двухкривошипных прессах с приводом закрытого типа возникает необходи­
мость передачи движения от одного электродвигателя на два ведущих кривошипа,
оси которых перпендикулярны фронту пресса (рис. 5.6). Схему а с вращением глав­
ных колес (колес на щеках коротких коленвалов или шестерен-эксцентриков)
в разные стороны используют в листоштамповочных прессах с небольшими разме­
рами ползуна в плане. В листоштамповочных прессах с увеличенным ходом ползу­
на и его увеличенными размерами в плане применяют схему б, в которой движение
передается на второе тихоходное колесо через паразитную шестерню, благодаря
чему обеспечивается разнонаправленное вращение главных колес. Схема требует
высокой точности координации отверстий на траверсе под опоры коленвалов или
осей и экономически оправдана при выпуске прессов крупной серией.
При зацеплении шестерни последней пары сразу с двумя тихоходными ко­
лесами последние вращаются в одну сторону (см. рис. 5.6, в). В схеме г тихо­
ходные колеса также вращаются в разные стороны благодаря наличию пара150
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
--ь-.
+—^—i
^—^—т
Рис. 5.6. Направления вращения главных колес листоштамповочного пресса с
небольшими размерами ползуна в плане {а), с увеличенным ходом ползуна (б)
и с тихоходными парами, вращающимися в противоположные стороны (в, г)
зитных шестерен. Преимущество этой схемы - в возможности компенсации при
сборке неточностей изготовления.
В листоштамповочных прессах с очень большими размерами штампового
пространства движение передается не на последней, а на промежуточных или
даже на первой приемной ступени (рис. 5.7). Следовательно, особых различий
в структуре приводов двух- и четырехкривошипных прессов нет, необходимо
лишь установить последний промежуточный вал достаточной длины с четырьмя
парами малых шестерен вместо двух, приводящих в движение четыре пары ти­
хоходных колес.
В мощных листоштамповочных прессах для проверки штампов и техноло­
гии вытяжки на любой стадии процесса (что необходимо при освоении новых
деталей перед запуском в серийное производство) предусматривается специаль­
ный привод наладки. При работе на приводе наладки пресс совершает один
двойной ход за несколько минут при общем расходе энергии за цикл в таком же
объеме, как и при работе на главном приводе. В типовых схемах наладки на пер­
вом приемном валу установлено червячное колесо. Зацепление червяка с ко­
лесом и, следовательно, подача движения на главный привод обеспечиваются по
мере надобности в результате подъема или опускания корпуса червяка, являю­
щегося одновременно плунжером гидроцилиндра. На рис. 5.8 показана схема
оригинального привода наладки, где червячное колесо 2 является корпусом тор­
моза главного привода, а червяк 1 нормально стопорит этот корпус. При нала­
дочных работах вращение червяка через червячное колесо при включенном
главном тормозе подается на шестерню 3 приемного вала и дальше на ползун.
151
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
^
ГТЛ
Ш 77777777.
ш^. ^^^ ш:
к
JU
I
> LgJx 1
тт
t 3
I
ж
ш
-t
]|[ |i—I
—m
туп
L
"Ж X]
ф:
[
]
J LO
•
*
•
J
Рис. 5.7. Кинематическая схема листоштамповочного пресса
с большими размерами штамповочного пространства
Схемы приводов с переменной угловой скоростью в период одного двойно­
го хода (нормальной при исполнении рабочей операции и повышенной при хо­
лостых ходах) были рассмотрены в § 1.8.
Для бесступенчатого регулирования числа ходов ползуна главного исполни­
тельного механизма применяют вариаторы различных конструкций: при не­
большой передаваемой мощности - цепные, при значительных мощностях - ма­
логабаритные многодисковые фрикционные. В кинематике кривошипных прессов
вариатор 1 играет роль дополняющего элемента и встраивается в схему между
электродвигателем 2 и шкивом клиноременной передачи (рис. 5.9).
Клиноременная передача. В приводе быстроходных одноступенчатых прес­
сов передаточное число клиноременной передачи лежит в крайних пределах об­
щемашиностроительных рекомендаций: t/^^^ == 6,9... 10,6. Для других типов прес­
сов и^ значительно снижено, но также имеется некоторый разброс его значений,
причем меньшие принимают для более быстроходных прессов данного типа.
152
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
2
f^^
[0 0]
(ooj
HHHh-
Рис. 5.8. Кинематическая схема
мощного листоштамповочного
пресса со специальным приво­
дом наладки
Рис. 5.9. Схема привода с бес­
ступенчатым регулированием
хода ползуна
Например, для КГШП с Р^^^ = 6,3 ...63 МН и^ = 2,5 ...4,5; для двухстоечных листоштамповочных прессов и^^ изменяется в узких пределах: от 3,0...3,5 для тихо­
ходных и до 2,5 ...3,0 для быстроходных прессов.
Минимально допустимый диаметр шкива определяется соотношением
^шк~^мах/^кл •
Его значение должно удовлетворять требованиям ГОСТ 1284. Уменьшение диа­
метра шкива по сравнению с рекомендуемыми значениями резко снижает долго­
вечность, тяговую способность и КПД передачи.
При расчете клиноременных передач необходимо определить тип и число рем­
ней для передачи заданной мощности:
^рем
Л^.
C,C,N,
где Л^зл " мощность электродвигателя, кВт; С^ - коэффициент, учитывающий
угол обхвата Cj = 0,56... 1,00; С2 - коэффициент режима работы, зависящий от
характера нагрузки на ползуне пресса и сменности, С2 = 0,78...0,51; NQ - мощ­
ность, передаваемая одним ремнем заданного сечения при заданной окружной
скорости, NQ = 0,08...51,5 кВт.
153
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Данные по выбору указанных величин и порядок расчета клиноременной
передачи изложены в курсе «Детали машин». Важным практическим указанием
является то, что в консольных передачах увеличение числа ремней свыше десяти
не повышает их долговечность.
Поскольку в клиноременной передаче происходит упругое скольжение рем­
ней (обычно для кривошипных прессов ^-^ = 0,01), фактическая частота вращения
ведомого вала
Зубчатые передачи. В двухступенчатом приводе передаточное число зубчатой
пары устанавливается просто:
в трех- и четырехступенчатом приводе листоштамповочного пресса переда­
точное число необходимо распределить по ступеням. В четырехступенчатых прес­
сах в большинстве случаев соотношение между передаточными числами, начиная
с быстроходной зубчатой пары, подчиняется правилу Щ^<и^^<щ^. Так, для
гаммы тихоходных прессов простого и двойного действия с Р^^^ == 3,15... 16 МП ука­
занные величины лежат в пределах щ^: и^^ \и^ = {2...2,5): (2,9... 3,9): (5,5... 8,5).
Тип зубчатой передачи определяется особенностями конструкции пресса и
его назначением. В двухступенчатом приводе прессов серийного выпуска тихо­
ходную пару выполняют прямозубой по 10... 12-му квалитету точности. В прес­
сах, изготовление которых планируют по разряду тяжелого и уникального
оборудования, например в КГШП с Р^^^ > 20 МП, зубчатую пару выполняют
шевронной или прямозубой по 8... 10-му квалитету точности с высотной коррек­
цией для усиления прочности. Прямозубую передачу приходится применять по
условиям монтажа в последней паре тихоходных листоштамповочных прессов.
Быстроходную пару в этих прессах выполняют шевронной, а промежуточную косозубой или шевронной. Для всех шевронных передач рекомендуется угол
наклона зубьев р = 30°, а для косозубых - Р = 20°.
Число зубьев назначают по шестерне (z^ > z^^^). Разброс значений для числа
зубьев шестерни z^ довольно узкий: 19...22 для КГШП, 14... 19 для ГКМ, 14... 16
для тихоходной, 16...20 для промежуточной и 15...25 для быстроходной пары
листоштамповочных прессов соответственно.
Шестерни и колеса диаметром менее 500...800мм изготовляют из стальных
поковок марок 45, 40, 40 ХН и др., а колеса диаметром более 500...800 мм - из
стальных отливок марок 35Л, 45Л, 35ХГСЛ, 40ХНЛ и др. Поковки подвергают
нормализации (Н) или улучшению (У) до твердости 190...280 НВ, отливки - норма­
лизации до 160...220 НВ. Более высокая твердость нецелесообразна, поскольку на­
резание зубьев производят после термообработки. Для лучшей прирабатываемости
и во избежание заедания зубьев твердость шестерни должна быть на 20...40НВ
выше твердости колеса.
154
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
Таблица 5.1. Механические свойства сталей, используемых для зубчатых колес
Марка
стали
Термооб­
работка
нв
35Л
45Л
35ХГСЛ
40ХНЛ
Н
Н
160
170
200
210
н
н
^-V
МПа
230
250
320
340
Марка
стали
Термооб­
работка
нв
Н
У
У
у
180
220
250
260
45
40Х
40ХН
<^-1'
МПа
280
340
360
400
Применяя для колес с модулем т > 6 мм поверхностную закалку ТВЧ и за­
калку газовым пламенем, обеспечивают высокую твердость зубьев (например,
до 35...40 НКСз для углеродистых, 45...55 HRC3 для легированных сталей) при
сохранении вязкой сердцевины. Хотя при такой термообработке форма зуба ис­
кажается незначительно, все же для достижения 7-й степени точности необхо­
димо применять отделочные операции. Данные о механических свойствах мате­
риалов зубчатых колес приведены в табл. 5.1.
По известной твердости поверхности зубьев ГОСТ 21354 рекомендует рас­
считывать базовый предел контактной выносливости по следующим формулам:
[ая]о-2НВ + 70МПа
для зубьев после нормализации и улучшения;
[ая]о-17НКСз + 200МПа
для зубьев, подвергаемых поверхностной закалке.
Если твердость, а следовательно, и предел контактной выносливости шес­
терни и колеса различны, то в расчет принимают их среднее арифметическое
значение, но не более 1,25 [O^]Q^^^.
При прочностном расчете зубчатых передач устанавливают предельный
крутящий момент, на основании которого строят кривую сил на ползуне глав­
ного исполнительного механизма, допускаемых прочностью колес или шесте­
рен (см. § 3.9).
Конструкция зубчатых колес и шестерен привода кривошипных прессов в
общем случае соответствует общемашиностроительным рекомендациям. Ис­
ключение составляют тихоходные колеса прессов с шестеренно-эксцентриковым
приводом. В этом случае ведущий кривошип выполняют в виде эксцентрика,
изготовленного монолитно с тихоходным колесом (рис. 5.10, а, б), или же пальца
кривошипа, закрепленного с заданным эксцентриситетом на колесе (рис. 5.10, в).
Достоинство такой конструкции кривошипа - его высокая жесткость, а также
полная разгрузка бугельной оси, на которой вращаются тихоходные колеса, от
скручивания. Не менее важным фактором является удобство в монтаже прессов
с цельносварной станиной.
Сцепные муфты. Муфты кривошипных прессов относятся к управляемым
сцепным устройствам и предназначены для соединения и разъединения валов
155
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
а
б
Рис. 5.10. Конструктивные схемы зубчатых колес и шестерен привода
привода, что обеспечивает пуск исполнительных механизмов пресса на рабочий
ход или отключение при помощи воздействия на муфту через систему управле­
ния. Наибольшее применение в кривошипных прессах нашли жесткие и фрик­
ционные муфты.
Жесткие муфты. Крутящий момент в жестких муфтах передается нормаль­
ными силами, действующими на рабочих поверхностях ведущих и ведомых дета­
лей. В малых кривошипных прессах обычно применяют муфты со скошенными
поворотными шпонками, где сцепление происходит путем их поворота.
Фрикционные муфты. В этих муфтах крутящий момент передается силами
трения между рабочими поверхностями ведущих и ведомых деталей. Главное
преимущество фрикционных муфт - возможность сближения рабочих поверх­
ностей при любом относительном положении ведущих и ведомых деталей и тем
самым соединение (разъединение) валов на ходу. Благодаря этому ползуны
пресса могут быть приведены в движение из любой позиции в пределах полного
хода, что используют при установке и наладке штампов. Другим преимущест­
вом фрикционных муфт является возможность использовать привод пресса для
выведения его из стопора вследствие реверса вращения.
Устройство муфты определяют такие конструктивные факторы:
1) форма поверхности трения - дисковые (плоские), конусные и кольцевые
(цилиндрические);
2) способ управления - механическое (педальное или рукояткой) и дистан­
ционное (пневматическое, гидравлическое или электромагнитное);
156
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
3) конструкция подвижных элементов муфты, воспринимающих давление
воздуха или жидкости, и их уплотнения - поршневые с манжетным уплотнени­
ем, диафрагменные и шинные;
4) способ передачи силы в дисковых муфтах от поршня или диафрагмы на
фрикционные поверхности - непосредственно в результате линейного смещения
нажимного элемента или через рычажную систему;
5) способ компоновки муфты и тормоза - раздельно или в одном блоке.
В отношении некоторых факторов конструкторы имеют достаточно обосно­
ванное мнение, вытекающее из достоинств конструкции или обусловливаемое
необходимостью. Например, только у малых по габаритам прессов можно при­
менять механическое управление, а из муфт с дистанционным управлением по
эксплуатационным достоинствам неоспоримое преимущество имеют пневмати­
ческие муфты (удобство подвода воздуха, отсутствие загрязнений).
В настоящее время вместо фрикционного материала типа ферродо, напри­
мер, марки 6КХ-1 с номинальной допускаемой распределенной силой [^„ом! =
= 0,2...0,3 МПа, применяют пластины и вставки из новых синтетических мате­
риалов на асбокаучуковой или асбосмоляной основе. Как показал опыт эксплуа­
тации кривошипных прессов, хорошо зарекомендовали себя мягкие фрикционные
материалы на асбокаучуковой основе марок 63-7-67, 8-^5-62 с [<?ном] ^ 1 •>^ МПа
и полумягкие - марок 143-63, 143-66 с [^„ом! = Ь5 МПа.
В паре с поверхностями из стали марок Ст5, 45 или из чугунов марок от
СЧ 20 до СЧ 30 фрикционные материалы на асбокаучуковой основе обеспечи­
вают стабильные условия сцепления, характеризующиеся высоким коэффициен­
том трения |Li = 0,38...0,42.
Совместная работа муфты и тормоза происходит следующим образом
(рис. 5.11). Муфта, встроенная в маховик 7, выполнена нормально разомкну­
той. Поэтому ведущий нажимной диск 3 и фрикционные вставки 2 ведомого
диска 1 расцеплены: маховик 7 при включенном электродвигателе свободно
вращается на приемном валу 8 на подшипниках качения. В то же время нажим­
ной диск 13 нормально замкнутого тормоза под действием цилиндрических
пружин 14 прижат к фрикционным вставкам 72, а те в свою очередь - к корпусу //,
закрепленному на станине 10 пресса, т. е. все зубчатые передачи, начиная с шес­
терни 9 приемного вала, и главный исполнительный механизм остановлены
в заданном положении.
При включении пресса на рабочий ход сжатый воздух по каналам вала и крыш­
ки 5 муфты поступает на диафрагму 4, которая сдвигает нажимной диск 3, прижи­
мая вставки 2 к опорному диску 6. В результате маховик 7 сцепляется с валом 5.
Одновременно сжатый воздух поступает по каналам корпуса тормоза на его
диафрагму 16, отодвигая крышку 77 и через тяги 15 нажимной диск 13. В резуль­
тате вставки 12 освобождаются и вал 8 растормаживается. Зубчатые передачи на­
чинают вращаться, приводя в движение главный исполнительный механизм.
157
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Сигнал на включение воздухораспределителя тормоза (§ 5.5) подается од­
новременно с сигналом на включение воздухораспределителя муфты при на­
жатии штамповщиком на электрокнопку или электропедаль пуска. Однако
система управления прессом устроена так, что нарастание давления сжатого
воздуха в трубопроводе тормоза происходит быстрее, чем в трубопроводе
муфты. Поэтому процесс растормаживания опережает процесс включения
муфты. Это очень важное условие нормальной работы системы управления
прессом, позволяющее избежать значительных потерь энергии в приводе в
случае опережающего включения муфты при невыключенном тормозе и уве­
личить срок службы деталей муфты и тормоза.
Если давление воздуха на диафрагмах муфты и тормоза при выключении
пресса сбросить, то пружины 18 смещают нажимной диск 3 в исходное поло­
жение: диски муфты расходятся, а диски тормоза под действием пружин 14
сцепляются - начинается процесс торможения с последующей остановкой ве­
домых частей привода и главного исполнительного механизма (см. рис. 5.11).
Кинетическая энергия останавливаемых частей через трение на поверхностях
сцепления превращается в тепловую. Для уменьшения нагрева муфты и тормо­
за предусмотрена вентиляция дисков и вставок через соответствующие каналы,
а также оребрение крышек 5 и 17.
Диафрагму изготовляют из стали 10, причем между двумя листами диа­
фрагмы прокладывают сектора из стали У9, что придает ей хорошие упругие
свойства. При такой конструкции не требуется регулировки износа фрикцион­
ных вставок: этот износ компенсируется увеличением прогиба диафрагмы.
Утечки воздуха и заедание подвижных частей в диафрагменной муфте сведены
до минимума.
Поверхность сцепления однодисковой муфты невелика, и это ограничивает
применение таких муфт для передачи очень больших крутящих моментов. В этих
случаях применяют многодисковые муфты. Пример узла консольной многодис­
ковой муфты КГШП показан на рис. 5.12.
При включении муфты сжатый воздух через воздухоподводящую головку 3
(§ 5.5) поступает на круговой поршень 2 с манжетным уплотнением по внешнему
диаметру. Движение поршня передается на диски муфты. Ведущие диски 4 свои­
ми зубьями перемещаются в шлицах зубчатого венца, укрепленного в зубчатом
колесе 5, ведомые 7 - в шлицах зубчатой ступицы 6, закрепленной клиновыми
нестандартными шпонками на квадратной консоли эксцентрикового вала.
Чтобы избежать трения между расцепленными дисками муфты при хо­
лостом вращении маховика, зазор между дисками должен быть не менее
0,5...0,8 мм.
По условиям износа в более тяжелом положении находятся ведущие диски,
поэтому их изготовляют цельными из чугуна марки СЧ 35. Ведомые диски изго­
товляют из стали марки Ст5, и к ним приклепывают или приклеивают фрикци­
онные обкладки в виде секторных пластин.
158
и 12
13
т^///шш
Рис. 5.11. Конструктивная схема муфты, встроенной в маховик, и тормоза
14
15
Раздел
L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 5.12. Конструктивная схема многодисковой муфты
160
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
Несущая способность муфты определяется крутящим моментом и зависит
от прочности сцепляющихся поверхностей трения:
M^^^<z\yF,^R,^[ql
(5.3)
где Z - число пар сцепляющихся поверхностей; |LI - коэффициент трения; F^p поверхность сцепления трущейся пары; R^^ - средний радиус поверхности сцеп­
ления.
С увеличением окружной скорости v (отнесенной к среднему радиусу
поверхности сцепления) и числа включений п^^^ в час возрастает разогрев
муфты и допускаемое давление должно соответствовать новым условиям:
Поправочные коэффициенты лежат в пределах 1 > ^^ > 0,5 для v = 2,5... 18 м/с
и 1 > )t„ > 0,5 для ^зкл = 90...360.
Расчетный момент принимают с запасом по сравнению с возможным мак­
симумом нагрузки в приводе пресса:
^^ Муф
Р Муф
Р Муф
^ муф М муф
9
^ муф Ч муф
где м^уф - передаточное число от вала муфты до ведущего кривошипного вала,
причем при расположении муфты на приемном валу и^^^ = щ^^, на ведущем ва­
лу г^муф = 1; Л муф - КПД указанных передач, в первом случае Г|^уф = Лзуб. во втоРом-Лмуф = 1-
Следовательно, уравнение для определения несущей способности муфты
примет вид
Рмуф^'^'^^^^^^^Ц^ИсрЫ-
(5.4)
^муфПмуф
Отсюда следует, что для предотвращения перегрузки при Р^^^^ муфта долж­
на иметь коэффициент запаса Р^^ф = 1. Для кривошипных прессов принято зада­
вать коэффициент запаса Р;^уф = 1,1...1,2. Тем самым в исходных расчетах
допускают пробуксовывание муфты лишь при некотором превышении номи­
нальной нагрузки. Тогда график допускаемых сил на ползуне пресса, регламен­
тируемый несущей способностью муфты, будет располагаться выше графиков
допускаемых сил на ведущем валу и в зубчатых передачах.
В конструкторской практике принято проводить проверочный расчет муфты
на давление, решая уравнение (5.4) относительно q. Расчетное давление не
должно превышать допускаемое.
161
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Полная сила на диафрагме или поршне пневматического цилиндра муфты с
управлением, отдельным от тормоза,
здесь Рп д - сила прижатия дисков для передачи расчетного момента, равная для
муфт с пластинами и вставками Р^^ = F^^q; Р^^, - сила, необходимая для преодо­
ления трения в шлицах ведущих дисков при включении муфты.
Риш = к[^1
1
/^шл1
1 ^
-+-
Л^муф'
^шл2 у
к- коэффициент, учитывающий влияние размеров муфты, к= 0,6... 1,0 (большее
значение коэффициента следует принимать для тяжелых муфт); |Lii - коэффици­
ент трения в шлицах, |Lii = 0,10...0,15; 1)шл1' ^шл2 ~ соответственно наружный
и внутренний диаметры шлицев ведущих и ведомых дисков муфты; Р^р ~ сила
сжатия разводящих диски пружин (должна быть не меньше P^J, Рщ^^шп^ ^тр ~
сила, необходимая для преодоления трения в манжетах поршня или сопротивле­
ния диафрагмы.
Четвертую составляющую полной силы, а также возможные перекосы
в шлицах учитывают поправочным коэффициентом у= 1,1... 1,2. Давление воз­
духа в цилиндре
где Рц - рабочая поверхность поршня или диафрагмы.
Температура нагрева наружных поверхностей муфты не должна превышать
60...70 °С, а температура нагрева дисков - 150...200 °С.
Предохранительные муфты. Для защиты элементов передач от поломок
в приводе предусмотрены предохранительные муфты срезающего или фрикци­
онного типа.
Тормоза. Для сокращения времени остановки элементов привода и испол­
нительных механизмов после выключения муфты в кривошипных прессах уста­
навливают тормозные устройства, поглощающие кинетическую энергию
останавливаемых частей и преобразующие ее в тепловую энергию. Тепловая
энергия рассеивается в окружающее пространство. Помимо этого тормозные
устройства обеспечивают фиксацию главных ползунов в крайних положениях
в период пауз между рабочими ходами, предохраняя их от самопроизвольного
смещения под действием силы тяжести. Надежность работы тормозных уст­
ройств - важнейшее условие безопасной работы на кривошипных прессах.
По виду поверхностей трения различают дисковые (плоские), ленточные
и колодочные (цилиндрические), а также конусные тормоза.
162
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
По цикличности работы тормоза могут быть периодического действия, осу­
ществляющие цикл торможения в пределах ограниченного угла поворота веду­
щего кривошипного вала, и непрерывного действия. Управление тормозами
периодического действия при работе в паре с жесткими муфтами кулачковое,
а при работе с фрикционными муфтами - дистанционное.
В прессах чаще всего применяют дисковые, реже - ленточные тормоза, но
оба типа тормозов только периодического действия. Дисковые тормоза изготов­
ляют в одном блоке с муфтой и раздельно, ленточные - только в виде отдельно­
го устройства.
Ленточный тормоз простого действия ГКМ показан на рис. 5.13. Тормоз со­
стоит из литого стального тормозного барабана 7, стальной ленты 2, облицован­
ной фрикционными обкладками стальной ленты 2, пневматического цилиндра 4
с поршнем 7 и пружины 5. Набегающий конец ленты закреплен через крон­
штейн 3 на станине, сбегающий - через регулировочную гайку прикреплен к
штоку 6 пневмоцилиндра.
Тормоз нормально замкнут под действием силы пружины. При включении
муфты сжатый воздух подается под поршень, пружина отжимается и шток при­
поднимает сбегающий конец ленты, освобождая барабан и, следовательно, вал,
ведомый муфтой.
Включение тормоза периодического действия при любом его устройстве, с
одной стороны, должно несколько запаздывать по отношению к выключению
муфты или совпадать, но не опережать. В противном случае тормоз перегрева­
ется, и это может быть причиной быстрого износа и даже разрушения фрик­
ционных обкладок. С другой стороны, включение тормоза должно быть опе­
режающим относительно положения выстоя, так как кинетическая энергия
останавливаемых частей может быть погашена в течение достаточного периода
времени, пока вал с тормозным барабаном успевает повернуться на определен­
ный угол. Обычно этот угол относят к ведущему кривошипному валу и называ­
ют углом торможения ф^^. Значения угла торможения ф^ в градусах (числитель)
и радианах (знаменатель) приведены ниже:
Листоштамповочные универсальные простого действия:
тихоходные
быстроходные
Листоштамповочные вытяжные двойного действия . . . .
Горячештамповочные прессы:
с ленточными тормозами
с дисковыми тормозами
ГКМ
(10... 15)/(0,17...0,26)
(10...30)/(0,17...0,52)
10/0,17
(20...40)/(0,35...0,70)
(7... 15)/(0,12...0,26)
(25...30)7(0,44...0,52)
При увеличении угла торможения снижается давление на фрикционных об­
кладках, это позволяет уменьшить размеры тормоза. Однако из практики экс­
плуатации прессов известно, что при больших значениях ф^ усложняется наладка
163
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 5.13. Конструктивная схема ленточного тормоза ГКМ
тормоза, поэтому задание ф^> 20...25° следует считать вынужденным по конст­
руктивным причинам.
Основанием для расчета тормоза является энергетический баланс А^^ = U,
предполагающий равенство работы трения А^^ на рабочих поверхностях тормоза
и кинетической энергии U останавливаемых частей пресса.
164
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
Работа трения в период остановки
Лр = МтфтгУмуф,
где Мр - тормозной момент, определяемый в зависимости от конструктивного
устройства тормоза.
Кинетическая энергия останавливаемых частей пресса
^/=^р,зг = Л Ю о / 2 - Л « „ ' о . / 1 8 2 ,
где w„o^ - номинальная частота вращения вала муфты, мин~ .
Тогда уравнение баланса энергии для тормоза будет иметь вид
Л ^ т Ф т ^ м у ф ^ Л ^ном/182.
Дисковый тормоз. Момент М^ для тормоза с дисковыми пластинами или встав­
ками определяется по формуле, аналогичной (5.3), с отнесением всех обозначений
к конструктивным размерам и материалам тормоза. Следовательно, уравнение
баланса для тормоза с дисками можно записать так:
Л«„'ом/182 =z\lF^R,^[q]i^^u,^^.
(5.5)
Поскольку в конструкторской практике приняты проверочные расчеты тор­
мозов, уравнение (5.5) решают относительно силы q и полученные значения срав­
нивают с допускаемыми, выбранными точно так же, как и при расчете муфт.
Сила торможения, создаваемая пружинами при нажатии на диски, Р^^ = F^q.
Для разведения дисков при выключении тормоза необходимо дополнительно
поджать пружины, поэтому сила противодействия пружин Р^р будет больше Р^^,
^ п р ~ -* п.д '' '^пр'^пр*^ пор?
где ^пр - ЧИСЛО пружин; Z^p - жесткость пружины; ^^^ор ~ ^^Д поршня при выклю­
чении тормоза.
С учетом трения в шлицах и возможных перекосов (у-= 1,05... 1,10°) полная
сила, необходимая для выключения тормоза,
Рт ^ У ( ^ п . д "^ ^ п р ^ п р ^ п о р "^ ^ ш л ) -
Ленточный суммирующий тормоз. Тормозной момент суммирующего тормоза
^
"" е^'^^Ь + с
2
'
где а^ - угол обхвата барабана лентой, рад (конструктивно а^ = 250...270°); а плечо силы пружины; Ь, с - соответственно плечо силы на набегающем и сбе­
гающем концах ленты; /^^.бар ~ диаметр тормозного барабана. Для тормоза прос­
того действия а = с = b = 0.
165
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Уравнение баланса имеет вид
т "ном
_ D
'М82
V^^
V " ^тлмр
"" е^'^'^Ь + с
, , ,^
2
Решая уравнение (5.6) относительно силы Р^^, определяем силы на набе­
гающей Рн 3 и сбегающей Р^^ ветвях ленты;
Р..=Р.
н-в
е^^'^а
пр
па.
е^"^6 + с
Р
Средняя распределенная сила на рабочих поверхностях
^[q],
^т^т.бар^лен
где Z?j,eH - ширина ленты; [q] = 0,6...0,8 МПа при трении ферродо по чугуну или
стали.
Для повышения работоспособности тормоза необходимо максимально уве­
личить теплоотводящую поверхность. В современных конструкциях эта поверх­
ность в 15-20 раз больше поверхности фрикционных обкладок или вставок, что
позволяет ограничить нагрев примерно 100... 120 °С.
Тормоз маховика. При прекращении работы пресса на перерыв или при не­
обходимости реверсировать вращение привода маховик должен быть быстро
остановлен. Для этого в приводе средних и крупных прессов предусматривают
специальный тормоз маховика (§5.5). Чаще всего применяют тормоза с плоской
колодкой, прижимаемой к торцу обода маховика, причем саму колодку крепят
к головке штока пневматического цилиндра с ручным управлением. Встречают­
ся также тормоза с фигурной колодкой, прижимающейся к внешней цилинд­
рической поверхности обода маховика. У таких тормозов колодка укреплена
на качающемся рычаге с пневматическим приводом.
5.3. Узлы и детали главного исполнительного
механизма
Главный исполнительный механизм включает ведущий кривошип, рычаж­
ную передаточную систему и узел ползуна. Если необходимо значительно изме­
нить закрытую высоту, то в главный исполнительный механизм встраивается
специальный регулировочный механизм. Кроме того, в системе главного испол­
нительного механизма могут быть уравновешиватели ползуна, верхние вытал­
киватели и устройства, предохраняющие от перегрузки.
166
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
Ведущий вал. Ведущий (главный) вал исполнительных механизмов может
быть кривошипным, коленчатым или эксцентриковым.
Кривошипный вал (рис. 5.14, а) в связи с консольным расположением ве­
дущего кривошипа (кривошипная цапфа) применяют только в одностоечных
1 2
3
в
2 ^
Рис. 5.14. Ведущие валы главных исполнительных механизмов:
а - кривошипный с консольным расположением: 1 - гайка; 2 - зубчатая муфта; 3 - эксцентри­
ковая втулка; 4 - цапфа; 6 - коленчатый; в - эксцентриковый: 1 - бронзовые кольца;
2 - крепежные гайки; 3 - букса
167
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
прессах. Как правило, кривошипный вал имеет специальную эксцентриковую
втулку 3 для регулировки хода ползуна. Эксцентриковая втулка свободно ус­
тановлена на кривошипной цапфе 4 и фиксируется при помощи зубчатой муф­
ты 2, закрепленной шпонкой на валу и сцепляющейся с зубьями втулки. Поло­
жение втулки и муфты фиксируется гайкой / с левой резьбой. Ход ползуна
изменяется в результате изменения положения втулки: максимальный ход по­
лучается при сложении эксцентриситетов кривошипа и втулки, минимальный при установке эксцентриситета втулки диаметрально противоположно эксцен­
триситету вала.
Коленчатый вал (рис. 5.14, б) применяют в прессах с увеличенным ходом
при расположении кривошипа параллельно фронту пресса, например в специ­
альных вытяжных прессах, ГКМ, а также по конструктивным соображениям
в чеканочных прессах, ряде прессов-автоматов и т. д.
Эксцентриковый вал (рис. 5.14, в) используют в несхожих по назначению
прессах двух типов: в КГШП, где он необходим по условиям жесткости главно­
го вала, и в малых и средних двухстоечных вырубных прессах открытого типа,
чтобы ход ползуна регулировался при помощи устройства, подобного тому, ко­
торое применяют в одностоечных прессах.
Материал ведущего кривошипного вала выбирают в зависимости от требо­
ваний ко всей конструкции пресса. В прессах серийного выпуска, малых и сред­
них по размерам и, следовательно, невысокой стоимости, вал изготовляют из
стали 45, а в прессах хотя бы и серийного выпуска, но со сложными условиями
работы, в частности при наличии пиковой нагрузки в период рабочего хода, - из
стали 40Х или 40ХН. Для уникальных прессов материал вала должен быть осо­
бенно высокого качества, например в КГШП с Р^^^ •= 63 МП вал выполнен из
стали 34ХНЗМ.
Рекомендуемой термообработкой для материала ведущего вала является
улучшение на твердость порядка 220...260 НВ.
Для повышения усталостной прочности ведущие валы КГШП и ГКМ реко­
мендуется обкатывать роликами до 300 НВ и более. В результате такой допол­
нительной обработки его контактная прочность повышается до 25 %.
При изготовлении валов особое внимание следует обращать на галтельные
переходы - места резкой концентрации напряжений. Особенности прочностного
расчета ведущих валов были рассмотрены в гл. 3.
Узел ползуна. Узел ползуна включает собственно ползун и шатун. Дополни­
тельные устройства - верхние выталкиватели, механизм регулировки закрытой
высоты, предохранители от перегрузки - выделяют в особые узлы только при дос­
таточно сложном устройстве, в других случаях их присоединяют к ползуну.
Конструкции ползуна подразделяют по следующим типовым признакам:
1) количество шатунов подвески - одно- и многошатунные;
2) способ подвески к шатунам - непосредственно или через промежуточный
плунжер;
168
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
3) устройство шатуна - с регулируемой и нерегулируемой длиной;
4) форма корпуса ползуна - призматический ползун, ползун коробчатой фор­
мы и ползун с дополнительным отростком (хоботом);
5) способ соединения шатуна с ползуном - шаровым или цилиндрическим
подшипником.
Одношатунная подвеска оказывается достаточной при малых смещениях
центра давления штампа относительно оси ползуна, например при однопозиционной вырубке симметричных деталей на малых листоштамповочных прессах.
На крупных листоштамповочных прессах приходится применять двух- и четырехшатунную подвеску. Двухшатунная подвеска необходима для устойчивос­
ти движения длинных по фронту и узких ползунов, например в гильотинных
ножницах не только с косыми, но и с параллельными ножами, в листогибочных
прессах и т. п.
В большинстве прессов осуществляется непосредственная подвеска ползуна
к ведущим кривошипам. В листоштамповочных прессах с полной герметизацией
привода ползун подвешивают к шатунам через промежуточные плунжеры 1
(рис. 5.15). Преимуществом такой конструкции помимо герметизации будет, вопервых, полная разгрузка ползуна от горизонтальных сил и, во-вторых, то, что
блочное исполнение узла привода совместно с траверсой обеспечивает идентич­
ность координат точек подвески ползуна. Но при плунжерной подвеске увели­
чивается высота пресса со всеми вытекающими отсюда последствиями.
Принцип устройства узла ползуна одностоечного пресса ясен из рис. 5.16.
Чугунный корпус ползуна 5 перемещается в направляющих, образуемых плос­
костями станины и клиньями 7, причем для регулировки зазоров правый клин
делают переставным. Для устойчивости движения направляющие призмы кор­
пуса в верхней его части удлинены. В нижнюю часть ползуна вставлены два
стальных вкладыша 3 w 4 для зажима хвостовика штампа. Планка верхнего вы­
талкивателя 6 расположена в прорези корпуса и при ходе вверх для осуществле­
ния выталкивания налетает на установочные винты 2. Шатун пресса составной,
длина его регулируется при помощи винта 9, ввинчиваемого в тело шатуна 10.
Положение винта фиксируется сухарями с резьбой 77. Шатун с ползуном соеди­
нен через нижнюю опорную головку, образующую в паре с подпятником 8 ша­
ровую цапфу. Корпус подпятника опирается на ломкий предохранитель 7
чашечного типа.
Коробчатые корпусы ползунов средних и крупных листоштамповочных
прессов изготовляют из стального литья или сварными. В корпусе ползуна уста­
навливают механизм регулировки закрытой высоты и предохранители от пере­
грузки, например, управляемые гидропневматические и гидравлические.
Помимо ползунов типовых призматических форм в КГШП и ГКМ приме­
няют хоботообразные ползуны с усиленным направлением. Ползуны таких
прессов изготовляют из стального литья, а короткие массивные шатуны с нере­
гулируемой длиной - коваными.
169
Раздел
'
^V
I. КРИВ0П1ИПНЫЕПРЕССЫ
V
iV
V
V
\
^
Рис. 5.15. Конструктивная схема подвески ползуна к шатунам:
1 - промежуточные плунжеры; 2 - винт; 3 - гайка; 4 - уравновешивающий цилиндр
170
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
Рис. 5.16. Конструктивная схема механизма регулирования высоты ползуна однокривошипного пресса
Показанное на рис. 5.16 сочленение шатуна с ползуном при помощи шаро­
вой опоры следует применять только в небольших листоштамповочных прессах
с P^Q^ < 1 МН. Для средних и крупных прессов используют пальцевое соедине­
ние (рис. 5.17).
Проверочный расчет на прочность ползунов двух- и четырехкривошипных
листоштамповочных прессов выполняют на основе замены реальной конструк­
ции балкой равной жесткости, нагруженной распределенной силой q\
где /щ^ - длина опорной поверхности штампа.
Расчеты ползунов КГШП и ГКМ усложняются тем, что при эксцентрич­
ной нагрузке проявляется дополнительный силовой фактор - изгибающий
171
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
момент, значение которого зависит от особенностей
технологии, в частности от расположения ручьев
в штампе.
Проверочный расчет тела шатунов или винтов
проводят в предположении совместного действия
сжимающей силы и изгибающего момента:
а =
F
<[а].
со
Механизм регулировки закрытой высоты.
По целевому назначению механизм регулировки за­
Рис. 5.17. Пальцевое соедине­ крытой высоты относится к группе механизмов на­
ние шатуна с ползуном для стройки и необходим в листоштамповочных прес­
сах, где по условиям технологии высота штампов
крупных прессов
изменяется в значительных пределах.
Основным элементом механизма является установочный (регулировочный)
винт, при помощи которого увеличивают длину шатуна, изменяя положение точек
подвески ползуна. Кинематическое различие между этими вариантами состоит
в том, что в первом случае (см. рис. 5.16) установочный винт имеет поступательное
и вращательное движение, ввинчиваясь в тело шатуна, а во втором случае
(см. рис. 5.15) винт 2 имеет только поступательное движение вверх-вниз, которое
обеспечивается вращением гайки 3, укрепленной в соответствующей буксе корпуса
ползуна. Первый вариант механизма с ручным приводом реализуют в небольших
прессах с Р^^^ < 630 кН. В средних и крупных прессах с большой массой ползуна
применяют регулировочный механизм по второму варианту с приводом от индиви­
дуального электродвигателя. В двух- и четырехкривошипных прессах механизм
регулировки во избежание перекосов ползуна должен обеспечивать одновременно
смещение подвески (рис. 5.18).
Тяговые предохранительные устройства. Такие устройства устанавливают
в системе главного ползуна. Они предназначены для контроля действующей по
шатуну силы, чтобы при достижении определенной, заранее обусловленной силы
предотвратить дальнейшее ее возрастание во избежание нарушения прочности
пресса и его поломки.
Конструкции тяговых предохранителей подразделяют по роду силы, ис­
пользуемой в качестве эталона нагрузки:
1) сила сопротивления деталей предохранителя разрушению - ломкие пре­
дохранители;
2) давление воздуха - пневматические предохранители;
3) давление жидкости - гидравлические предохранители.
В небольших прессах широко применяют ломкие предохранители от перегруз­
ки, устанавливаемые в ползуне. Их недостаток заключается в том, что при срабаты­
вании они разрушаются и, следовательно, необходимо демонтировать ползун.
172
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
Рис. 5.18. Схема подвески шатуна {Ш\ - Ш4 - оси подвески)
Пневматические, гидравлические и комбинированные пневмогидравлические устройства относятся к числу управляемых. Принцип действия подобных
устройств состоит в эталонировании давления жидкости или воздуха (газа) под
плунжером - опорой нижней головки шатуна или установочного винта, причем
при нарушении эталона начинается слив жидкости или поджатие газа. Главной
особенностью управляемых предохранителей является то, что исходное поло­
жение деталей ползуна восстанавливается настройкой без разборки-сборки.
Рассмотрим схему пневмогидравлического управляемого предохранителя
(рис. 5.19). Уровень масла в полости под опорами 13 шатунов отрегулирован на
заданное давление. Возрастание давления в гидравлической системе опор при­
водит к смещению плунжера 4 и поршня 5 пневматического цилиндра 6. При
повышении нагрузки на ползуне на 20...25 % против номинальной плунжер на­
столько опускается, что открывается отверстие 77 и начинается слив жидкости
из полости Ш в полость К масляного картера. Одновременно толкатель поршня
(на схеме не показан), воздействуя на выключатель, включает звуковую сигна­
лизацию, выключает главный двигатель и останавливает пресс.
Гидросистему опор после срабатывания заполняют при помощи насоса 7
с индивидуальным электродвигателем. Для настройки системы на заданное дав­
ление масла служит разгрузочно-предохранительный клапан 8. Настройка пре­
дохранителя начинается с подачи воздуха эталонного давления под поршень
в полость Я, затем уже включается насос. Как только давление жидкости дости­
гает требуемого значения, насос выключается при помощи электроконтактного
173
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 5.19. Схема управляемого пневмогидравлического предохранителя
манометра 12. Поскольку конечным эталоном нагрузки в данном устройстве явля­
ется давление воздуха в полости Я, надежность его работы зависит от надежности
работы регулятора давления 2 и обратного клапана 1. Сжатие воздуха в полости П
при заданном ходе плунжера и поршня невелико, однако для безопасности работы
в пневматической системе установлен предохранительный клапан 3,
Для предупреждения самопроизвольного слива в гидравлической системе
установлен обратный клапан 10. Слив при ремонте осуществляют через запор­
ный вентиль 9.
Уравновешиватель ползуна. Под действием силы тяжести в вертикальном
прессе с верхним приводом главный вал при холостом движении лежит на опорах
станины, ползун висит на нижней головке шатуна, а шатун - на шейке главного
вала. В результате в сочленениях этих деталей возникают верхние зазоры. Кроме
того, действующая на ползун сила тяжести G^ ускоряет вращение главного вала и
деталей передач, приводя к возникновению зазоров в зубчатом зацеплении в на­
правлении вращения. При рабочем ходе под действием силы Р^ на ползуне, на­
много превосходящей силу тяжести, происходит выборка всех зазоров с резким
ударом. Это приводит к значительным динамическим нагрузкам в главном испол­
нительном механизме и приводе. В результате существенно понижается контакт­
ная прочность деталей. Для снятия отрицательного эффекта сил тяжести при
174
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
движении главного исполнительного механизма, а также для предохранения от
опускания в случае аварии с муфтой или тормозом предназначены уравновешиватели ползуна, которые рекомендуют устанавливать даже в небольших прессах.
По конструктивному устройству уравновешиватели (их иногда называют
балансировочными цилиндрами) очень просты - это пневматические цилиндры 4
с поршнями, штоки которых соединены с корпусом ползуна (см. рис. 5.15). Под
поршень цилиндра подается сжатый воздух, давление которого и создает силу,
уравновешивающую силу тяжести ползуна: движение главного механизма ста­
новится более равномерным, что улучшает условия работы подшипников и ти­
хоходных колес привода. При ходе вниз воздух вытесняется поршнем в ресивер
уравновешивателя, повышая давление в нем. Для ограничения роста давления
объем ресиверов должен быть достаточно большим.
5.4. Трение в подшипниках и направляющих.
Смазывание
Трение скольжения. В подвижном контакте сопряженных металлических
деталей пресса: валы и их опоры, ползуны и их направляющие, шатуны и их
шарниры, зубья шестерни и колеса и т. п., возникает механическое сопротивле­
ние относительному перемещению (трение скольжения) с силой трения Р^^.
Трение - диссипативный процесс, сопровождающийся повреждениями по­
верхности контакта и выделением теплоты. Уровень диссипативных потерь при
трении обусловлен интенсивностью поверхностного взаимодействия: они ми­
нимальны при полном разделении трущихся поверхностей деталей жидким сма­
зочным материалом (маслом) и максимальны при упругопластическом контакте
с деформированием микронеровностей поверхности металла. Первый режим
трения называют жидкостным, второй - сухим. В чистом виде сухое трение не
наблюдается, поскольку металлические поверхности обычно покрыты разными
пленками малой толщины, например окисными, масляными и т. п. Вследствие
этого сопротивление относительному перемещению значительно меньше, чем
при сухом трении, моделированном в лабораторных условиях.
Режим жидкостного трения обладает наилучшими антифрикционными ха­
рактеристиками. Трение скольжения металла по металлу заменяется скольжени­
ем в масляном слое с малыми касательными напряжениями, ничтожным по­
вреждением и износом металлических поверхностей.
Однако применение жидкой смазки не обеспечивает реализации режима жид­
костного трения. Совершенно необходимо выполнение двух других условий. Вопервых, между сопрягающимися поверхностями деталей должна существовать
клиновидная щель. При сопряжении цилиндрических поверхностей щель образу­
ется автоматически при сборке вала и подшипника по посадке Н8/е8 в системе
отверстия. Заметим, что при использовании уравновешивателя ползуна с силой
175
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 5.20. Схемы расположения щели между валом и
опорой, а также распределения давления в условиях
жидкой смазки при со < со^р (<з) и со = ю^^р (б)
Рур = Р^ на вертикальном прессе зазор сверху выбран и щель расположена так,
как показано на рис. 5.20, а. Во-вторых, подсоса масла в зазор не произойдет до тех
пор, пока окружная скорость вала не превысит критическую: v >v^p= со^^р J / 2 , где
d - диаметр вала; со^^р - критическая угловая скорость вала. В результате равно­
действующая R=^q
уравновесит деформирующую силу Р^. В этом случае,
как говорят, вал «всплывет» (рис. 5.20, б).
В технике подобный режим трения называют гидродинамическим. Причи­
ны, которые могут помешать его возникновению, следующие: 1) недостаточ­
ный объем поступающей жидкой смазки; 2) недостаточная скорость сколь­
жения v; 3) чрезмерно высокие давления на контактной поверхности в связи
с ограниченной ее площадью; 4) конструкторская недоработка при создании
клиновидной щели.
В зависимости от характера взаимодействия контактных поверхностей на­
блюдают два промежуточных режима трения: полужидкостное и полусухое тре­
ние. При этих режимах контактное касание металлических деталей происходит
по отдельным пятнам, расположенным на гребнях микронеровностей, а на ос­
тальной части сопряжения поверхности разделены масляными пленками. Если
разделение превалирует, то возникает режим полужидкостного трения, если нет
- полусухого.
В качестве антифрикционных опор для монтажа вращающихся и качаю­
щихся деталей используют радиальные и упорные сферические подшипники
скольжения.
Главные валы кривошипно-ползунных механизмов всегда устанавливают на
радиальных подшипниках скольжения. При этом предусмотрена подналадка,
176
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
компенсирующая износ и возможность установки допустимого зазора между
валом и вкладышем. Так, в подшипниках вала КГШП (см. рис. 5.14, в) регули­
ровку зазоров осуществляют клином, сдвигающим нижнюю буксу 3 вверх.
В продольном направлении вал зафиксирован бронзовыми кольцами 7. В разъ­
емных опорах листоштамповочных прессов (см. рис. 5.14, б) зазор выбирают
затягиванием крепежных гаек крышки подшипника. Корпуса подшипников
имеют отверстия, а вкладыши - канавки для затекания смазочного материала и
распределения его по длине шеек вала.
В одностоечных прессах с Р^^^ < 1 МН вкладыши опор вала делают не­
разъемными (см. рис. 5.14, а). При полном износе вкладышей их заменяют
новыми.
Подшипники скольжения кривошипных прессов работают в тяжелых усло­
виях нагружения: например, в опорных цапфах КГШП q =- 25...35 МПа, в эксцент­
риковой шейке q^ = 50...60 МПа, в нижней опоре qg= 100... 120 МПа. В лис­
тоштамповочных прессах нагрузка меньше и рекомендации приближаются к
общемашиностроительным: q=l5...20 МПа, ^^ = 25...35 МПа, qg = 50...15 МПа.
Тем не менее подшипники КГШП работают вполне удовлетворительно. Этот
факт объясняется кратковременностью действия пиковой нагрузки при объем­
ной штамповке.
Для изготовления вкладышей подшипников применяют бронзы БрОСЦ 9-6-3
и БрОФ 10-1, причем последнюю используют в более ответственных конст­
рукциях. В малых прессах успешно применяют биметаллические вкладыши
на стальной основе толщиной 5... 10 мм с наплавленной на ней бронзой толщи­
ной 2...5 мм.
Количественную оценку условий трения скольжения проводят согласно закону
Кулона о прямо пропорциональной зависимости между силой Р^ и реакцией N на
контактной поверхности трущихся тел. Значения сил определяют экспериментально
и по ним устанавливают значение коэффициента трения скольжения:
Для режима полужидкостного трения при применении индустриального
масла |1 = 0,03...0,04, пластичной смазки типа солидол |i = 0,04...0,06, в случае
жидкостного трения ц = 0,005...0,01. При натурных исследованиях на криво­
шипных прессах с непосредственной записью сил и крутящих моментов на
главном валу получены схожие значения коэффициента трения скольжения.
Трение качения. Сопротивление перекатыванию тел типа роликов или ша­
риков по опорной поверхности определяют как трение качения. Для пе­
рекатывания необходимо расходовать энергию на деформирование материала
опоры вследствие возникновения перед катящимся телом упругого валика
(рис. 5.21). В результате нормальная реакция N со стороны опоры смещается в
направлении движения на микрорасстояние к^ и возникает крутящий момент
177
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
M=k^N. Коэффициент ^^ с размерностью длины
называют коэффициентом трения качения. Для
дальнейшего перекатывания необходимо прило­
жить активный момент М^ = гР^ силы Р^, направ­
ленной по оси ролика радиусом г. Приравнивая
выражения для М^ и М^, получаем
Если Д определить как силу сопротивления ка­
чению, то коэффициент при нормальной силе N мож­
но интерпретировать как условный коэффициент
трения качения \х^ = к^/г. Условным его называют
Рис. 5.21. Схема распределе­ потому, что его значение зависит не только от физи­
ния давления при контакте ческих свойств сопряженных тел, но и от их геомет­
рических размеров. Для подшипников качения, вы­
упругого валика с опорой
полненных из стали ШХ20, ^^ = 0,0005...0,0010 см.
Если размер ролика (шарика) г = 0,5 см, то коэффициент трения качения будет
в десятки раз меньше коэффициента трения скольжения. Соответственно будут
меньше и потери энергии.
Опоры на подшипниках качения широко применяют для приемных и про­
межуточных валов на базовых деталях, муфт включения и тормозов (см. рис. 5.11,
5.12), воздухоподводящих головок (см. рис. 5.21).
С целью резкого уменьшения износа и повышения точности движения
ползуна направляющие в виде обойм с шариками качения устанавливают в
листоштамповочных сверхбыстроходных прессах (число ходов в минуту от
600 до 2000).
Подшипники качения выбирают по динамической грузоподъемности
пресса.
Системы смазывания и смазочные материалы. К смазочным материа­
лам относятся вещества, обладающие смазочным действием и способные
уменьшать силы сцепления между трущимися поверхностями деталей, дефор­
мацию сдвига и тем самым износ. В кривошипных прессах используют сма­
зочные материалы двух видов: жидкие и пластичные (консистентные или
устаревшие густые смазки).
Жидкие смазочные материалы - это минеральные масла нефтяного проис­
хождения марок И-20, И-30, И-40. Они обладают достаточной смачиваемостью
и невысокой вязкостью.
Пластичные смазочные материалы изготовляют из вышеназванных введени­
ем загустителя, обычно кальциевого мыла. Загуститель создает структурный
каркас, в ячейках которого удерживается минеральное масло. Благодаря этому
растет смачиваемость и, как следствие, прилипаемость смазки к деталям. При
178
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
эксплуатации кривошипных прессов применяют пластичные смазки марок С,
УС1,УС2.
При выборе вида смазочного материала следует учитывать, что эксплуата­
ционные расходы при применении пластичной смазки выше, чем при использо­
вании жидкой; кроме того, выше потери энергии на трение, чаще возникают
разрывы масляных пленок и задиры, хуже условия отвода теплоты, невозможно
создать режим жидкостного трения. Однако отмеченные выше свойства плас­
тичной смазки (смачиваемость, повышенная вязкость, прилипаемость) делают
ее предпочтительной для смазывания зубьев открытых передач, направляющих
ползуна, головок шатуна, подшипников качения.
Жидкая смазка в связи с малой вязкостью легко стекает с поверхности дета­
лей, из-за чего приходится устанавливать маслосборники. Это не только способ­
ствует теплоотводу, но и удаляет из узлов трения посторонние частицы, в том
числе окалину. Собранное масло очищают и вновь используют.
Системы смазывания подразделяют:
по виду смазочного материала - жидкие и пластичные;
по способу подачи его к местам смазывания - индивидуальные и централи­
зованные;
по характеру использования - проточные и циркуляционные;
по способу подачи - ручные и приводные.
Индивидуальную подачу смазочного материала в места смазывания производят
вручную с использованием шариковых или фитильных масленок, периодически
заливаемых и выдавливаемых смазчиком. При централизованной смазке смазочный
материал подается к местам смазывания от общего насоса. При этом смазку можно
подавать как с помощью ручного насоса, так и с использованием автоматических
станций смазки. Для жидких смазочных материалов целесообразно применять обо­
ротную систему с очисткой и повторной подачей. Для пластичной смазки более
приемлема проточная, по существу безвозвратная система.
В средних и крупных листоштамповочных прессах для смазки зубчатых ко­
лес используют погружение их в масляную ванну в картере (см. рис. 5.15).
На рис. 5.22 представлена схема автоматизированной системы циркуляци­
онной жидкой смазки. Ее особенностью является то, что питатели смазки соеди­
нены последовательно. В случае прекращения подачи смазки к одному из них
следует звуковой сигнал и пресс останавливается. Вновь запустить пресс можно
только после устранения неисправности в системе.
Насос 3 с электромеханическим приводом засасывает смазочное масло из
бака 15 через фильтр 2 предварительной очистки и подает по маслопроводу к
золотнику распределителя 4 с ручным управлением (кнопочным или рычаж­
ным). Золотник нормально замкнут пружиной на правую часть маслопровода.
Через фильтр тонкой очистки 77 и обратный клапан 10 масло подается к дроссе­
лю 6. Фильтр 77 при работе нередко засоряется. В этом случае золотник отжи­
мают влево и масло поступает в обход через аналогичный фильтр по левому
179
Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 5.22. Схема автоматизированной системы цир­
куляционного смазывания
маслопроводу. После ремонта фильтра 11 золотник возвращают в исходное по­
ложение и подача масла происходит прежним путем. Во избежание перетекания
масла в левом маслопроводе установлен второй обратный клапан.
Рабочее давление в системе устанавливают и периодически контролируют
визуально по манометру 5. В процессе работы пресса уровень давления поддер­
живается с помощью реле 7 и контролируется во избежание перегрузки предо­
хранительным клапаном 12.
Дроссель 6 предназначен для регулировки расхода масла и контролируется
датчиком 8. После дросселя масло по магистрали поступает к питателю 9 и от
него к местам смазывания. Затем через маслосборники масло по безнапорному
обратному маслопроводу стекает к сливному фильтру 14, имеющему магнитный
уловитель 13 для очистки от металлического мусора. Очищенное масло посту­
пает в бак 75, где его уровень (переполнение или исчерпание) контролируется
специальным датчиком 7.
180
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
Подобные системы смазывания универсальны и пригодны для подачи различ­
ных смазочных материалов, в том числе и пластичных. Несмотря на повышенную
стоимость и сложность монтажа, эти системы находят широкое распространение,
причем даже для смазывания опорных подшипников скольжения КГШП.
5.5. Системы управления кривошипными прессами
Системы управления кривошипными прессами предназначены для цикли­
ческого пуска и остановки главного исполнительного механизма при включе­
нии или выключении муфты и тормоза привода. В структуру системы уп­
равления входят органы включения, механизм управления и отключающие
устройства. Собственно механизм управления, воспринимающий команду от
включающего органа и передающий ее муфте и тормозу, в зависимости от ви­
да энергоносителя может быть механическим, электромеханическим, пневма­
тическим, электропневматическим или электрогидравлическим. Поэтому уп­
равление кривошипными прессами возможно при помощи механической,
электромеханической, пневматической, электропневматической или электро­
гидравлической систем.
В зависимости от характера связи органов включения с механизмом управ­
ления имеются системы непосредственного (механические) и дистанционного
действия, а по конструктивному оформлению органов включения - системы
с ручным и педальным управлением.
В механических системах управление осуществляется посредством кинема­
тической цепи, которая состоит из рычагов и соединительных тяг, передающих
движение и нагрузку от органа включения (рукоятки или педали) к муфте. Тако­
го рода системы используются в устаревших универсальных прессах с жесткими
муфтами, а также в специальных прессах и автоматах с жесткими и фрикцион­
ными муфтами.
Электропневматическое управление является типовым для современных
кривошипных прессов с фрикционными муфтами. В его структуру входят две
параллельно-последовательно действующие системы: электрическая и пневма­
тическая.
К электрической системе относятся органы включения, электрические це­
пи с электроаппаратурой и отключающие устройства. Органы включения - это
электрокнопки, размещенные на прессе или специальных пультах, либо элек­
тропедаль. Отключающие устройства системы - это выключатели, воспри­
нимающие движение звеньев привода или главного исполнительного ме­
ханизма.
Элементы пневматической системы объединены в общее для пресса устрой­
ство - воздухопровод. На рис. 5.23 дана примерная схема воздухопровода КГШП
для управления работой дисковой фрикционной муфты 6, дискового тормоза 4,
тормоза маховика 2 с золотниковым распределителем 75, уравновешивателя
181
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 5.23. Упрощенная схема воздухопровода КГШП
ползуна 5 и нижнего пневматического выталкивателя 7. В состав воздухопрово­
да входят специальные устройства: воздухоподводящие головки 7, распредели­
тели воздуха 3 и воздушная арматура, а также трубы, вентили 70, обратные
клапаны 5, регуляторы давления 75, фильтр 9, маслораспылители 14, предохра­
нительные клапаны 77, манометры 72. В качестве аккумуляторов сжатого возду­
ха используют воздушные ресиверы 16,
Для ускоренного впуска сжатого воздуха в муфту и сброса отработавшего
воздуха в атмосферу предназначена воздухоподводящая головка, соединяющая
через подшипниковый узел вращающуюся крышку муфты с неподвижными тру­
бами (рис. 5.24).
Действие подводящей головки основано на использовании разности сил,
создаваемых сжатым воздухом над поршнем 2 и под клапаном 4, При срабаты­
вании распределителя воздух через отверстие в верхней части корпуса головки 7
попадает в полость /, опуская поршень. При ходе вниз поршня до соприкоснове­
ния с полой ножкой-золотником 3 клапана 4 перекрывается полость // с выхлоп­
ными отверстиями. В процессе дальнейшего движения вниз открывается клапан 4.
Поскольку полость IV постоянно сообщается с ресивером муфты, сжатый воздух
через полость /// и проемы в ножке-золотнике очень быстро поступает на пор­
шень муфты: диски муфты сцепляются, происходит пуск главного исполнитель­
ного механизма.
182
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
Рис. 5.24. Схема воздухоподводящей головки
При выключении распределителя давление в полости / сбрасывается: пор­
шень 2 под действием сжатого воздуха муфты поднимается вверх до упора, от­
крывая выхлопные отверстия в полости //. Сразу же под действием пружины 5
183
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
садятся на свое место клапан 4 и его ножка-золотник. Сжатый воздух через по­
лости /// и / / выпускается в атмосферу, диски муфты расцепляются и происхо­
дит остановка главного исполнительного механизма.
Распределитель воздуха является исполнительным механизмом одновре­
менно обеих цепей управления: электрической и пневматической. Сигналы в элек­
трической цепи управления воспринимает электромагнит 1 (рис. 5.25), якорь
которого перемещает золотник 2 вспомогательного распределителя. При вклю-
<н>-н
Рис. 5.25. Схема воздухораспределителя
184
Глава
5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
чении электромагнита золотник 2 поднимается и пропускает сжатый воздух от
ресивера в полость над поршнем 3 основного распределителя. В результате
поршень i, опускаясь, перекрывает выпускные окна, а благодаря открытию кла­
пана 4 сжатый воздух также от ресивера (см. рис. 5.23) поступает в полость /
воздухоподводящей головки (см. рис. 5.24).
Установка в схеме двух распределителей - основного и вспомогательного позволяет намного уменьшить расход сжатого воздуха при его выпуске в атмо­
сферу после выключения муфты, поскольку размеры проходных сечений кана­
лов и трубопроводов, связывающих распределители между собой и с муфтой,
могут быть небольшими.
Электропневматическая система управления обеспечивает работу пресса в
следующих режимах.
1. Режим одиночных ходов, когда главный исполнительный механизм оста­
навливается после совершения каждого двойного хода независимо от продолжи­
тельности нажатия на кнопки или педаль; выключатели муфты и тормоза
действуют автоматически по команде от кулачков. Для совершения последующе­
го хода органы включения должны быть отпущены и вновь нажаты.
2. Режим автоматических последовательных ходов, когда главный исполни­
тельный механизм движется до тех пор, пока нажаты кнопки или педаль, но обя­
зательно останавливается при их отключении в крайнем верхнем (заднем)
положении. Выключатели муфты и тормоза на время нажатия кнопок или педали
заблокированы, но блокировка снимается при очередном подходе к крайнему по­
ложению, если перед этим были отпущены кнопки или педаль.
3. Режим наладочных (толчковых) ходов, когда движение главного испол­
нительного механизма, вызванное нажатием на органы включения, немедленно
прекращается: выключатели муфты и тормоза заблокированы и цепь электро­
магнитов воздухораспределителей замыкается и размыкается только при дей­
ствии на кнопки или педаль управления.
Схема воздухопровода листоштамповочного пресса принципиальных отли­
чий по сравнению с приведенной не имеет. Только вместо нижнего выталкивателя
она может иметь от одной до трех гидропневматических подушек, также управ­
ляемых от воздухораспределителей той или иной конструкции.
Тормоз маховика включается от воздушного двухпозиционного клапана с
ручным управлением (см. 15 на рис. 5.23). В некоторых моделях прессов воз­
душный клапан тормоза маховика электрически блокируется с выключающим
устройством главного электродвигателя.
5.6. Техника безопасности
Для безопасной работы на кривошипном прессе необходим комплекс уст­
ройств, связанных непосредственно с машиной: внешней защиты; блокировки
привода; электрозащиты пресса; предохранительных устройств, предупреж185
Раздел
I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
дающих поломку узлов и деталей пресса, а также устройств по механизации и
автоматизации.
Устройства внешней защиты включают активные и пассивные ограждения,
не допускающие попадания рук штамповщика в опасную зону движения деталей
пресса или штампа.
К активным ограждающим устройствам относятся подвижные заградительные
решетки, которые крепятся непосредственно к ползуну либо при помощи системы
рычагов связаны с движением ползуна. Опускаясь вниз или поворачиваясь, решетка
перекрывает доступ в штамповое пространство пресса. Если штамповщик находит­
ся в опасной зоне, то решетка с силой выталкивает его оттуда. Опыт эксплуатации
прессового оборудования показал, что эти относительно несложные устройства эф­
фективно предупреждают травматизм в листоштамповочных цехах.
Пассивные ограждения в виде стационарных щитков, крышек и т. п. закрывают
выступающие подвижные части привода и исполнительных механизмов пресса.
Тенденция скрыть подвижные и сгладить выступающие части пресса получила ло­
гическое завершение в конструкциях закрытых прессов с закрытым приводом.
Блокировка привода пресса предусматривает устройства предупредительного
характера и активные устройства. В частности, двухкнопочное или двухрукояточное включение по принципу занятости рук надежно предупреждает травматизм, так
как штамповщик не может запустить пресс на рабочий ход, не убрав обе руки из
опасной зоны. К устройствам активной блокировки привода относится фотоэлек­
тронная защита: цепь управления муфтой тотчас блокируется, вызывая остановку
главного исполнительного механизма, если руки или сам рабочий прерывает свето­
вой поток защитного устройства. Вследствие некоторой инерционности фотозащи­
ты ее рекомендуется применять на крупных тихоходных прессах.
Для того чтобы оградить штамповщика и обслуживающий персонал от по­
ражения электротоком при нарушении изоляции электроцепей и аппаратуры,
кривошипные прессы необходимо тщательно заземлять.
Предохранительные устройства служат прежде всего для сохранения целост­
ности пресса. Тем не менее их защитные функции вполне очевидны, так как вся­
кая поломка узлов и деталей пресса может явиться прямой или косвенной
причиной травмы рабочего. Целесообразно снабжать предохранительные уст­
ройства прессов средствами световой или звуковой сигнализации о наступив­
шем нарушении номинального режима работы.
В сложном комплексе конструкторских мероприятий по технике безопаснос­
ти, к сожалению, имеется существенный недостаток - подчас они способствуют
ослаблению бдительности обслуживающего персонала, особенно работников
службы механика. Поэтому гарантия от травматизма - это не только наличие тех
или иных устройств, но и обязательное поддержание механизмов узлов и всего
пресса в исправном состоянии и правильная его эксплуатация.
186
Р а з д е л П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Глава 6. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРЕССОВ
6.1. Принцип действия и классификация
Схема гидравлического пресса для ковки показана на рис. 6.1. Основные его
узлы: станина колонного типа, подвижная поперечина 7, главный (рабочий) 9
и возвратные 4 цилиндры. В конструкциях мощных прессов предусмотрен гид­
равлический цилиндр, который уравновешивает подвижную поперечину. Ста­
нина состоит из неподвижных верхней 1 и нижней (стол пресса) 3 поперечин,
соединенных в жесткую раму колоннами 2, и предназначена для расположения
всех узлов пресса. На подвижной поперечине 7, связанной с плунжерами глав­
ного и возвратных цилиндров 6, и неподвижной нижней (стол пресса) 5 устанав­
ливают и прикрепляют к ним рабочий инструмент (бойки плоские или вырез­
ные, плиты для осадки и др.).
Принцип действия гидравлического пресса состоит в том, что под давлени­
ем жидкости, являющейся носителем энергии (рабочим телом), плунжер 8 вы­
талкивается из главного цилиндра Р, перемещает подвижную поперечину 7
с установленным на ней бойком и после упора в заготовку 5, расположенную
на столе 3, пластически деформирует ее.
Чтобы преодолеть сопротивление со стороны заготовки 5 при ее дефор­
мировании, в рабочие цилиндры гидравлических прессов подают жидкость
высокого давления (до 32 МПа и более). Скорость перемещения подвижной
поперечины редко превышает 30 см/с, поэтому кинетическая энергия посту­
пательного движения подвижных частей пресса очень мала по сравнению
с накапливаемой жидкостью потенциальной энергией и ею обычно пренеб­
регают. В связи с этим гидравлические прессы относят к кузнечным маши­
нам квазистатического действия.
187
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Подвижная поперечина возвращается в исходное
положение под давлением жидкости, подаваемой в воз­
вратные цилиндры. Описанный принцип действия гид­
равлического пресса остается неизменным несмотря
на разнообразие технологического назначения, конст­
руктивных форм и типов привода.
Полный цикл одного двойного хода подвижной
поперечины гидравлического пресса включает пря­
мой и обратный ходы, а также технологические пау­
зы. Прямой ход имеет два участка. На первом рабочий инструмент подводится к заготовке (полез­
ная работа не производится). Это - прямой холостой
ход (ход приближения). На втором участке прямого
хода происходит деформирование заготовки, т. е. со­
вершается полезная работа. Это - рабочий ход. При
обратном (возвратном холостом) ходе подвижная по­
перечина возвращается в первоначальное положение
и полезная работа также не производится.
Подвижную поперечину гидравлического пресса
можно остановить в любой точке ее хода. Эти оста­
новки, необходимые для выполнения вспомогатель­
Рис. 6.1. Схема гидравли­ ных операций, например манипулирования заготов­
кой, смены рабочего инструмента и др., называются
ческого пресса
технологическими паузами.
Чтобы произвести прямой холостой ход подвижной поперечины, необходимо
главный цилиндр посредством наполнительного клапана (золотника) соединить с ис­
точником жидкости низкого давления (наполнительным баком), а возвратные ци­
линдры - с открытым сливным (насосным) баком. Для осуществления прямого
рабочего хода в главный цилиндр подают жидкость высокого давления из аккумуля­
тора (насоса). При этом из возвратных цилиндров жидкость сливается в наполни­
тельный или сливной бак. В некоторых быстроходных прессах возвратные цилиндры
в процессе рабочего хода постоянно связаны с источником жидкости высокого дав­
ления. Это приводит к некоторым потерям энергии, но повышает быстроходность,
так как исключается время, необходимое для открытия клапанов и нарастания
давления в возвратных цилиндрах при переключении на обратный холостой ход.
В общем случае для осуществления обратного холостого хода необходимо
соединить главный цилиндр с наполнительным баком, а возвратные - с источ­
ником жидкости высокого давления. При нижнем расположении рабочих ци­
линдров обратный холостой ход происходит под действием силы тяжести
и возвратные цилиндры в принципе не нужны.
Держание подвижной поперечины на весу во время технологической паузы
возможно, если рабочий цилиндр отключен от источника жидкости высокого
Глава
б. Типовые конструкции гидравлических прессов
давления и перекрыто вытекание ее из возвратных цилиндров. При нижнем рас­
положении рабочего цилиндра удержание подвижной поперечины на весу воз­
можно благодаря прекращению подачи в него жидкости.
Для прижима заготовки необходимо изолировать рабочий цилиндр, напол­
ненный жидкостью высокого давления.
При работе гидравлического пресса жидкость высокого давления расходу­
ется только во время прямого рабочего и обратного ходов. В связи с таким пре­
рывистым и в то же время неравномерным (во время рабочего хода расход
жидкости значительно больше, чем во время обратного хода) расходованием
жидкости в приводе устанавливают устройства - аккумуляторы, позволяющие
накапливать ее во время технологических пауз и прямого холостого хода. При­
менение аккумуляторов позволяет существенно снизить установочную мощ­
ность насосного привода.
Из рассмотренного полного цикла работы гидравлического пресса следует,
что рабочий и возвратные цилиндры попеременно соединяются с источниками
жидкости высокого и низкого давления. Потоки жидкости перераспределяют
посредством клапанных или золотниковых устройств, обычно установленных
в одном блоке, который называют главным распределителем.
Общий признак гидравлического пресса - использование потенциальной
энергии давления жидкости для совершения полного цикла движения подвиж­
ной поперечины. Привод (электродвигатель и насос) преобразует электрическую
энергию в механическую, а затем в потенциальную - давление жидкости, кото­
рая используется для пластического деформирования заготовки. Поэтому при­
вод этих прессов всегда насосный.
Рабочим телом в таком приводе является жидкость - водные эмульсии или
минеральные масла. Если индивидуальный привод установлен не непосредст­
венно на прессе, а на одном с ним или отдельном от него фундаменте (иногда
даже в другом помещении), то такую комбинацию называют гидропрессовой
установкой. Привод, установленный в отдельном помещении для нескольких
прессов, называют групповым. Это - насосно-аккумуляторная станция.
Гидравлические прессы, как и кривошипные, характеризуются размерными
параметрами. Главным параметром является номинальное усилие, согласно ко­
торому устанавливают размерные ряды стандартов на гидравлические прессы,
например, ковочные гидравлические прессы - ГОСТ 7284, прессы гидравличес­
кие листоштамповочные простого действия - ГОСТ 9753 и др.
Номинальное усилие гидравлического пресса используют для определения
допустимых сил, их распределения на поперечинах, а также размеров попереч­
ных сечений плунжеров рабочих цилиндров. Номинальное усилие гидравличес­
кого пресса, как и кривошипного, - условная характеристика. При ее определении
не учитывают силу тяжести движущихся частей, гидравлические потери, потери
на преодоление трения в уплотнениях и направляющих, а также сопротивление
движению со стороны возвратных и уравновешивающих цилиндров. Условно
189
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
номинальное усилие определяют как произведение давления р^ в источнике жид­
кости высокого давления, например в аккумуляторе, на сумму площадей ^F^ по­
перечных сечений плунжеров рабочих цилиндров, т. е.
^„ом -PзZ^^•
(6.1)
Кроме номинального усилия существует понятие рабочей силы Р^ гидрав­
лического пресса, которая является действительной силой, развиваемой в про­
цессе рабочего хода. Ее можно определить в результате решения уравнения
движения или экспериментально:
Р^ ^P^Z^^,
(6.2)
где/^1 - давление жидкости в рабочих цилиндрах пресса.
ГОСТ на гидравлические прессы устанавливает линейные технологические
параметры - максимальный ход подвижной поперечины S^^^, максимальное
расстояние между столом и подвижной поперечиной Н, размеры стола АхВ и
расстояния между колоннами (стойками) в свету; скоростные параметры - ско­
рость подвижной поперечины при прямом холостом, рабочем и обратном холо­
стом ходах или число двойных ходов в минуту.
По сравнению с другими КШМ гидравлические прессы имеют преимущест­
ва, что предопределило их широкое распространение:
а) простота конструкции;
б) отсутствие предохранительных устройств от перегрузки, так как рабочая
сила не может превысить определенное заранее установленное значение;
в) независимость развиваемой рабочей силы от положения подвижной по­
перечины и плавное регулирование ее скорости;
г) возможность в широком диапазоне менять закрытую высоту и длину хода
подвижной поперечины;
д) возможность обеспечения выдержки любой продолжительности при по­
стоянной силе.
Основной недостаток гидравлических прессов - тихоходность. Повышение
скорости перемещения подвижной поперечины способствует возникновению
гидравлических ударов в трубопроводах в момент соприкосновения рабочего
инструмента с заготовкой. В результате происходит раскачивание пресса, нару­
шение уплотнений трубопроводов и пр.
Гидравлические прессы в зависимости от назначения строят в широком диа­
пазоне номинальных усилий от десятков килоньютонов (кН) до сотен меганьютонов (МЫ). Их применяют для осуществления разных технологических операций:
ковки; объемной и листовой холодной и горячей штамповки; выдавливания прут­
ков, труб и профилей; разделки и ломки проката; прессования порошков (гидро­
статы); переработки пластмасс и других неметаллических материалов.
Классификация гидравлических прессов по технологическому назначению
приведена на рис. 6.2.
190
Рис. 6.2. Классификация гидравлических прессов
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
По структурному строению гидравлические прессы подразделяют на прес­
сы простого, двойного, тройного действия и автоматы. Прессы простого дей­
ствия имеют один главный рабочий орган - подвижную поперечину. Прессы
двойного (тройного) действия содержат в своей структуре два (три) рабочих
органа для выполнения различных приемов - прижима заготовки, ее деформи­
рования и т. п. Для них весьма важным является согласованность работы от­
дельных механизмов, последовательность действия которых определена цик­
лограммой. Распределительная аппаратура привода такого пресса должна
обеспечить заданную последовательность действий механизмов в соответствии
с циклограммой.
Гидравлические прессы-автоматы относятся к оборудованию многократного
действия, например прессы-автоматы для чистовой вырубки.
В зависимости от конструкции основных деталей и сборочных единиц гид­
равлические прессы подразделяют следующим образом:
1) вертикальные и горизонтальные;
2) колонные; рамные (одно- и двухстоечные), трубные; со станиной, скреп­
ленной высокопрочной лентой;
3) с двухрамной станиной типа тандем;
4) с неподвижной и подвижной станинами;
5) открытые и закрытые;
6) с верхним и нижним расположением привода;
7) одно-, двух-, трех- и многоцилиндровые;
8) многоплунжерные.
В зависимости от направления движения подвижной поперечины (ползу­
на) или подвижной станины прессы подразделяют на вертикальные и гори­
зонтальные.
Если верхняя и нижняя поперечины гидравлического пресса соединены ко­
лоннами, то станину называют колонной. Прессы могут быть двух-, четырехи многоколонными. Рамная конструкция станины может быть одно- или двухстоечной в зависимости от количества стоек, на которых установлена верхняя
поперечина. У прессов с двухстоечными станинами верхняя поперечина распо­
ложена на двух стойках, по направляющим которых движется ползун. Однои двухстоечные станины могут быть цельными (у прессов с малым /^„ом) и со­
ставными (у прессов с большим /^„ом)Станина трубной конструкции одновременно является рабочим цилиндром.
Она может быть цельной или составной, стянутой болтами.
В классических конструкциях крепление верхней и нижней поперечины со
стойками осуществляют стяжными шпильками, что приводит к значительному
увеличению массы пресса. В конструкциях малогабаритных мощных специали­
зированных прессов элементы станины (ригели и стойки) скрепляют, применяя
обмотку стальной лентой с натягом или проволокой, что обеспечивает необхо­
димую прочность и жесткость конструкции.
192
Глава
6. Типовые конструкции гидравлических прессов
Другая компоновка гидравлических прессов, обеспечивающая сокращение
размеров в плане и уменьшение массы, предусматривает использование двухрамной станины, в которой одна рама подвижная. В этом случае поперечины
пресса нагружены силой, равной половине номинального усилия, а верхнее и
нижнее расположение рабочих цилиндров позволяет сократить его размеры в
плане. Таким образом, использование двухрамной станины типа тандем обеспе­
чивает существенное уменьшение массы пресса. Ее использование не исключает
возможности применения ленты для скрепления элементов обмоткой.
Конструкции станин гидравлических прессов аналогично кривошипным мо­
гут быть открытого и закрытого типа. Станины открытого типа обеспечивают
более свободный доступ к рабочему пространству и его обзор, что важно для
ковочных прессов и использования механизирующих устройств.
По условиям пожарной безопасности в приводах гидравлических прессов
для горячей штамповки или ковки использование в качестве рабочего тела ми­
нерального масла вызывает необходимость располагать рабочие цилиндры вни­
зу. (Масло, вытекающее из рабочего цилиндра, не попадает на горячую поковку
и не возгорается.) Это привело к созданию прессов с подвижными станинами,
которые обладают большой устойчивостью при раскачивании в условиях экс­
центричного приложения нагрузки, поскольку центр тяжести их расположен
вблизи опор пресса. Таким образом, наряду с верхним получило распростране­
ние и нижнее расположение рабочего цилиндра в гидравлическом прессе.
Гидравлические прессы не имеют верхнего ограничения по номинальному
усилию. Однако при разработке конструкций тяжелых гидравлических прессов
не удается разработать рабочий цилиндр, соответствующий его номинальному
усилию. Поэтому количество рабочих цилиндров может быть больше одного.
Трехцилиндровые прессы удобны еще тем, что позволяют при ковке или штам­
повке ступенчато регулировать силу деформирования заготовки в результате
последовательной подачи жидкости высокого давления в рабочие цилиндры.
Количество рабочих цилиндров у прессов определяется его номинальным уси­
лием и может быть различным. Так, гидравлический штамповочный пресс но­
минальным усилием 300 МЫ конструкции Уральского завода тяжелого машино­
строения (УЗТМ) имеет восемь рабочих цилиндров.
Технологические процессы производства ряда поковок предусматривают
одновременное приложение нескольких независимых сил, например при штам­
повке поковок типа корпусов вентилей и т. п. Это требование технологии учи­
тывают при создании многоплунжерных гидравлических прессов.
Разнообразие технологического назначения гидравлических прессов предо­
пределило их широкое распространение в качестве металлообрабатывающего
оборудования в кузницах, кузнечно-штамповочных цехах, цехах листовой штам­
повки, металлургическом производстве, в цехах для переработки пластмасс и не­
металлических материалов, в заготовительных производствах, в лабораториях
механических испытаний материалов и других подразделениях предприятий.
193
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
6.2. Прессы для ковки
Гидравлические ковочные прессы предназначены для выполнения опера­
ций ковки, а также объемной штамповки в подкладных штампах. Конструкции
их должны обеспечивать свободный допуск и хороший обзор рабочего про­
странства. Этому условию удовлетворяют прессы с одностоечной станиной
открытого типа с Р^^^ до 5 МН, а в некоторых случаях до 12 МН, а также прес­
сы с колонной станиной, имеющие Р^^^ до 150 МН и применяемые для ковки
слитков массой до 320 т. Линейные и скоростные параметры гидравлических
четырехколонных прессов номинальным усилием от 5 до 50 МН регламенти­
рованы ГОСТ 7284, а свыше 50 МН не регламентированы и должны быть со­
гласованы с заказчиком.
В зависимости от номинального усилия ковочные прессы имеют один, два
или три рабочих цилиндра, которые обычно устанавливают в верхней части
станины и лишь в некоторых случаях - в нижней.
Ковочные прессы по сравнению с другими работают в наиболее тяже­
лых условиях, поскольку они являются наиболее быстроходными и имеют
эксцентричное приложение нагрузки. В связи с этим в колонных конструк­
циях для направления подвижной поперечины иногда предусматривают
хвостовик, обеспечивающий уменьшение изгибающего момента в колон­
нах. Такая конструкция возможна только для прессов с двумя рабочими
цилиндрами.
При работе ковочного пресса температура деталей, находящихся в рабо­
чем пространстве, повышается до 150 °С и даже выше. Поэтому рабочая
жидкость в обычных конструкциях прессов должна быть безопасной в по­
жарном отношении. Это предопределило использование воды с добавкой
2...3 % эмульсола.
Привод гидравлического ковочного пресса может быть насосный с аккуму­
лятором и без, а также мультипликаторный. Насосно-аккумуляторные приводы
могут быть с одной и тремя ступенями приложения нагрузки.
Одностоечные ковочные прессы. Эти прессы широко применяют для ков­
ки небольших слитков. Особенность одностоечной станины ковочного пресса доступность бойков с трех сторон, в результате чего упрощается работа в про­
цессе ковки, особенно при переходе от протяжки к шлихтовке (использование
широкой стороны бойка). С этой целью оси направляющих бойка располагают
под углом 45° к оси стойки, как у пневматических ковочных молотов.
Недостаток одностоечных ковочных прессов - относительно более массив­
ная конструкция станины. Наиболее надежной считают сборную одностоечную
станину, состоящую из двух консольных балок. Балки посредине стянуты двумя
колоннами, силу предварительной затяжки которых определяют по данным рас­
чета. Направление подвижного бойка обеспечивают направляющие головки
плунжера цилиндрического или квадратного поперечного сечения. Стальную
194
Глава
6. Типовые конструкции гидравлических прессов
станину пресса изготовляют литьем. На рис. 6.3 показана схема ковочного гид­
равлического пресса с одностоечной станиной.
Универсальные прессы с колонной станиной и верхним расположением
рабочих цилиндров. Пресс такой конструкции может иметь двух- или четырехколонную станину. Пресс состоит из следующих основных сборочных единиц:
Рис. 6.3. Конструктивная схема ковочного гидравли­
ческого пресса с одностоечной станиной
195
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
нижней и верхней неподвижных поперечин, которые жестко соединены колонна­
ми и гайками и образуют замкнутую раму; подвижной поперечины, рабочих
и возвратных цилиндров с плунжерами; выдвижного стола с цилиндрами пере­
движения; выталкивателя, который установлен сбоку нижней поперечины. Вы­
движной стол позволяет ускорять и облегчать смену бойков при обработке
слитков. Это особенно важно при ковке поковок труб и других деталей со сквоз­
ными или глухими полостями.
Основными параметрами при проектировании ковочных прессов являются
номинальное усилие, максимальный ход подвижной поперечины, максимальное
расстояние между рабочими поверхностями стола и подвижной поперечины,
размеры стола и его ход, расстояние между колоннами или осями. Расстояния
между осями колонн по фронту пресса и в глубину определены соотношением
А:В =\:(0,5...0,7). Максимальное расстояние между столом и подвижной попе­
речиной
где /zj, /^2 - высота бойков, см; S^^^ - максимальный ход подвижной попере­
чины, см.
Четырехколонные ковочные прессы устанавливают на фундамент посредст­
вом далеко вынесенных консолей нижней поперечины, примыкающих к гнездам
для колонн, или посредством башмаков, расположенных под торцами колонн
при их далеком разнесении. Такое расположение опор обеспечивает достаточно
надежную устойчивость при эксцентрическом приложении деформирующих
сил, что характерно для ковки.
На рис. 6.4 показана принципиальная схема гидравлического ковочного
пресса с четырехколонной станиной. В прессах с номинальным усилием менее
120 МН применяют также двухколонные станины.
Прессы с нижним расположением рабочих цилиндров. Созданы конструк­
ции гидравлических ковочных прессов, у которых средняя поперечина неподвиж­
на, а станина подвижна. В этом случае рабочие и возвратные цилиндры
установлены на нижней поперечине станины в подвальной части кузнечного
цеха с огнестойким перекрытием. Там же расположен и насосный привод. В ка­
честве рабочей жидкости привода можно применять минеральные масла, по­
скольку при утечке они не попадут на раскаленную заготовку, благодаря чему
исключается возможность пожара.
Недостатком ковочных прессов с нижним расположением привода является
необходимость иметь большие подвальные помещения, в которых сборочные
и ремонтные работы затруднены, требуют дополнительного вспомогательного
оборудования и гидроизоляции помещения. Масса подвижных частей пресса
с нижним расположением привода в три раза больше, чем с верхним. Поэтому
при отсутствии или несвоевременном срабатывании устройств, уравновеши­
вающих подвижные части, нагрузка на фундамент увеличивается. Дополнитель196
г л ава 6. Типовые конструкции гидравлических прессов
Рис. 6.4. Принципиальная схема гидравлического ковочного пресса с четырехколонной станиной
ную нагрузку определяют по кинетической энергии, накопленной подвижной
станиной. Так, для ковочного пресса номинальным усилием 20 МН масса под­
вижной станины составляет 120 т. Значит, при скорости возвратного холостого
хода до 300 мм/с кинетическая энергия, воспринимаемая фундаментом,
120 000 0,3^
= 5,3 кДж.
29,81
Эту особенность необходимо учитывать при расчете фундамента для пресса
с подвижной станиной.
Крупным недостатком ковочных прессов с подвижной станиной является воз­
можность перекоса верхней поперечины вследствие неравномерного нагрева колонн
и возникновения дополнительного изгибающего момента, вызывающего возмож­
ность заклинивания колонн и увеличенный износ направляющих втулок. Чтобы это­
го не происходило, в конструкции предусмотрен специальный направляющий столб
большого диаметра, воспринимающий изгибающий момент от эксцентрического
приложения деформирующих сил и расположенный вне зоны нагрева.
Е=
Mv'
197
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Рис. 6.5. Конструктивная схема ковочного пресса с номи­
нальным усилием 18 МН
На рис. 6.5 показана схема ковочного пресса с номинальным усилием 18 МН
с нижним расположением рабочих цилиндров. Колонны направляют втулки,
длина которых 3 м. В нижней поперечине встроены три рабочих цилиндра,
обеспечивающих двухступенчатые нагружения (8 и 18 МН). Возвратные ци­
линдры расположены между средней неподвижной и верхней подвижной по­
перечинами, а их штоки закреплены на последней с внешней стороны от ко­
лонн пресса.
Использование в качестве рабочей жидкости минерального масла позволяет
устанавливать гидравлический насосный безаккумуляторный привод, что явля­
ется важным преимуществом таких прессов, поскольку повышается быстроход­
ность и уменьшается расход энергии по сравнению с насосно-аккумуляторным
приводом. Одновременно улучшается устойчивость пресса при ковке с эксцент­
ричным приложением сил.
198
Глава
6. Типовые конструкции гидравлических прессов
6.3. Прессы для объемной штамповки
Важным преимуществом гидравлических прессов для объемной штамповки
является отсутствие ограничений на номинальное усилие и ход подвижной попе­
речины. Гидравлические прессы для объемной штамповки подразделяют на горяче- и холодноштамповочные, которые могут быть как универсальными, так
и специализированными, предназначенными для выполнения разнообразных тех­
нологических операций, например прошивки, прессования, выдавливания и др.
Одной из проблем создания гидравлических штамповочных прессов являет­
ся выбор конструкции и компоновки, которые обеспечивали бы наименьшие
габаритные размеры пресса в плане. Это вызвано тем, что давление, необходи­
мое для заполнения металлом полости штампа при горячей объемной штампов­
ке поковок из алюминиевых, магниевых, титановых сплавов и стали, должно
быть от 200 до 1000 МПа и более, а при холодной - до 2500 МПа.
Развитие космической и атомной техники, самолетостроения требует изго­
товления крупногабаритных изделий. При этом повышаются требования к проч­
ности при статическом и динамическом нагружении, которые не всегда
удовлетворительны при использовании сварно-литых конструкций. Только моно­
литные изделия, изготовленные из кованых и штампованных поковок, позволяют
решить эту проблему. Однако для этого необходимо создание мощных КШМ,
а следовательно, электрогидравлических приводов высокого и сверхвысокого дав­
ления, разнообразных конструкций станин, в том числе в сдвоенном рамном ис­
полнении типа тандем, с обмоткой высокопрочной стальной лентой и др.
Расчеты показывают, что для штамповки крупногабаритных поковок дета­
лей типа панелей с ребрами, рам, стоек, дисков необходимы гидравлические
прессы с Р„о^ до 750 МН. В нашей стране накоплен большой опыт созда­
ния мощных универсальных штамповочных прессов, например конструкции
Уральского завода тяжелого машиностроения (УЗТМ) с номинальным усилием
300 МН и конструкции Всесоюзного научно-исследовательского института
металлургического машиностроения совместно с Новокраматорским машино­
строительным заводом (ВНИИметмаш - НКМЗ) с номинальными усилиями
650 и 750 МН.
Основная проблема создания таких прессов заключается в разработке
сборных конструкций основных узлов - станины, подвижной и неподвижной
поперечин, колонн, масса и размеры которых настолько велики, что их невоз­
можно изготовить из одной заготовки. Эта проблема может быть решена с ис­
пользованием современных способов сварки. Все основные узлы прессов
ВНИИметмаш - НКМЗ собраны из элементов, которые изготовлены из плит
(200...400 мм), соединенных электрошлаковой сваркой. Так, станины содержат
сборные рамы, состоящие из стоек и поперечин, которые, в свою очередь, вы­
полнены из плит. В зазорах между плитами, образующими стойки, установле­
ны прокладки для исключения проскальзывания плит под действием сил,
199
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
возникающих в процессе эксплуатации. При этом поверхности плит и прокла­
док выполнены рифлеными.
Колонны прессов имеют прямоугольное поперечное сечение и собраны из
нескольких прямоугольных плит, сваренных электрошлаковым способом.
Рабочие цилиндры прессов являются сварно-коваными. Прессы с номиналь­
ным усилием 750 и 650 МН имеют соответственно восемь и пять рабочих ци­
линдров. Привод прессов осуществляется от насосно-аккумуляторной станции.
В качестве рабочей жидкости используется вода с добавлением 2...3 % эмульсола. Рабочее давление жидкости в приводе штамповочного пресса с усилием 750 МН
составляет 32 МПа. У пресса с усилием 300 МН конструкции УЗТМ две ступени
давления рабочей жидкости - 32 и 45 МПа, для создания второй ступени гидро­
привод содержит мультипликатор. У пресса с усилием 650 МН также две ступе­
ни давления рабочей жидкости - 32 и 63 МПа.
Прессы имеют выдвижные столы, синхронизирующие цилиндры, исключаю­
щие возможность перекоса подвижной поперечины при эксцентрическом приложе­
нии деформирующей силы; прессы снабжены приборами технологического контро­
ля сил и напряжений, возникающих в наиболее опасных сечениях станины.
На Коломенском станкостроительном заводе совместно с МГТУ им. Н.Э. Бау­
мана было предложено другое решение этой проблемы. Так, при разработке
конструкций прессов с номинальным усилием 160, 200 и 300 МН для сокращения
габаритных размеров в плане была предложена конструкция станины в сдвоен­
ном рамном исполнении типа тандем с верхним и нижним расположением рабо­
чих цилиндров. Конструктивная схема пресса с такой станиной представлена
на рис. 6.6. Станина представляет собой неподвижную раму, состоящую из верх­
ней 2 и нижней 9 поперечин, связанных колоннами 15 и стянутых гайками 17,
Подвижная рама также состоит из верхней 16 w нижней 14 поперечин, которые
соединены колоннами 5 и стянуты гайками 12.
На верхней поперечине 2 неподвижной рамы и нижней поперечине 14 под­
вижной установлены рабочие цилиндры 1 и 13 с плунжерами 3 и 10, жестко со­
единенными с поперечинами 9 и 16.
Прямой ход подвижной рамы пресса происходит под действием жидкости
высокого давления, подаваемой в рабочие цилиндры 1 и 13 (направление дви­
жения обеспечивают втулки плунжеров 4 и 77); возвратный - под действием
давления жидкости, находящейся в цилиндрах 5, плунжеры 6 которых упираются
в поперечину 16.
Принцип действия пресса состоит в следующем. После укладки заготовки
в штамп, расположенный на столе 7, подают жидкость в рабочие цилиндры 7
и 73. Рама 14 движется вниз, совершая холостой, а после соприкосновения с за­
готовкой рабочий ходы. Обратный холостой ход происходит при подаче жидкос­
ти высокого давления в цилиндры 8.
Конструкция станины типа тандем позволила значительно сократить габа­
ритные размеры отдельных элементов пресса, уменьшить металлоемкость без
200
г л аеа б. Типовые конструкции гидравлических прессов
Рис. 6.6. Конструктивная схема штамповочного
пресса с двухрамной станиной типа тандем
снижения жесткости, улучшить его устойчивость (центр тяжести расположен
вблизи опор).
Специализированные штамповочные прессы. Отличительная особенность
специализированных штамповочных прессов - выбор размеров рабочего простран­
ства и других параметров. Чтобы обеспечить штамповку поковок определенной но­
менклатуры, применяют высокое давление рабочей жидкости. Это позволяет соз­
давать малогабаритные штамповочные прессы. Одновременно с универсальными
гидравлическими штамповочными прессами созданы специализированные прессы,
характеризующиеся коротким рабочим ходом и небольшими скоростями подвиж­
ной поперечины. Средняя скорость подвижной поперечины в процессе рабочего
хода составляет от 1 до 5 см/с. В связи с этим для штамповочных прессов с номи­
нальным усилием до 100 МН рекомендуют насосный безаккумуляторный привод.
201
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Для повышения экономичности и уменьшения габаритных размеров пресса в на­
сосный привод включают гидравлический мультипликатор давления.
Так, на НКМЗ совместно с ВНИИметмаш были разработаны специализиро­
ванные штамповочные прессы с трубной станиной с номинальным усилием 150
и 300 МН, предназначенные для штамповки плоских поковок.
Для уменьшения высоты пресса было предложено крепить штамповый на­
бор непосредственно к плунжеру рабочего цилиндра. На рис. 6.7 показана схема
0 4750
Рис. 6.7. Конструктивная схема специализированного штамповочного пресса с труб­
ной станиной конструкции НКМЗ-ВНИИметмаш с номинальным усилием 150 МН
202
Глава
6. Типовые конструкции гидравлических прессов
одноцилиндрового пресса такой конструкции с номинальным усилием 150 МН.
Рабочее давление жидкости в приводе этого пресса 100 МПа.
Наряду с трубной предложен новый тип станины для малогабаритных спе­
циализированных прессов, которая обмотана холоднокатаной лентой из высоко­
прочной стали.
Прутково-трубные прессы. Различные профили, прутки, трубы, проволоку
из цветных металлов и сплавов изготовляют прессованием (прямым выдавлива­
нием). Если деформирующая сила, необходимая для выдавливания, превышает
1 МН, то для изготовления изделий применяют гидравлические прессы. Прессо­
ванием получают изделия главным образом из алюминия и его сплавов, из латуней, углеродистых легированных и жаропрочных сталей, молибдена и титана.
Прутково-трубные прессы для обработки стали и других жаропрочных
сплавов несколько отличаются от прессов для цветных металлов. Их строят с но­
минальным усилием от 7,5 до 200 МН и преимущественно горизонтальными.
В некоторых случаях для выдавливания тонкостенных труб на прессах с усили­
ем до 7,5 МН применяют вертикальную станину рамного типа.
Характерной особенностью конструкции гидравлических прессов для прес­
сования труб является мощная независимая прошивная система, обеспечиваю­
щая большие технологические возможности. Прессы оснащают вспомога­
тельным и транспортным оборудованием, которое позволяет подавать слиток,
нагретый в электрической печи, в контейнер, а также ножницами для отделе­
ния пресс-остатка от изделия и механизмами удаления их из рабочего про­
странства и передачи пресс-шайб.
Управление основными и вспомогательными операциями осуществляется от
главного пульта посредством гидравлических распределителей. Рабочей жидкос­
тью является вода с добавлением 2...4 % эмульсола. Привод пресса, как прави­
ло, насосно-аккумуляторный. Наличие трех рабочих цилиндров обеспечивает
работу пресса с тремя ступенями деформирующей силы и скоростью рабочего
хода до 3 см/с. Смазывание контактных поверхностей подвижных частей пресса
централизованное автоматическое.
Изделия из жаропрочных материалов выдавливают при температурах свы­
ше 1000 °С. Для этого в конструкции пресса следует предусмотреть возмож­
ность смены матриц. Передвижение рабочего инструмента должно иметь вы­
сокие скорости в процессе выдавливания и при возвратном и холостом ходах
для предотвращения охлаждения слитка и чрезмерного разогрева матриц. Не­
обходимы также вспомогательные механизмы для чистки матриц после вы­
полнения операции.
Специализированные прессы для холодной штамповки выдавливанием.
Основное преимущество холодной штамповки выдавливанием - возможность изго­
товления точных поковок, шероховатость поверхности которых в ряде случаев
удовлетворяет предъявляемым к деталям требованиям или предусматривает незна203
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
чительную механическую обработку резанием. Следствием этого являются эко­
номия металла, снижение трудозатрат и повышение производительности на по­
следующих этапах изготовления изделий.
Для холодной штамповки выдавливанием кроме прессов обычных конст­
рукций используют прессы с двухрамнои станиной типа тандем с верхним и
нижним расположением рабочих цилиндров, что обеспечивает уменьшение
металлоемкости конструкции, так как сокращаются габаритные размеры прес­
са в плане.
Привод прессов для холодной штамповки выдавливанием может быть на­
сосным без аккумулятора и насосно-аккумуляторным. Наиболее экономичным
для прессов с номинальным усилием до 50 МН является привод без аккумулято­
ра с регулируемой производительностью. В качестве рабочей жидкости приме­
няют минеральное масло.
Недостаток технологии холодной штамповки выдавливанием состоит в том,
что возникающие при прессовании напряжения близки к прочностным характерис­
тикам сплавов, применяемых для изготовления рабочих деталей штампов. Следо­
вательно, для дальнейшего расширения возможностей технологии холодной
объемной штамповки выдавливанием необходимо повысить стойкость рабочего
инструмента путем создания материалов, обладающих высокой выносливостью
(усталостной прочностью), и разработать новое штамповочное оборудование, обес­
печивающее возможность штамповки деталей с меньшей деформирующей силой.
В последнем случае наиболее перспективной является схема выдавливания с ак­
тивными силами трения.
В МГТУ им. Н.Э. Баумана проф. A.M. Дмитриевым разработана конструкцрм
гидравлического пресса для выдавливания с активными силами трения и номи­
нальным усилием 1,6 МН (рис. 6.8).
Главный цилиндр 1 расположен под столом 2. Плунжер главного цилиндра
является ползуном и подштамповой плитой пресса. На нем установлен пуансон 4.
Второй пуансон 6 закреплен на опоре S, которая служит направляющей для
гильзы 7 цилиндра привода траверсы. К гильзе 7 прикреплена траверса 5, слу­
жащая для перемещения матрицы 3 в процессе деформирования. Несмотря на
легкость конструкции, она удовлетворяет требованиям жесткости, поскольку все
цилиндры и рабочий инструмент расположены на одной центральной оси прес­
са. Предусмотрено надежное перемещение траверсы 5 по опоре 5, что позволяет
свести к минимуму несоосность верхнего пуансона и матрицы.
При подаче жидкости в полость А главного цилиндра I поршень совершает
рабочий ход, а при подаче в штоковую полость Б - обратный ход. Прямой и об­
ратный ходы траверса осуществляет при подаче жидкости в полости В и Г ци­
линдра привода матрицы.
Взаимная независимость гидравлических приводов матрицы и пуансона
позволяет создавать различные схемы взаимного перемещения матрицы и пу­
ансона (в одинаковом и в противоположном направлении), обеспечивающие
204
г л ава 6. Типовые конструкции гидравлических прессов
Рис. 6.8. Конструктивная схема специализированного штам­
повочного пресса для выдавливания конструкции МГТУ
им. Н.Э. Баумана (опытная модель)
205
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
желаемый характер направления сил трения на контактной поверхности при
прессовании изделий из порошков. Эти прессы можно использовать для изго­
товления втулок обратным выдавливанием с использованием сил трения, спо­
собствующих течению металла.
Пресс имеет два насосных безаккумуляторных привода. Конструкция пресса
обладает весьма высокой технологичностью как при изготовлении, так и в про­
цессе эксплуатации, обеспечивая повышенную точность размеров изготавли­
ваемых деталей.
Прессы-автоматы для прессования порошков. Описание и особенности
изготовления деталей прессованием из порошков и последующего их спекания
приведены в § 1.15. Если деформирующая сила превышает 1,6 МН, применяют
гидравлические прессы-автоматы, обеспечивающие более равномерное распре­
деление плотности и повышенную точность размеров изготавливаемых изделий
благодаря возможности поддерживать постоянное давление в процессе штам­
повки. В гидравлических прессах-автоматах предусматривают регулирование
высоты загрузки порошка, скорости движения пуансона и матрицы; обеспечение
точности остановки их до и после прессования благодаря применению жестких
упоров, а также продолжительности выдержки под давлением. Управление та­
ким прессом в процессе прессования обеспечивается использованием бескон­
тактных электронных устройств.
Гидростаты. Гидростат конструкции ВНИИметмаша (рис. 6.9) включает
в себя силовую станину /, стол //, с установленными на нем контейнерами ///
и встроенный мультипликатор высокого давления IV.
Силовая станина представляет собой верхний 1 и нижний 4 ригели с уста­
новленными между ними стойками 2. Эти элементы соединены в единую кон­
струкцию обмоткой из ленты или проволоки. Верхний и нижний ригели имеют
полукруглую форму с четырьмя приливами, в расточки которых установлены
стойки. Стойки выполнены в виде труб диаметром 110 х 70 мм из высокопроч­
ного алюминиевого сплава Д16Т (а^ = 320 МПа, <5^ =- 460 МПа, Е = 700 ГПа).
Концы стоек установлены в стаканы. Через стойки пропущены стальные опор­
ные стержни диаметром 68 мм, концы которых вставлены в отверстия прили­
вов верхнего и нижнего ригелей. Длины стоек и опорных стержней выбраны
так, чтобы при намотке станины стык между опорными стержнями и ригелями
закрывался после наложения 18...20 слоев обмотки, когда стойки уже получи­
ли 80...85% полной деформации. В результате этого силы сжатия опорных
стержней оказываются относительно малыми. Благоприятное напряженное со­
стояние позволяет изготовлять их литьем из обычной углеродистой стали.
В пазы ригелей уложена скрепляющая обмотка 7 высокопрочной стальной
ленты сечением 1 х 5 мм (сталь 65Г, о^> 1600 МПа). В некоторых случаях
в качестве скрепляющей обмотки используют стальную проволоку диаметром
4...5 мм (сталь 45, а^ = 1000 МПа).
206
Глава 6. Типовые конструкции гидравлических прессов
Рис. 6.9. Конструктивная схема гидростата конструкции ВНИИметмаш
Станину гидростата устанавливают на двух подставках 5, которые крепят
к фундаменту.
Стол гидростата представляет собой подвижную плиту, перемещающуюся
по направляющей 3 и двум установленным на нижнем ригеле станины крон­
штейнам б и 8. Перемещение стола осуществляют двумя гидравлическими ци­
линдрами, вмонтированными в нижний ригель. На столе установлены два
контейнера, попеременно подаваемых в рабочее пространство гидростата. Когда
один из контейнеров находится в рабочем положении, из другого производят
выгрузку прессованного изделия и загрузку новой заготовки.
Контейнер гидростата выполнен из стали 6ХНМ, имеющей твердость
40...44НКСэ. На станину контейнера с определенным, переменным от слоя
207
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
к слою натяжением намотана высокопрочная лента. Снизу контейнер закрыт
пробкой с набором уплотнений.
Мультипликатор высокого давления представляет собою скрепленный об­
моткой цилиндр, установленный на крышке, которая прикреплена к верхнему
ригелю станины. Мультипликатор обеспечивает две ступени высокого давления
в контейнере: 1830 МПа и рабочее. После того как давление в контейнере от
мультипликатора гидропривода поднимается до 1830 МПа, происходит пере­
ключение золотников и жидкость поступает в верхнюю полость цилиндра муль­
типликатора высокого давления. Перемещением поршня-пробки давление в кон­
тейнере повышается до рабочего. После паузы, продолжительность которой
определяется технологией, давление в контейнере сбрасывают. Поршень-пробка
поднимается в верхнее положение, цилиндры перемещения передвигают стол.
Контейнер, в котором проводилось прессование, выдвигается из рабочего про­
странства станины и готов к разгрузке, а другой контейнер перемещается в ра­
бочее пространство станины.
Гидростаты могут работать в ручном и полуавтоматическом режиме. Время
подъема давления до 200 МПа составляет около 4 мин, до 300 МПа - около
6 мин, до 600 МПа - около 12 мин.
6.4. Прессы для листовой штамповки
Листоштамповочные прессы простого действия. На рис. 6.10, а показана
схема штамповки в таком прессе. На ползуне 2 установлена матрица 3, Пневма­
тическая подушка 7 обеспечивает прижим фланца заготовки между кольцом 4
и матрицей 3 при выполнении операции глубокой вытяжки. После выполнения
операции подштамповая плита 5 и установленный на ней пуансон 1 выдвигают­
ся из рабочего пространства пресса по столу 6. Пресс имеет насосный безакку-
П '1
u
!
\}^Ап^
-^—dJ-
Рис. 6.10. Схема листовой штамповки на гидравлическом прессе простого (а),
двойного (б) и тройного (в) действия
208
Глава
6. Типовые конструкции гидравлических прессов
муляторный гидравлический привод с наполнительным баком, расположенным
на верхней поперечине, рабочей жидкостью является минеральное масло. К валу
электродвигателя подсоединены два ротационных насоса, которые подают мас­
ло из наполнительного бака в рабочий цилиндр пресса. Управление прессом
кнопочное (дистанционное), скорость ползуна при рабочем ходе 14,5 см/с.
Основные параметры и размеры гидравлических одностоечных прессов с но­
минальным усилием до 2,5 кН регламентирует ГОСТ 9753.
Листоштамповочные прессы двойного и тройного действия. Насосный
безаккумуляторный привод обладает рядом преимуществ по сравнению с элек­
тромеханическим: равномерностью движения; возможностью регулировать ско­
рость движения подвижной поперечины, останавливать и изменять направление
движения рабочего инструмента в любой точке хода; плавностью подвода рабо­
чего инструмента к заготовке и др. Этот привод можно применять для одновре­
менного движения нескольких исполнительных механизмов, что весьма важно
при выполнении операций листовой штамповки, например для прижима заго­
товки с целью предотвращения складкообразования, вытяжки изделия заданной
формы и выталкивания его из матрицы.
Схема штамповки на гидравлическом прессе двойного действия показана на
рис. 6.10, б. Пресс имеет два верхних ползуна - внутренний 2 вытяжной и наруж­
ный 3 прижимной, к которым прикреплены соответственно пуансон вытяжки 1 и
прижим 4, Нижний выталкиватель 6 обеспечивает извлечение изделия из матрицы 5
после штамповки под действием пневматической подушки 9, Нлиту 7 можно вы­
двигать из рабочего пространства пресса по столу 8. Наружный 3 и внутренний 2
ползуны могут смыкаться при работе пресса в режиме простого действия с номи­
нальным усилием 4,5 МН. Насосный безаккумуляторный привод расположен на
площадке верхней неподвижной поперечины. Управление прессом кнопочное
(дистанционное). Силу прижима заготовки, осуществляемую наружным ползу­
ном, регулируют с использованием электроконтактных манометров, располо­
женных на пульте управления. Пресс оборудован выдвижным столом, что
позволяет удалять отштампованные изделия и подавать листы без дополнитель­
ных механизирующих устройств, а также осуществлять быструю смену рабочего
инструмента.
Скорость рабочего хода внутреннего ползуна 2,5 см/с, скорость прямого
холостого хода 13,5 см/с, а скорость обратного холостого хода внутреннего и
наружного ползунов соответственно 7 и 8 см/с. В качестве рабочей жидкости
используют минеральное масло.
На рис. 6.10, в показана схема листовой штамповки на гидравлическом прес­
се тройного действия. Пресс имеет три ползуна: верхний внутренний 2 для вы­
тяжки, верхний наружный 1 для прижима заготовки с целью предотвращения
складкообразования и нижний 7, к которым прикреплены соответственно пуан­
сон, верхний штамп 3 с прижимом 4 и нижний выталкиватель, а также плиту 6,
выдвигаемую вместе с нижним штампом 5 из рабочего пространства пресса.
209
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Пресс-автомат для чистовой вырубки. Гидравлические прессы-автоматы
для чистовой вырубки оснащены устройствами для подачи ленты, удаления из­
делий, резки и удаления отходов. Некоторые из этих устройств имеют гидравли­
ческий или пневматический привод.
Цельные станины закрытого типа для повышения жесткости стянуты болта­
ми. Насосный безаккумуляторный привод расположен слева от пресса и обеспе­
чивает тройное действие: прижим, противодавление и вырубку изделия. Ско­
рость его рабочего хода 10 мм/с. Привод обеспечивает 70 ходов в минуту для
прессов с номинальным усилием 0,4 МН и 32 хода в минуту для прессов с уси­
лием 0,63 МН.
Прессы для пакетирования и брикетирования. Для удобства транспорти­
ровки металлических отходов листоштамповочных и механических цехов их
спрессовывают в пакеты или брикеты. Пакетирование и брикетирование отходов
проводят на гидравлических прессах. Станины этих прессов горизонтальные,
коробчатого типа. Все механизмы устанавливают на станине, привод пресса
насосный безаккумуляторный. Обычная производительность таких прессов 10-12 пакетов в час. Последовательность движения плунжеров цилиндров (про­
дольного и поперечного) и управление другими механизмами гидропривода
осуществляется автоматически, обеспечивая загрузку отходами пакетировочной
камеры, опускание крышки, первое прессование (продольный цилиндр), второе
прессование (поперечный цилиндр), раскрытие камеры, отвод прессующих плун­
жеров и выталкивание пакета.
6.5. Прессы для разделки и ломки проката
С увеличением размеров поперечных сечений стальных заготовок, предна­
значенных для обработки давлением, силы, необходимые для их разделки, ста­
новятся близкими или превышают верхнюю границу номинальных усилий
кривошипных прессов. В этих случаях применяют гидравлические прессы.
При их проектировании должны быть предусмотрены гидравлические устрой­
ства или пружинные амортизаторы, предотвращающие восприятие возвратны­
ми цилиндрами сил в момент, который соответствует разрушению заготовки.
В конструкциях прессов для ломки проката предпочтительнее горизонтальная
компоновка. Для уменьшения деформирующей силы Р^, необходимой для лом­
ки, на заготовке с обеих сторон предварительно делают надрубы. Силу Р^^ оп­
ределяют по формуле
где Gg - временное сопротивление материала заготовки; W - момент сопро­
тивления изгибу, W=0,ld для круглого и W=h^/6 для квадратного проката;
/ - расстояние между опорами.
210
Глава
6. Типовые конструкции гидравлических прессов
Конструкции гидравлических прессов для ломки с номинальными усилиями
2,5...30МН имеют четырехколонную горизонтальную станину, мультипликаторный гидравлический привод; давление рабочей жидкости (водной эмульсии)
составляет 40...50 МПа.
Операции при ломке проката на гидравлическом прессе выполняют сле­
дующим образом. На заготовке делают надрубы двумя ножами одновременно.
Один нож подвижный, другой - неподвижный. Подвижный нож установлен на
торце плунжера рабочего цилиндра, неподвижный - на салазках. После выпол­
нения надруба неподвижный нож вместе с салазками выкатывается из рабочего
пространства пресса, а заготовка продолжает перемещаться до упора о боковые
опоры. Подвижный нож также перемещается вместе с заготовкой и после ее ос­
танова надавливает на нее. Когда сила достигает значения, определенного по
приведенной выше формуле, заготовка разламывается.
6.6. Прессы для переработки пластмасс
и неметаллических материалов
Современные пластмассы и неметаллические материалы используют в ка­
честве конструкционных для изготовления деталей машин, что дает значитель­
ную экономию металла (особенно дефицитных цветных сплавов), уменьшает их
массу, повышает срок службы и улучшает эксплуатационные характеристики.
В зависимости от характера превращений, происходящих с полимером при
его переработке в изделие, пластмассы подразделяют на две основные группы:
термопласты и реактопласты. Термопласты характеризуются обратимостью про­
цесса формообразования, т. е. после формования изделий под действием высо­
кой температуры и давления они отвердевают, но после охлаждения не теряют
способности к последующей неоднократной обработке. Реактопласты характе­
ризуются необратимостью процесса формообразования, т. е. не пригодны для
повторного формования.
Для переработки пластмасс и других неметаллических материалов применя­
ют гидравлические прессы с насосным безаккумуляторным приводом, основные
параметры и размеры которых регламентированы ГОСТ 10560 (рис. 6.11).
Для изготовления листовых слоистых материалов: текстолитов, стеклоплас­
тиков, древеснослоистых и других, размерами более 1500 х 1500 мм, применяют
гидравлические этажные прессы. Особенность конструкции этих прессов - боль­
шое количество (иногда 15 и более) рабочих плит (этажей), между которыми ук­
ладывают листовую заготовку, состоящую из многих слоев. При приложении
рабочей силы плиты смыкаются и создают необходимую нагрузку. Под действием
приложенной силы и высокой температуры происходит спекание слоев заготовки
в единое целое. Этажные прессы имеют станины рамного типа, снабжены устрой­
ствами для загрузки и выгрузки листовых материалов, нагревателями.
211
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
При создании этажных прессов необходимо
обеспечить параллельность между плитами (наи­
большее отклонение не должно превышать 0,1 мм
на 300 мм длины плиты). Эти прессы имеют насос­
ный безаккумуляторный привод.
Универсальная полуавтоматическая линия с
выносными пресс-формами для штамповки изделий
из пластмасс, разработанная А.С. Езжевым в МГТУ
им. Н.Э. Баумана, изготовлена на Оренбургском за­
воде «Гидропресс». Полуавтоматическая линия со­
держит два гидравлических пресса с номинальным
усилием 300 кН каждый (первый - для закрытия
пресс-форм и создания требуемого давления на заго­
товку, второй - для их раскрытия, конвейер с гидро­
приводом и пульт управления. Время выдержки под
давлением 5,3 мин, производительность 360 дет/ч,
давление рабочей жидкости 20 МПа.
Последовательность выполнения операций на
универсальной полуавтоматической линии следую­
щая. Раскрытую и очищенную пресс-форму конвей­
ер переносит на позицию загрузки, расположенную
у первого закрывающего пресса. Оператор уклады­
вает в ее гнезда кассеты с прессуемым материалом
(возможен предварительный нагрев материала до
заданной температуры) и передает на следующую
позицию пресса, который ее закрывает и одновре­
менно создает заданное давление. После этого прессРис. 6.11. Схема пресса для форма перемещается по направляющим шагового
штамповки изделий из пласт­ конвейера с установленным темпом пока не дойдет
до позиции разгрузки, расположенной у второго
масс
пресса (раскрывающего). Пресс-форма раскрывает­
ся, толкатель поднимает сформованное изделие до уровня разъема и сбрасывает
его на приемный лоток. Пресс-форма переносится на следующую позицию, где
она тщательно очищается от грязи струями сжатого воздуха и подается на ис­
ходную позицию для очередной загрузки.
Заданную температуру в полости пресс-формы поддерживают установлен­
ные в ней электронагреватели.
Многоплунжерные прессы предназначены для штамповки деталей с полос­
тями. Станина такого пресса содержит три неподвижные поперечины, стянутые
колоннами. В верхней части они воспринимают только центральную силу, на­
правленную вдоль оси пресса. В нижней части расположены четыре горизон212
Глава
6. Типовые конструкции гидравлических прессов
тальных цилиндра с плунжерами для выдавливания боковых полостей и один
вертикальный цилиндр.
6.7. Типовые приводы гидравлических прессов
Полный цикл одного двойного хода подвижной поперечины гидравлическо­
го пресса состоит из прямого холостого, прямого рабочего и обратного ходов, а
также технологических пауз. Прямой холостой ход предназначен для подвода
рабочего инструмента к заготовке, при его осуществлении жидкость высокого
давления не поступает в рабочие цилиндры и полезная работа не производится.
В процессе прямого рабочего хода происходит деформирование заготовки, при­
дание ей необходимой формы. Чтобы осуществить прямой рабочий ход, привод
должен израсходовать определенное количество энергии для создания необхо­
димой силы.
Таким образом, привод гидравлического пресса должен иметь определенный
запас энергии, чтобы обеспечить необходимую деформирующую силу. На осу­
ществление прямого рабочего хода расходуется потенциальная энергия давления
рабочей жидкости. Эту энергию можно получить в результате преобразования
электрической энергии (электрогидравлический привод) либо энергии давления
пара или воздуха (парогидравлический или воздушно-гидравлический привод).
Электрогидравлический привод кроме рабочего и возвратных цилиндров
(гидродвигателя) должен содержать электродвигатель для преобразования элек­
трической энергии в механическую и насос для преобразования механической
энергии в потенциальную энергию рабочей жидкости.
Парогидравлический (воздушно-гидравлический) привод кроме рабочего
и возвратных цилиндров должен содержать мультипликатор для преобразования
энергии пара (воздуха) низкого давления в потенциальную энергию рабочей
жидкости высокого давления. Парогидравлический (воздушно-гидравлический)
привод не экономичен, поэтому несмотря на его некоторые преимущества перед
электрогидравлическим в настоящее время применяется только в некоторых ус­
таревших конструкциях гидравлических прессов.
В процессе полного цикла двойного хода подвижной поперечины гидрав­
лического пресса требуются различные значения деформирующей силы, ско­
рости и направления ее перемещения. Поэтому электрогидравлический привод
кроме рабочих и возвратных цилиндров, электродвигателя, насоса и рабочей
жидкости содержит резервуары для жидкости (сливные баки), регулирующую
и распределительную аппаратуру, соединительные трубопроводы и арматуру,
а также может включать вспомогательные элементы: баки для жидкости низ­
кого давления (наполнительные), аккумулятор, мультипликатор и маховик.
На рис. 6.12 дана классификация приводов гидравлического кузнечно-штамповочного оборудования, согласно которой электрогидропривод может быть как
213
Раздел
II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Приводы гидравлических прессов
т
г
Парогидравлические
(воздушно-гидравлические)
Электрогидравлические
I
Безмаховочные
Маховочные
т
I
Насосные
I
X
1
Безаккумуляторные
X
Мультипликаторные
1
Безмультипликаторные
Аккумуляторные
X
Мультипликаторные
1
Безмультипликаторные
Мультипликаторные
1
X
Постоянной
производительности
Регулируемой
производительности
Нерегулируемой
производительности
Регулируемой
производительно сти
Рис. 6.12. Классификация приводов гидравлических прессов
с маховиком, так и без него. Используя накопленную кинетическую энергию,
маховик в данном случае обеспечивает преодоление пиковых нагрузок без уве­
личения мощности электродвигателя. Аккумулятор также позволяет снижать его
установочную мощность.
Если в состав электрогидравлического привода включить мультипликатор,
то можно создать более компактную конструкцию пресса и осуществить рабо­
чий ход со ступенчатым приложением деформирующей силы, что повысит его
экономичность (КПД).
Регулирующая аппаратура позволяет поддерживать постоянную скорость
рабочего хода, которая необходима при выполнении некоторых технологичес­
ких операций, например при прессовании. При использовании насосов с пере­
менной подачей жидкости повышается КПД насосно-безаккумуляторного при­
вода и уменьшается его установочная мощность.
Баки для жидкости низкого давления (наполнительные) обеспечивают пря­
мой холостой ход без расхода жидкости высокого давления, что также способст­
вует повышению КПД привода. Для управления потоками жидкости в гидро­
системе привода используют распределительную аппаратуру: клапаны, золотники,
вентили и др.
В современных гидравлических прессах привод применяют и для приведения
в действие вспомогательных механизмов: стола пресса, механизма выталкивания
214
Глава
6. Типовые конструкции гидравлических прессов
поковки, подачи и удаления рабочего инструмента в процессе ковки или штам­
повки; механизмов управления (сервопривода) работой элементов гидропривода
(золотников, клапанов); механизмов синхронизации, исключающих неравномер­
ность распределения сил на колонны гидравлического пресса и др.
В зависимости от назначения гидроприводы подразделяют на силовые,
вспомогательные, приводы управления (сервоприводы) и синхронизации и др.
Независимо от назначения все приводы содержат определенные элементы, что
позволяет подразделить насосные приводы на аккумуляторные, безаккумуля­
торные и мультипликаторные.
Иногда гидропривод, содержащий одноплунжерный насос, называют элек­
тромеханическим мультипликаторным, так как он создает в гидросистеме такое
же пульсирующее давление, как и мультипликаторный. Однако такое название не
отражает его конструктивные особенности, поскольку под мультипликатором по­
нимают устройство, предназначенное для повышения давления рабочей жидкости и
содержащее два цилиндра - низкого и высокого давления. Одноплунжерный кри­
вошипный насос имеет только один цилиндр, плунжер которого всасывает жид­
кость, а затем нагнетает ее в гидросистему. Поэтому так называемый электро­
механический мультипликаторный привод относится к разряду насосных.
Привод гидравлического пресса может быть групповым (насосно-аккумуляторная станция) и индивидуальным. Групповой гидропривод позволяет умень­
шить общую установленную мощность. Насосно-аккумуляторную станцию рас­
полагают в отдельном помещении и связывают с гидравлическим прессом
трубопроводом. Наиболее широкое распространение насосно-аккумуляторные
станции получили в ковочных прессах, для которых характерны продолжитель­
ные технологические паузы, или в мощных гидравлических прессах, где невоз­
можно установить привод на прессе или вблизи его.
Насосный привод. Основной привод, определяющий тип гидравлического
пресса, - это силовой насосный, который осуществляет возвратно-поступатель­
ное движение рабочего органа - подвижной поперечины (ползуна).
Гидравлические цилиндры (гидродвигатели подвижной поперечины) могут
быть поршневыми или плунжерными. Рабочая жидкость в поршневых цилиндрах минеральные масла, обладающие достаточной вязкостью, что исключает их утеч­
ку между поршнем и стенками цилиндра. Плунжерные цилиндры применяют, ес­
ли рабочая жидкость - водная эмульсия, вязкость которой недостаточная, чтобы
исключить утечки через поршень при использовании обычных уплотнительных
устройств. Выбор в качестве рабочей жидкости водной эмульсии или минерально­
го масла определяется в значительной степени назначением и конструкцией прес­
са. Так, в гидравлических прессах, предназначенных для ковки или горячей
объемной штамповки, минеральное масло рекомендуют не применять согласно
требованиям пожарной безопасности. Однако для прессов с нижним расположе­
нием привода и при условии герметичных в пожарном отношении перекрытий
(пола) минеральное масло можно использовать в качестве рабочей жидкости.
215
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ
ПРЕССЫ
Основное преимущество минерального масла - применение распределитель­
ных устройств и уплотнений более простых конструкций, а также повышенных
скоростей без опасности возникновения сухого трения. Можно также увеличивать
частоту вращения, что позволяет исключать редуктор, применять насосы ротацион­
ного типа с постоянной подачей или бесступенчатым регулированием подачи.
Насосно-аккумуляторный привод. Типовая схема насосно-аккумуляторного привода с одной ступенью нагружения показана на рис. 6.13. Привод со­
держит источник жидкости высокого давления - аккумулятор (5, рабочий 2 и воз­
вратные 1 цилиндры (гидродвигатель), наполнительный 4 и сливной 7 баки, насос 9,
предохранительный клапан 70, распределительную аппаратуру 77, трубопрово­
ды, обратный клапан 8 и компенсатор гидроударов 5.
В дальнейшем участки трубопровода между элементами насосного привода
будем обозначать соответствующими цифрами, например: 2-6 - участок трубо­
провода между рабочим цилиндром 2 и аккумулятором 6, Кроме того, цифры
будем использовать в качестве индексов при обозначении различных парамет­
ров, например: V2 - скорость подвижной поперечины (плунжера рабочего цилинд­
ра), d^ - диаметр плунжера возвратных цилиндров 7.
В исходном положении // (стоп), изображенном на рис. 6.13, рабочий 2 и воз­
вратные 7 цилиндры изолированы от источника питания, следовательно, подвиж-
Диаграмма
открытия клапанов
Рис. 6.13. Типовая схема гидравлического одноплунжерного пресса
216
Глава
6. Типовые конструкции гидравлических прессов
ная поперечина пресса покоится на весу - технологическая пауза. Для совершения
прямого холостого хода необходимо рукоятку главного распределителя передви­
нуть из положения // в положение ///. В результате возвратные цилиндры / соеди­
нятся со сливным баком, подвижная поперечина под действием силы тяжести
начнет опускаться, в рабочем цилиндре 2 давление понизится и жидкость из на­
полнительного бака 4 начнет перетекать в рабочий цилиндр 2, открывая наполни­
тельный клапан 3. После соприкосновения рабочего инструмента с заготовкой
необходимо осуществить рабочий ход. Для этого рукоятку главного распредели­
теля необходимо передвинуть еще в положение IV. При этом рабочий цилиндр 2
соединится с аккумулятором 6 и насосом 9, жидкость высокого давления посту­
пит в рабочий цилиндр 2, а наполнительный клапан 3 под действием жидкости
высокого давления прижмется к седлу.
Для осуществления обратного холостого хода рукоятку главного распреде­
лителя и необходимо передвинуть в положение /. В результате рабочий ци­
линдр 2 соединится со сливным баком, а возвратные 7 - с аккумулятором. Под
действием жидкости высокого давления откроется наполнительный клапан i,
рабочий цилиндр 2 соединится с наполнительным баком 4 и подвижная попере­
чина переместится вверх; жидкость из рабочего цилиндра 2 вытеснится в напол­
нительный бак 4 и частично на слив.
Аккумулятор в электрогидравлическом приводе, как и маховик в электро­
механическом, накапливает энергию во время холостых ходов и технологичес­
ких пауз и расходует ее в процессе рабочего хода. Наличие аккумулятора поз­
воляет выбирать мощность электродвигателя по средней мощности, расходуемой
за рабочий ход, что позволяет снизить установочную мощность.
Недостатком насосно-аккумуляторного привода являются большие потери
энергии при выполнении технологических операций, силовой график которых
имеет пиковый характер. Если деформирующая сила, необходимая для выпол­
нения технологической операции, меньше номинального усилия, то вследствие
перепада давлений в аккумуляторе и рабочем цилиндре увеличивается скорость
течения жидкости в трубопроводе. В результате возрастают потери энергии
на преодоление местных сопротивлений и по длине трубопровода. Запасенная
аккумулятором потенциальная энергия расходуется на нагрев жидкости. Для
исключения этого недостатка в конструкции насосно-аккумуляторного привода
пресса предусматривают возможность повышения деформирующей силы через
определенные интервалы (ступени). Это возможно, если гидропривод имеет
не один, а несколько рабочих цилиндров.
Насосно-аккумуляторный привод прессовой установки с тремя ступенями
нагружения содержит три рабочих цилиндра 2 и два распределителя: главный 6
и вспомогательный 5 (рис. 6.14).
Для совершения рабочего хода рукоятку главного распределителя 6 необхо­
димо передвинуть в крайнее положение IV. Если рукоятка вспомогательного рас­
пределителя 5 будет при этом передвинута в крайнее положение ///, то жидкость
217
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ
ПРЕССЫ
Диаграмма
открытия югапанов
vy
ЬЛЛ
Диаграмма
открытия клапанов
Рис. 6.14. Типовая схема гидравлического трехплунжерного пресса
высокого давления будет поступать только в средний рабочий цилиндр 2. Боко­
вые рабочие цилиндры заполнятся жидкостью из наполнительного бака 4 через
наполнительные клапаны 3. В этом случае будет осуществлена первая ступень
нагружения.
Если рукоятку вспомогательного распределителя 5 передвинуть в крайнее
положение /, то жидкость высокого давления будет поступать в боковые рабочие
цилиндры 2, а средний рабочий цилиндр через наполнительный клапан запол­
нится жидкостью из наполнительного бака. При этом осуществляется вторая
ступень нагружения. Для обеспечения третьей ступени нагружения необходимо
все рабочие цилиндры соединить с аккумулятором. Для этого рукоятку вспомо­
гательного распределителя 5 необходимо поставить в среднее положение //.
218
г л ава 6. Типовые конструкции гидравлических прессов
Для совершения обратного холостого хода рукоятку главного распределите­
ля 6 следует передвинуть в крайнее положение /. В этом случае возвратные ци­
линдры 1 соединены с жидкостью высокого давления (аккумулятором), а рабо­
чие 2 через наполнительные клапаны 3 - е наполнительным баком 4. Для
открытия наполнительного клапана жидкость высокого давления подают под
поршень наполнительного клапана.
Работа распределителей 5 и б характеризуется диаграммами открытия кла­
панов, показанными на рис. 6.14.
Современные насосы гидроприводов позволяют создавать давление жидкости
32 МПа. Габаритные размеры гидравлического пресса в плане определяются ко­
личеством рабочих цилиндров. Один из путей сокращения размеров - повышение
давления жидкости. Для этого в насосно-аккумуляторный привод включают гид­
равлический мультипликатор давления (рис. 6.15).
В исходном положении / / рукоятки управления главным распределителем
рабочий 2 и возвратные 1 цилиндры изолированы, подвижная поперечина прес­
са неподвижна. Чтобы совершить прямой холостой ход, необходимо рукоятку
передвинуть в положение ///. Для осуществления рабочего хода - первая стуДиаграмма
открытия клапанов
S
"go
ах
V
\у
клл
О П
is
в о
ю о
Он
IV
vo о
S
Ш
ЧУ
II
I
vy
Чь
I
. I
Рис. 6.15. Типовая схема гидравлического одноплунжерного пресса с муль­
типликатором
219
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
пень нагружения - рукоятку нужно передвинуть в положение IV. В этом случае
рабочий цилиндр 2 будет соединен с аккумулятором 7. Для создания макси­
мальной силы - вторая ступень нагружения - рукоятка должна находиться в
крайнем положении V. В этом случае жидкость из аккумулятора 7 поступает в
цилиндр низкого давления мультипликатора 5. В результате плунжер мультип­
ликатора перемещается, и жидкость сверхвысокого давления нагнетается в ра­
бочий цилиндр 2 пресса. Обратный клапан 8 отключает аккумулятор 7.
Для совершения обратного холостого хода необходимо рукоятку главного
распределителя 6 передвинуть в крайнее положение /. При этом жидкость из ак­
кумулятора поступает в возвратные цилиндры, а из мультипликатора - на слив.
Насосный безаккумуляторный привод. Такие приводы получили широкое
распространение для гидравлических прессов с небольшим номинальным уси­
лием. Безаккумуляторный привод может быть с насосом постоянной или регу­
лируемой производительности.
На рис. 6.16 показан типовой насосный безаккумуляторный привод с насо­
сами постоянной производительности. Основными элементами привода являются
рабочий 2 и возвратные 1 цилиндры (гидродвигатель) и насос постоянной пода­
чи 8\ распределитель - трехпозиционный главный золотник 6\ регулирующие
устройства - дроссель с обратным клапаном 3, обратный клапан 4, предохрани­
тельный клапан Р; вспомогательные устройства - наполнительный бак; управ­
ляющие устройства - двухпозиционные золотники 5 и 7.
Рассмотрим принцип действия привода при работе пресса и во время техно­
логических пауз (держание подвижной поперечины на весу). При прямом ходе
Рис. 6.16. Типовая схема безаккумуляторного привода гидравлического пресса
220
Глава
6. Типовые конструкции гидравлических прессов
(холостом и рабочем) необходимо возвратные цилиндры 1 соединить с наполни­
тельным баком 70, а рабочий 2 - е насосом 8. Главный золотник 6 должен пере­
меститься в крайнее правое положение. Для этого необходимо подать жидкость
высокого давления в левую полость золотника, а правую - соединить с жидко­
стью низкого давления. Тогда золотник управления 5 опускается в крайнее ниж­
нее положение под действием электромагнита, а золотник 7 остается в верхнем
положении. Скорость опускания подвижной поперечины при прямом холостом
ходе регулируется дросселем 3.
Для поддержания заданной скорости подвижной поперечины необходимо
кроме подачи жидкости от насоса 8 дополнительно подавать жидкость через об­
ратный клапан 4 из наполнительного бака 10. При соприкосновении рабочего ин­
струмента, установленного на подвижной поперечине, с заготовкой сопротивление
увеличивается. В результате давление жидкости в магистрали возрастает и обрат­
ный клапан 4 опускается. Скорость движения поперечины определяется подачей
насоса 8. Чем больше деформируюгцая сила, тем выше давление жидкости при
постоянной подаче и больше потребляемая двигателем мопдность. Максимальное
ее значение соответствует наибольшей деформирующей силе, действующей в
процессе выполнения технологической операции.
Отсюда следует, что применение безаккумуляторного привода в гидравличес­
ких прессах при пиковых нагрузках приводит к увеличению установочной мощ­
ности, хотя позволяет повысить КПД. Это основной недостаток безаккумуля­
торного привода с насосом постоянной подачи, который ограничивает область
использования таких приводов. Для повышения эффективности привода исполь­
зуют несколько насосов с различной производительностью.
Для обратного холостого хода рабочий цилиндр пресса соединяют с жидкостью
низкого давления. При этом главный золотник 6 перемещается в крайнее левое по­
ложение. Насос 8 подает жидкость в возвратные цилиндры 1 через обратный клапан
дроссельного устройства, что снижает потери при течении жидкости через него.
Для осуществления технологической паузы (держание подвижной поперечины
на весу) возвратные цилиндры изолируют от источников подачи жидкости. Для
этого главный золотник устанавливают в среднем положении, как показано на
рис. 6.16. В этом случае рабочий цилиндр 2 также изолирован от насоса 5, а жид­
кость поступает в наполнительный бак 10 через предохранительный клапан 9.
Безаккумуляторным приводом с насосами постоянной подачи оснащают
прессы для ковки, штамповки деталей из листовых материалов вытяжкой, хо­
лодного выдавливания и др.
На рис. 6.17 показана схема типового безаккумуляторного привода с насо­
сами низкого и высокого давления постоянной производительности.
Типовой безаккумуляторный привод с насосами регулируемой подачи
(и реверсивным потоком) показан на рис. 6.18. Основные элементы гидропривода цилиндр поршневого типа (гидродвигатель) и насос 5 с регулируемой производи­
тельностью и реверсивным потоком, вспомогательное устройство - наполнитель­
ный бак 4, регулирующие - обратный клапан 6 и наполнительный клапан 3.
221
Раздел
II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Рис. 6.17. Типовая схема безаккумуляторного привода гидравлического
пресса с двумя насосами постоянной подачи низкого и высокого давления:
1,2- нижняя и верхняя полости рабочего цилиндра соответственно; 3 - золотни­
ковый распределитель; 4,7 - предохранительные клапаны; 5,6 - насосы низкого и
высокого давления соответственно
Для совершения прямого (холостого и рабочего) хода насос 5 подает жид­
кость из нижней полости 1 рабочего цилиндра в верхнюю полость 2. При этом в
магистрали, соединяющей насос 5 и верхнюю полость 2 рабочего цилиндра,
давление падает и дополнительное количество жидкости через клапан S посту­
пает из наполнительного бака 4, После соприкосновения рабочего инструмента с
заготовкой давление в верхней полости 2 рабочего цилиндра возрастает, клапан i
опускается и насос всасывает необходимое для обеспечения заданной скорости ко­
личество жидкости через обратный клапан 6 из сливного бака.
Чтобы обеспечить обратный холостой ход, функции нагнетательной и всасы­
вающей полостей насоса 5 меняют местами, в результате создается реверсивный
поток жидкости. Насос 5 отсасывает жидкость
из верхней полости рабочего цилиндра 2 и на­
гнетает ее в нижнюю 1. При установившемся
снижении давления в верхней полости рабочего
цилиндра наполнительный клапан 3 поднимает­
ся и жидкость вытесняется в бак 4.
Подача жидкости насосом может изменять­
ся в процессе рабочего хода, что позволяет уве­
личить экономичность привода в результате поРис. 6.18. Типовая схема безакку- стоянства потребляемой мощности, снизить его
муляторного привода гидравли- установочную мощность и обойтись без золотческого пресса с насосом регу- никовых распределительных устройств и дополлируемой подачи
нительных трубопроводов. Однако стоимость на222
Глава
7. Рабочая эюидкость и основные уравнения гидродинамики
coca со вспомогательным приводом для регулирования подачи жидкости в про­
цессе рабочего хода выше, чем насоса с постоянной подачей и золотниковым рас­
пределением для прессов с номинальным усилием свыше 50 МН.
Насосный безаккумуляторный привод с насосами переменной подачи целе­
сообразно применять в прессах, предназначенных для гибки, объемной штам­
повки, брикетирования, пакетирования и других технологических операций с
пиковым характером графика деформирующей силы.
Глава 7. РАБОЧАЯ ЖИДКОСТЬ И ОСНОВНЫЕ
УРАВНЕНИЯ ГИДРОДИНАМИКИ
7.1. Характеристика рабочих жидкостей
в качестве рабочей жидкости в приводах современных гидропрессовых ус­
тановок используют минеральные масла, а чаще водные эмульсии, безопасные
в пожарном отношении. Наиболее распространенной водной эмульсией является
1,0... 1,5 %-ный раствор эмульсола марки Э-2 (Б) в воде. Согласно ГОСТ 1975,
его изготовляют на основе минерального масла, состоящего из смеси индустри­
альных масел общего назначения марок И-12А, И-20А, И-ЗОА, И-40А, И-50А
и др. с кинематической вязкостью при 50 "^С в пределах (17...23) • 10~ м^/с. Тем­
пература вспышки эмульсола не ниже 170 °С.
Из минеральных масел в качестве рабочей жидкости в насосных безаккуму­
ляторных гидроприводах наибольшее распространение получили индустриаль­
ные масла марок И-20А, И-ЗОА и И-40А. Они обладают высокой вязкостью, что
позволяет упростить .конструкцию уплотнительных и распределительных уст­
ройств, однако опасны в пожарном отношении, так как имеют сравнительно
низкую температуру вспышки.
Рабочие жидкости должны удовлетворять следующим требованиям:
а) не вызывать коррозии и не разрушать уплотнений;
б) не растворять значительного количества воздуха и других примесей, ко­
торые при изменении давления или температуры могут выделяться в виде паров;
в) обладать смазывающей способностью, быть химически стойкими;
г) не быть чрезмерно вязкими, чтобы не вызывать больших гидравлических
потерь на трение;
д) удовлетворять условиям безопасности в пожарном отношении.
Наиболее важные физические свойства жидкостей - плотность, упругость,
вязкость и химическая стойкость.
Плотностью р называют отношение массы Л/жидкости к ее объему V\
р = M/V,
223
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Упругость жидкости характеризуется коэффициентом объемного сжатия
р^,^, равным относительному изменению объема A F K соответствующему изме­
нению давления Ар, Коэффициент объемного сжатия р^^ - величина, обратная
модулю объемной упругости:
Рсж
^
1 AV
Ар V
J_Ap
(7.1)
Ар р '
где к - модуль объемной упругости.
Для воды модуль объемной упругости при давлении до 30 МПа можно при­
нять постоянным: А: = 2 • 10 МПа, для минеральных масел к= 1,3... 1,8 ГПа.
Под вязкостью понимают свойство жидкости сопротивляться деформации
сдвига. Характеризуют ее константой |i, называемой динамической (абсолютной)
вязкостью и определяемой как отношение напряжения сдвига т между двумя со­
седними слоями жидкости к градиенту скорости сдвига du/dr в направлении,
перпендикулярном направлению течения. Для ламинарного потока (рис. 7.1)
Ц
du/dr
Единица измерения динамической вязкости - паскаль-секунда (Па с). У во­
ды при 20 °С |Li - 0,001 Па-с.
Отношение динамической вязкости жидкости ц к ее плотности р называют
кинематической вязкостью v:
v=|Li/p.
Единица измерения кинематической вязкости - квадратный метр на се­
кунду (м /с).
Вязкость жидкости с повышением давления увеличивается. При высоких
давлениях в несколько тысяч мегапаскалеи все масла превращаются в твердые
W = Wmax(l-4r2/j2)
X=XQ2rld
Рис. 7.1. Схема распределения напряжений и скорос­
тей течения в поперечном сечении трубопровода
224
Глава
7. Рабочая эюидкость и основные уравнения гидродинамики
тела. Изменение вязкости масла в пределах от О до 50 МПа можно определять по
эмпирической формуле
ц^ = (1+0,003;7)|ь1о,
где \1р - вязкость масла при давлении /?; JLLQ - вязкость масла при атмосферном
давлении.
Вязкость минеральных масел и водных эмульсий резко уменьшается при
дросселировании их с большим перепадом давлений.
Рабочая жидкость в приводе гидропрессовых установок одновременно явля­
ется смазочным материалом для его деталей. Смазывающие свойства жидкости
определяются ее способностью смачивать трущиеся поверхности, образуя проч­
ную защитную пленку, которая предотвращает (особенно при высоких давлениях)
сухое трение (см. § 5.4), приводящее к быстрому износу этих поверхностей. Чем
выше вязкость рабочей жидкости, тем более прочную пленку она образует, т. е.
тем лучше ее смазывающие свойства. Важное свойство рабочей жидкости химическая стойкость к окислению. Некоторые минеральные масла и водные
эмульсии нестойки к кислороду. При попадании воздуха в гидравлическую сис­
тему они окисляются и вспениваются. В результате их смазывающие свойства
резко ухудшаются. Кроме того, когда рабочая жидкость окисляется, из нее выпа­
дают отложения, загрязняющие гидравлическую систему. При попадании воздуха
также происходит уменьшение модуля упругости жидкости, работа насосов ухуд­
шается, а потери энергии возрастают.
7.2. Основные понятия и уравнения гидродинамики
Силы, приложенные к любому выделенному объему жидкости, ограничен­
ному замкнутой поверхностью, подразделяют на две группы - массовые (объ­
емные) и поверхностные.
Массовыми называют силы, отнесенные к единице массы или объема жид­
кости, например сила инерции или тяжести. Поверхностными называют силы,
которые приложены к единице поверхности, ограничивающей рассматриваемый
объем жидкости, например давление, сила трения. Поверхностные силы можно
представить в виде нормальных и касательных напряжений, приложенных на
поверхности объема жидкости. В идеальной жидкости сила трения отсутствует,
следовательно, поверхностные силы будут представлены давлением. В этом
случае основное свойство гидростатического давления - независимость его от
направления - будет справедливо и в гидродинамических условиях. Это означа­
ет, что давления в трех взаимно перпендикулярных площадках, проходящих че­
рез рассматриваемую точку (рис. 7.2, а), равны между собой: Px=Py=Pz=P' При
установившемся течении жидкости или газа изменения массы в рассматри­
ваемом объеме не происходит, что означает равенство объемов втекающей
и вытекающей жидкости.
225
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Рис. 7.2. Трубка тока и элементарная струйка
Изучение потока жидкости в трубопроводе показало, что ее частицы, распо­
ложенные вблизи оси, движутся с большими скоростями, чем частицы, находя­
щиеся у стенок. При рассмотрении гидродинамических явлений выделяют эле­
ментарную струйку, размеры поперечного сечения которой бесконечно малы,
а значит, скорость ее течения можно принять постоянной. Для определения поня­
тия элементарной струйки дополнительно вводят понятия линии и трубки тока.
Под линией тока в потоке понимают линию, касательные к которой в каж­
дой точке совпадают с направлением вектора скорости. Для установившегося
движения линия тока всегда совпадает с траекторией частиц движущейся жид­
кости, расположенных на ней. При неустановившемся движении частицы жид­
кости на линии тока находятся одно мгновение.
Трубкой тока называют трубчатую поверхность замкнутого бесконечно ма­
лого контура, образующими которого являются линии тока. Жидкость, запол­
няющая трубку тока, образует элементарную струйку (рис. 7.2, б).
Поток можно рассматривать как совокупность элементарных струек. Сече­
ние трубки тока Jco, перпендикулярное ее образующим, называют эюивым.
В установившемся потоке форма элементарных струек постоянна, а в неустано­
вившемся - непрерывно изменяется. При изучении элементарной струйки урав­
нения Эйлера записывают в так называемой естественной форме. Координатными
осями в этом случае будут касательная, главная нормаль и бинормаль к линии
тока, причем проекции действующих сил на бинормаль равны нулю. Обозначая
направление касательной к линии тока через / (см. рис. 7.2, б), а главной норма­
ли через г и составляя суммы проекций действующих сил, получаем
226
Глава
7. Рабочая эюидкость и основные уравнения гидродинамики
^
1 др
рЭ/
ди
dt
ди
dl
ди Э ' и ^
dt Э/
J
\др
gr
и
-^-^
р dr
'
(7.2)
г
где г - радиус кривизны линии тока.
В данном случае имеем два уравнения с тремя неизвестными {и, р, р), для
решения которых необходимо дополнительное уравнение. Таким является урав­
нение неразрывности, для вывода которого в естественной форме рассмотрим
бесконечно малый отрезок dl длины элементарной струйки (см. рис. 7.2, б), ог­
раниченной сечениями (icOi и Jco2 (см. рис. 7.2, б). Если массовый расход жидкос­
ти через сечение JcOj обозначить как ( p J 0 i , то массовый расход ( р ^ 0 2 через
сечение d^ из условия неразрывности струйки будет иметь вид
(pJ02=(p^0i+-(p^0t//.
Э/
В общем случае (р = var)
^{dM)
= (pdQ), -(pdQ),
= ^(pdQ)dL
dt
(7.3)
dl
Изменение массы может произойти только в результате изменения плотнос­
ти р и объема элементарной струйки. Секундное приращение массы можно оп­
ределить по формуле
^(dM)
ot
Из выражений (7.3) и (7.4) имеем
=-^ipd(i))dL
ot
| : ( р ^ 0 + |-(рй'(о) = О.
dl
dt
(7.4)
(7.5)
ji
В общем случае р = р(/, /), и = — , / = /(/). Следовательно,
dt
dp_^'dp__^dp_dl
dt
dt dl dt'
Продифференцировав уравнение (7.5) и подставив dQ = ud(o, и = — и —
dt
dt
из (7.6), после преобразований получим
dp
—^ = р
dt
^
l;(m*ljm
(7.7)
227
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Уравнения (7.5) и (7.7) являются уравнениями неразрывности в естествен­
ной форме. Пусть имеет место установившееся течение: —(pdo}) = 0. Тогда,
dt
согласно уравнению (7.5),
-(pdQ)
= 0,
ИЛИ
plWiJcO] = Р2^2<^С02.
Следовательно, при установившемся движении массовый расход по длине эле­
ментарной струйки остается постоянным. При постоянной плотности (р = const)
скорости в различных сечениях элементарной струйки обратно пропорциональ­
ны площадям «живых» сечений.
В случае неустановившегося движения жидкости при постоянной плотности
(капельная жидкость) имеем — = 0. Тогда уравнение неразрывности (7.7) приdt
мет вид
|-(c/(o) + | - ( J 0 = O.
ot
al
Гидродинамические уравнения Эйлера в естественной форме (7.2) для ка­
пельной жидкости можно проинтегрировать и задачу гидродинамики решить с
учетом уравнения неразрывности. Согласно рис. 7.2, можно записать
gi=gcosa=
dz
-g—.
о/
С учетом gi второе уравнение (7.2) можно представить в виде
д_
р
и ^
1 ди
Э/ V
9g
2g у
g dt
(7.8)
Уравнение (7.8) есть уравнение Бернулли в дифференциальной форме, кото­
рое можно интегрировать по длине элементарной струйки:
2^
Г
.2\
Zi +
Z2 +
Pg
2g
pg
^g
gidt
(7.9)
Для неустановившегося движения уравнение Бернулли справедливо только
для двух частиц идеальной жидкости, находящихся на одной линии тока в рас­
сматриваемый момент времени. При установившемся движении оно справедли­
во также и для одной и той же частицы жидкости, находящейся в двух положе­
ниях на траектории, ибо последняя совпадает с линией тока.
228
Глава
7. Рабочая жидкость и основные уравнения гидродинамики
Выражение правой части уравнения (7.9) характеризует инерционный на­
пор, влияющий на изменение энергии элементарной струйки по ее длине, по­
этому его можно рассматривать как дополнительный источник энергии при
ди ^
ди
^ ^
ди ^
— < О или как дополнительное сопротивление при — > 0. При — == О имеет
dt
dt
dt
место установившееся движение.
^
Р
и^
Выражение z-\
-
1
т-г
характеризует гидродинамический напор. При ус-
Pg 2g
тановившемся движении идеальной жидкости напор постоянен и равен полной
энергии элементарной струйки. Полную энергию (гидродинамический напор)
при установившемся движении идеальной жидкости можно рассматривать как
сумму ее потенциальной z-\-p/(pg) и кинетической u^/(2g) энергии. Следова­
тельно, при уменьшении потенциальной энергии на такую же величину возрас­
тает кинетическая энергия, и наоборот.
Рассматривая элементарную струйку реальной жидкости, необходимо учи­
тывать гидродинамические потери, обусловленные возрастающими при течении
силами трения между отдельными слоями жидкости. Уравнение Бернулли для
реальной жидкости можно записать в виде
Pi
^2
P]
^1
Pg
2g
9g
2g У
.I —
~\^ d l - h п о т '
где й^от - гидродинамические потери между двумя сечениями элементарной струй­
ки жидкости.
7.3. Уравнение Бернулли для течения жидкости
в трубопроводе
Поток жидкости в трубопроводе может быть ламинарным или турбулент­
ным. При ламинарном течении частицы жидкости перемещаются параллельно
оси трубопровода не перемешиваясь. При турбулентном течении частицы пуль­
сируют в поперечном направлении и их траектории являются сложными кривы­
ми. Исследование скоростей в поперечных сечениях потока жидкости в трубо­
проводе показывает их неравномерное распределение: при ламинарном течении
они изменяются по параболическому закону, при турбулентном (местные осредненные) - по показательному или логарифмическому.
При определении расхода жидкости обычно пользуются понятием средней ско­
рости Wcp, равной отношению интегрального расхода жидкости через поперечное
сечение трубопровода к его площади:
„ср ^е=
Ji/Jco/F,
р
г
I
229
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
где F - площадь поперечного сечения трубопровода.
Из уравнения неразрывности (7.5) для элементарной струйки, распростра­
ненного на весь поток в трубопроводе, следует, что средние скорости обратно
пропорциональны площади его поперечного сечения.
Уравнение Бернулли для элементарной струйки жидкости можно распро­
странить на все сечение трубопровода. Для этого необходимо обе части уравне­
ния умножить на массовый расход элементарной струйки dM= pu^dco и проин­
тегрировать по всей площади:
Pg 2g /
л
PS 2gy
pu2d(0 =
1 ^?
= — f {-—dlpud(0+ \h^^^pU2d(0.
SFO^^
(7.10)
F,
Интегралы в левой части уравнения (7.10) выражают напоры потоков в первом
и во втором сечениях, а интегралы в правой части уравнения - инерционный напор
и потери на преодоление гидравлических сопротивлений соответственно.
В трубопроводах гидродинамический напор представляют в виде суммы по­
тенциальной z-hp/(pg) И кинетической w^/(2g) энергий, которыми обладает
масса жидкости, равная секундному расходу через поперечное сечение:
E=^ju^d(0.
(7.11)
-^ F
Интеграл \u^d(0 можно выразить через среднюю скорость введением коэффиF
циента Кориолиса а:
ju^d(o=au^/F.
(7.12)
F
Коэффициент Кориолиса а зависит от характера распределения скорости те­
чения по сечению трубопровода. Так, если при ламинарном течении
то а = 2 (см. рис. 7.1). Для турбулентного течения при
а=1,1
l\\^dlpudco
= + ^- \\^ fJii J j /
= l £ / A L'dco.
(7.13)
Интеграл lu'^doy можно также выразить через среднюю скорость:
F
JwVro = K'p^F
230
(7.14)
Глава
7. Рабочая жидкость и основные уравнения гидродинамики
Для турбулентного течения принимают коэффициент (3= 1,04, для некото­
рых случаев ламинарного течения, например, если и = u^^^(l-4r'^/d'^),
Р = 1,33. Коэффициенты а и (3 определяют по опытным данным и характеризуют
степень неравномерности распределения скоростей течения по сечению трубо­
провода.
С учетом уравнений (7.11)-(7.14) выражение (7.10) можно привести к виду
Pg
2g
pg
2g
g
dt
du ^
Для установившегося движения — = 0.
dt
Критерием перехода от ламинарного течения к турбулентному является
число Рейнольдса, которое при течении жидкости в цилиндрических трубах за­
висит от средней скорости течения и^^, диаметра трубы d и коэффициента ки­
нематической вязкости v:
Re = w,pJ/v.
При Re < 2320 течение ламинарное, а при Re > 2320 - турбулентное.
В трубопроводах гидравлических прессов в большинстве случаев течение
жидкости турбулентное, однако при использовании минеральных масел может
быть и ламинарным.
7.4. Гидравлические сопротивления в трубопроводах
Гидравлические потери при течении жидкости в трубопроводах определяются
силами трения по его длине и местными сопротивлениями. Последние связаны
с изменением формы потока при изменении размеров поперечного сечения тру­
бопровода или его изгибе, а также при течении через вентили, краны, клапаны,
золотники и т. п. В местных сопротивлениях часть работы, совершаемая дейст­
вующими на жидкость силами, превращается в теплоту, которая рассеивается.
Экспериментально установлено, что общие потери на преодоление местных
сопротивлений в трубопроводе представляют собой арифметическую сумму по­
терь, вызванных каждым сопротивлением в отдельности. Принцип наложения по­
терь будет несправедлив при близком расположении сопротивлений. Однако
точность этого принципа вполне приемлема для расчета гидравлических систем
прессовых установок.
Экспериментальные исследования и производственный опыт показывают,
что гидравлические потери по длине трубопровода зависят от средней скорости v
потока, диаметра d и длины / трубы, шероховатости А ее поверхности, кинема­
тической вязкости V и плотности р жидкости:
231
Раздел п. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Re,
Обозначим / Re,
= —. Тогда
2
gh
_Xl
u%
2d
(7.15)
где X - коэффициент потерь на трение по длине трубопровода.
Согласно выражению (7.15), потери напора по длине трубопровода можно
представить в виде формулы Дарси:
d
Ig'
Для ламинарного течения коэффициент можно определить по формуле
;i=64/Re.
Экспериментальные исследования, а также результаты эксплуатации реаль­
ных трубопроводов показали, что коэффициент трения при турбулентном тече­
нии зависит от шероховатости и диаметра трубы:
Х--
0,25
^
(7.16)
3,7^^'
Ig-
Таблица 7,1 . Значения коэффициента трения iк для турбулентного потока
X при А, мм
d, мм
27
53
80,5
100
158
205
X при А, мм
d, мм
ОД
0,2
0,3
0,5
0,028
0,023
0,021
0,020
0,018
0,017
0,034
0,028
0,025
0,023
0,021
0,020
0,089
0,032
0,028
0,026
0,023
0,022
0,047
0,037
0,033
0,030
0,027
0,025
257
307
357
402
468
257
0,1
0,2
0,3
0,5
0,017
0,015
0,015
0,014
0,014
0,017
0,019
0,018
0,017
0,017
0,017
0,019
0,020
0,020
0,019
0,018
0,018
0,020
0,023
0,022
0,021
0,021
0,021
0,023
В табл. 7.1 приведены значения коэффициента X, рассчитанные по формуле
(7.16). Шероховатость А задают в технических условиях на проектирование с
учетом эксплуатационных. Его необходимо выбирать с некоторым запасом на
случай загрязнения труб, коррозии и т. п. В связи с этим при расчете гидравли232
Глава
7. Рабочая жидкость и основные уравнения гидродинамики
ческих систем прессовых установок рекомендуют для цельнотянутых труб при­
нимать А = 0,2 мм.
Потери удельной энергии на преодоление местных сопротивлений вычис­
ляют по формуле
h
=£
^
где ^^ с - коэффициент потерь удельной энергии в местном сопротивлении.
Коэффициент местного сопротивления ^^ ^ зависит от его формы, шерохо­
ватости поверхности, степени открытия запорного устройства, числа Рейнольдса
и др. Коэффициент ^^^ обычно относят к скорости потока перед местным со­
противлением. На основании принципа наложения общие потери для трубопро­
вода при последовательном расположении всех видов сопротивлений можно
представить в виде
/ и^
и^
7.5. Ударные явления в гидроприводе
прессовых установок
Быстрое открытие и закрытие клапанов золотников высокого давления, пере­
ход от холостого хода к рабочему, внезапный останов плунжера или внезапное
изменение сопротивления со стороны заготовки (резка, пробивка и др.) вызывают
в гидроприводе прессовых установок резкое повышение давления жидкости гидравлический удар. Происходящее при этом сотрясение трубопроводов приво­
дит к нарушению уплотнений, а иногда даже к разрыву трубопроводов или других
элементов гидропривода. При гидравлическом ударе образуются области повы­
шенного и пониженного давления, перемещающиеся по длине трубопровода.
Впервые гидравлический удар в трубопроводах изучил Н.Е. Жуковский.
Для исследования явления гидравлического удара используют уравнение
движения (7.2) и уравнение неразрывности (7.5):
\др _ди
д fu^
|_(pjco) + | - ( p J 0 - O .
ot
ol
при решении этих уравнений принимают следующие допущения:
1) течение жидкости в трубопроводе ламинарное, т. е.
U^ = UQ =
0;
233
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
2) распределение скоростей по сечению трубопровода постоянно: Ui = u (иде­
альная жидкость);
3) составляющая ускорения от силы тяжести в направлении течения жидко­
сти равна нулю: g/ = 0;
4) уравнение неразрывности распространяется на все сечение трубопровода,
которое является постоянным {do)F = const);
5) стенки трубопровода абсолютно жесткие;
6) изменение скорости течения жидкости в трубопроводе в момент гидравлиdu
д ( и^ ^
ческого удара велико по сравнению с изменением ее по длине: — » —
dt
Э/ v 2 y
ЭIи
можно пренебречь;
v
2
y
Э/
7) изменение скорости течения жидкости по длине трубопровода велико по
du
Эр
сравнению с изменением ее плотности по длине: — » — .
^
dl
Э/
С учетом этих допущений и после преобразования формулы (7.2) и (7.5)
можно представить в виде
следовательно, в первом уравнении (7.2) слагаемым
i | ^ + | i = 0;
р Э/ Э^
(7.17)
Переходя к бесконечно малым изменениям плотности и давления
^
= РсжР
dp
или, учитывая изменение плотности и давления во времени, согласно уравнению
(7.1), имеем
ot
ot
Решая совместно уравнения (7.18) и (7.19), получаем
в результате проведенных преобразований имеем систему дифференциаль­
ных уравнений в частных производных (7.17) и (7.20) с двумя неизвестными/^ и v.
Для ее решения необходимо исключить одно из неизвестных. Так, для исключе234
г л ава 7. Рабочая жидкость и основные уравнения гидродинамики
ния V из уравнений (7.17) и (7.20) продифференцируем (7.17) по /, а (7.20) - по /
и вычтем второе уравнение из первого. После преобразований получаем
где а = l/л/РсжР "" const.
Аналогично находим
а —
;;- = 0.
(7.22)
Интегралы уравнений (7.33) и (7.34) можно представить в виде
р=р^+Ф{1-11а)
+ ^{1 + 11а)\
и =-UQ-\-(p{t-l/a)-^\\f{t-hl/a),
(7.23)
(7.24)
TjxtpQ, UQ - соответственно начальные (до удара) давление и скорость жидкости;
Ф, Ч^, ф, \|/ - произвольные функции от [t-1/a) или [t + 1/a), выражающие из­
менение давления или скорости по длине трубопровода во времени и удовлетво­
ряющие граничным условиям.
По выражениям (7.20), (7.22) и (7.23) можно установить соотношения между
произвольными функциями Ф и ф, ^ и \|/:
Ф + ^=(ф-¥)/(Рсж«)-
Учитывая это соотношение и заменяя (-и) на и, для уравнений (7.23) и (7.24)
получаем следующие выражения:
p=p^+pa[(p{t-l/a)-\\f{t
+ l/a)'];
и - ^ / о - [ ф ( ^ - / / а ) + \|/(^ + / / а ) ] ,
(7.25)
которые являются основными для исследования явлений гидродинамического
удара в трубопроводах.
Для выяснения физического смысла функций ф и \(/, а также величины а
предположим, что \|/ = О и в некоторый момент времени t^ в трубопроводе на
расстоянии /i от места его перекрытия установилось ударное давление р. Такое
же давление будет на расстоянии /2 в момент времени /2-
^{t,-lja)
= (^{t2-lja).
{126)
Отсюда находим
к
-lx=a{t2-h),
235
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Следовательно, ударное давление распростра­
няется по трубопроводу с постоянной скоростью а.
Функция ф характеризует распространение ударно­
I
го давления в направлении удара, т. е. прямую вол1I
1^—I ^
1
I ну. Полагая теперь ф = О, аналогично находим, что
функция \(/ характеризует волну, которая движется в
сторону, обратную распространению ударной, т. е.
волну гашения.
Таким образом, согласно уравнению (7.25), в об­
щем случае давление в любом сечении трубопрово­
Рис. 7.3. Трубопровод рабо­ да при гидравлическом ударе складывается из алгеб­
чий цилиндр-аккумулятор
раической суммы трех давлений: первоначального/>о
и давлений от распространения прямой волны и вол­
ны гашения. В общем случае прямая волна, возникая у перекрытия сечения распределителя 2 (рис. 7.3), - распространяется по трубопроводу в сторону рабоче­
го цилиндра 1 и аккумулятора 3, При t < L/a волна гашения отсутствует и \|/ = 0.
К сечениям, расположенным на расстоянии / > at, ударная волна не успела дой­
ти, и давление здесь равно первоначальному ро- В аккумуляторе и в сечении на
входе в трубопровод всегда/? =Ро, поэтому в любое время t > L/a
\|/(^ + 1/а) = ф ( ^ - 1 / а ) .
(7.27)
Подставив в формулу (7.27) величину t = L/a, найдем
\|/(21/а) = ф(0).
Функция волны гашения, возникающей при / == L/a в трубопроводе, числен­
но равна функции ударной волны, возникающей при / == О и / = О, т. е. в сечении
перекрытия трубопровода. Уравнение (7.27) справедливо для любого момента
времени и его можно представить в виде
\|/(^ + //а) = ф [ ^ - 2 ( 1 - / ) / а - / / а ] .
(7.28)
Следовательно, волна гашения повторяет ударную волну в любом сечении
трубопровода, существовавшую там раньше на время
М=
2(1-1)/а.
Например, при входе в трубопровод у аккумулятора / = Z и А^ = О, т. е. одно­
временно с приходом ударной волны появляется волна гашения, которая являет­
ся ее отражением. В сечении перекрытия трубопровода волна гашения
появляется от начала удара через время
At = 2L/a = T.
236
Глава
7. Рабочая эюидкостъ и основные уравнения гидродинамики
Функция волны гашения имеет противоположный знак, поэтому эффект
волны гашения будет противоположным эффекту ударной волны. Например,
при / = О и t= ILja
/7=Ро+ра[ф(0)-\|/(21/а)].
Согласно выражению (7.25),
\|/(21/а) = ф(0)=0,
а значит, р^р^. Следовательно, через время t= 2L/a давление в сечении пере­
крытия будет равно начальному. Однако на этом явление удара не прекращает­
ся. На основании зависимостей (7.25) и (7.28) давление и скорость у перекрытия
в любой фазе удара можно выразить в виде
Un-^
= -^n-^n-b
(7.29)
где п - число перекрытий.
При решении системы уравнений (7.29) имеем
2ф„ра = {р^ - PQ) - ра(и^ - щ)\
2ф„_1ра = -{р^ -PQ) - ра(и„ - щ).
Подставляя в первое уравнение (п - I) вместо п и приравнивая правые части
выражений для 2ф„_1, находим
(Рп -Ро) + (Рп-Ро) = рФп-\
- ^Л
или
Рп-Р0
= РФп-1
- Un) - (Рп-\
-РоУ
Р2-Р0
= РФ\
- Щ) - (Р\ - РоУ->
Рз-Ро
= 9^2
- Щ) - {Pi - Ро)'
Prt-P0
= РФп-\
Отсюда следует
- к)
- iPn^X
-Ро)-
Подставляя разности давлений, найденные из предыдущих уравнений, в по­
следующие, окончательно получаем
Р\ -Ро = рФо-щУ'>
Р2-Ро
= р^[(щ - ^2) - К - ^i)];
237
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Рз-Ро = 9^[{Щ - Щ) - (Щ - Щ) + (Щ - ^i)];
Таким образом, результирующее повышение или понижение давления в лю­
бой фазе удара определяется как алгебраическая сумма выражений:
р-р^=ра^±(и^_^-и^).
п=\
При мгновенном перекрытии трубопровода надо полагать u^ = U2= ... =u^ = Q,
Тогда
Глава 8. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ УЗЛОВ
ГИДРОПРИВОДА
8.1. Насосы
В приводах КШМ применяют насосы высокого давления - кривошипно-, ротационно- и эксцентриково-плунжерные, которые нагнетают жидкость до давлений
свыше 10 МПа, а также насосы среднего давления - лопастные, шестеренные, вин­
товые и центробежные, которые в основном используют для создания давлений до
10 МПа (при более высоком давлении резко снижается их объемный КПД).
Кривошипно-плунжерные насосы. Эти насосы используют в индивиду­
альном и групповом приводах гидравлических прессов. Они работают с любой
жидкостью: с водой, минеральным маслом и др.
Кривошипно-плунжерный насос (рис. 8.1) состоит из насосной камеры 2
с входящим в нее через сальник плунжером б и кривошипно-шатунного меха­
низма. Камера с одной стороны имеет всасывающий клапан 7, а с другой - на­
гнетательный 3. Перед всасывающим клапаном 1 расположена труба, подво­
дящая жидкость через фильтр 8 и воздушный клапан 7 в насосную камеру 2,
а после нагнетательного клапана 3 - напорная труба 5, отводящая жидкость.
Плунжеры располагают вертикально или горизонтально. В насосе простого дей­
ствия жидкость нагнетается при движении плунжера (поршня) только в одном
направлении и всасывается при обратном. В насосе двойного действия жидкость
нагнетается при движении плунжера (поршня) в обоих направлениях. Насос
двойного действия, как правило, поршневой, всасывает и нагнетает обеими сто­
ронами плунжера, благодаря чему его производительность увеличивается, а по­
дача становится более равномерной за полный оборот кривошипного вала.
238
Глава
8. Типовые конструкции узлов гидропривода
^"Г
Рис. 8.1. Схема кривошипно-плунжерного насоса
Плунжерные насосы применяют во всех случаях, когда необходимо создать
высокое давление при малой вязкости нагнетаемой жидкости, а поршневые для низких давлений. Последние требуют уплотнения поршня, так как жидкость
может просачиваться через него из нагнетающей камеры во всасывающую.
Действительный объем жидкости, подаваемой насосом, всегда меньше расчет­
ного (теоретического). Отношение количества действительно поданной жидкости Q^
к расчетному Q называют объемным КПД или коэффициентом подачи насоса:
1об
Q./Q-
Разница между расчетной и действительной подачами жидкости насоса за­
висит от утечек в результате запаздывания открытия и закрытия всасывающего
и нагнетательного клапанов, отсутствия плотной посадки клапана в седло, уте­
чек через сальник и других причин. Объемный КПД кривошипно-плунжерных
насосов, применяемых в приводе гидравлических прессов, равен 0,92...0,94.
Для его повышения на всасывающей магистрали насоса устанавливают воз­
душный колпак 7 (см. рис. 8.1) или создают некоторый напор, для чего ис­
пользуют насос низкого давления (например, центробежный). Назначение воз­
душного колпака состоит в том, чтобы уменьшить длину всасывающего
трубопровода, а значит, уменьшить инерционные силы и потери на трение по
длине трубопровода при всасывании. При этом всасывание жидкости происхо­
дит из воздушного колпака, в результате давление в нем становится ниже ат239
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
мосферного и жидкость из резервуара самотеком устремляется в него, чтобы
восстановить прежний уровень.
Воздушный колпак 4 устанавливают также и на напорной трубе 5, благодаря
чему устраняют опасность разрыва струи в напорной магистрали. При этом
уменьшается геометрическая высота напора в результате увеличения потерь на
трение в более длинной магистрали, появляется возможность увеличения частоты
вращения кривошипного вала в связи с уменьшением инерционного напора.
Воздушные колпаки для наиболее эффективного их действия устанавливают
по возможности ближе к плунжеру, кроме того, в колпаке необходимо поддер­
живать определенный объем воздуха. Избыток воздуха удаляют через всасы­
вающие трубы, которые имеют небольшие отверстия. Размеры этих отверстий
сделаны с таким расчетом, чтобы воздух не засасывался большими порциями
для предотвращения гидравлических ударов.
Воздушный колпак на напорной магистрали должен быть достаточно проч­
ным ввиду возможных повышений давления при пуске насоса. Находящийся
в напорном колпаке воздух частично растворяется в жидкости при высоких дав­
лениях. Для поддержания постоянного объема воздуха в напорном колпаке не­
достаточно воздуха, засасываемого из всасывающего колпака, поэтому для
крупных насосов дополнительно устанавливают воздушные компрессоры.
Для периодического отключения насосной камеры от всасывающей и нагне­
тающей магистралей применяют самодействующие клапаны. Их размеры и вы­
соту подъема определяют по допустимым скоростям течения жидкости в кла­
пане. Работа клапанов при определенных количествах ходов плунжера в минуту
сопровождается стуком. Частоту вращения кривошипного вала насоса, при ко­
торой возникает стук клапанов, называют критической. Из-за рассогласования
открытия и закрытия клапанов при движении плунжера подача жидкости стано­
вится неустойчивой, возрастают утечки, возможен разрыв струи. Все это приво­
дит к быстрому износу деталей клапанов.
Согласно данным И.И. Куколевского, стук клапанов зависит от скорости их
посадки в седло и возникает при скорости 50...60 мм/с. В связи с этим за крите­
рий стука было принято произведение угловой скорости кривошипного вала на­
соса на максимальную высоту подъема клапана, равное критической скорости
его посадки в седло:
(О/г,,, = 50...60,
(8.1)
ИЛИ
^/z,,,^ 500...600,
где п - частота вращения кривошипного вала. Формула (8.1) является довольно
простой и в то же время обеспечивает необходимую точность расчетов.
В зависимости от количества насосных камер и плунжеров насосы подраз­
деляют на одно-, двух- и трехплунжерные. В многоплунжерных насосах плун240
Глава
8. Типовые конструкции узлов гидропривода
жеры располагают параллельно, а кривошипы устанавливают под различными
углами, чтобы обеспечить наиболее равномерную подачу жидкости. Наиболее
распространены трехплунжерные насосы с кривошипами, расположенными
под углом 120° один относительно другого. Такая последовательность работы
плунжеров обеспечивает наибольшую равномерность подачи жидкости в про­
цессе полного оборота кривошипного вала. Для определения перемещения
плунжера насоса используют выражение
5 =7?[(l-cosa) + 0,25>.(l-cos2a)],
где 7? - радиус кривошипа; X = R/l - отношение радиуса кривошипа к длине
шатуна. Скорость и ускорение плунжера вычисляют по формулам
V = coi?(sina + 0,5A.sin2a);
J = co^7?(cosa + ^cos2a).
Средняя подача жидкости (производительность) плунжерного насоса
^
к
30
'
где Z - число плунжеров; F^^ - плогцадь поперечного сечения плунжера.
Мгновенная производительность плунжерных насосов определяется ско­
ростями перемещения плунжеров. Например, для трехплунжерного насоса
QiMr = ^ п л ^ ^ ( 8 т а + 0,5Х8ш2а);
е11мг=^плСоЛИп(а + 120°) + 0,5^8т2(а + 120°)];
бшмг = ^пл«^[8т (а + 240°) + 0,5?isin 2(а + 240°)].
На рис. 8.2 показано изменение подачи жидкости каждым плунжером трех­
плунжерного насоса за один оборот. На рисунке видно, что на участке поворота
кривошипного вала от О до к/3 мгновенная подача жидкости суммируется из по­
дач I и III плунжеров. Подачи жидкости будут также суммироваться на участках
от 2п/3 до 71 и от 4к/3 до 5к/3. На участке от О до тс/З суммарная мгновенная
подача
бшмг =^„л^^[51па+0,5?18т2(а + 120'') + 8 т ( а + 120^) + 0,5;18т2а]. (8.2)
Для определения максимальной подачи жидкости насосом необходимо про­
изводную выражения (8.2) приравнять нулю. Например, максимальная подача
трехплунжерного насоса на участке от О до ти/З
!^мг max ~ ^ пл ^ ^ •
241
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
I Нагнетание
т
-^TTTTTTTTTZ
Всасывание
Рис. 8.2. Изменение подачи трехплунжерного насоса за один оборот
кривошипного вала
Для упрощения расчетов было принято, что ?i = 0. Аналогично можно найти
максимальную подачу жидкости при углах а = 57г/6 и 97с/6. Наименьшая пода­
ча жидкости будет при углах а = О, тг/3, 27с/3 и т. д.
Наименьшую подачу жидкости при ^ = О определяют по формуле
Относительная неравномерность подачи жидкости
2 _ д:>мгтах
•g^Mrmin
бор
Для трехплунжерного насоса при ^ = О
мгтш
.ср
_
З/тс
-0,14,
что является вполне удовлетворительным для гидравлических прессов. Анало­
гично можно определить относительную неравномерность подачи жидкости при
242
г л ава 8. Типовые конструкции узлов гидропривода
любых других значениях X. С увеличением X относительная неравномерность
подачи возрастает.
При расчете и конструировании насосов важными параметрами являются
длина и средняя скорость хода плунжера. Эти параметры выбирают на основа­
нии рекомендаций, установленных по данным экспериментальных исследований
и опыта эксплуатации насосов:
5 = (1,2...3,0)J;V,P<3M/C.
При скоростях движения плунжера более 3 м/с происходит быстрое изна­
шивание уплотнений. Рекомендуемая частота вращения кривошипного вала
кривошипно-плунжерного насоса ограничивается его неустойчивой работой
(стуком клапанов), ее устанавливают в пределах 95... 180 об/мин.
Мощность на кривошипном валу насоса определяют по формуле
Л^ _
PQ
л об л ме
где Tj^gj^ - механический КПД насоса, значение которого при расчетах прини­
мают равным 0,80... 0,85.
Мощность электродвигателя рекомендуют выбирать на 10... 15 % выше расчет­
ной, учитывая электрические потери и неравномерность подачи жидкости.
Конструкция кривошипно-плунжерного насоса с тремя плунжерами показа­
на на рис. 8.3. Станину 1 изготовляют из чугунного литья весьма массивной для
погашения вибраций, вызываемых неравномерным поступательным движением
плунжеров. При выборе размеров станины определяют напряжения от растяже­
ния силой, равной суммарной силе на плунжерах. Допустимое напряжение ус­
танавливают из условия расчета на жесткость и принимают [а] = 8 МПа. Криво-
Ш'А
\Ш
Рис. 8.3. Конструктивная схема кривошипно-плунжерного насоса
243
Раздел 11. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
шинный вал 2 изготовляют кованым из стали 45, допустимое напряжение при
расчете на кручение и изгиб [а] = 50 МПа. Опорами вала являются подшипники
скольжения или качения (роликовые подшипники).
Шатуны 3 и ползуны 4 изготовляют ковкой или литьем из стали. Длину шатуна
рекомендуют принимать не менее пяти радиусов кривошипа (/ > 5R). Направляю­
щие ползуна 5 могут быть плоскими или цилиндрическими. Допустимое давление
[р] = 0,2 ...0,3 МПа. Направляющие обычно являются сменными, что позволяет ре­
гулировать зазор по мере их износа. Плунжеры 6 изготовляют из легированной кор­
розионно-стойкой стали марок 3X13 и 2X13. Поверхность плунжера твердая и
зеркально-гладкая. Соединение плунжера с ползуном должно позволять его регули­
ровку при монтаже в радиальном направлении. Блок цилиндров 7 выполняют кова­
ным из стали 30; клапаны, седла, пружины и крепежные детали изготовляют из
коррозионно-стойкой стали.
При использовании кривошипных плунжерных насосов в безаккумулятор­
ном приводе необходимо предусмотреть возможность перевода его на холостую
работу в конце рабочего хода, когда расход жидкости прессом прекратится.
Всасывающая труба должна иметь фильтр, площадь проходного сечения ко­
торого в шесть раз больше, чем сечение трубопровода.
Ротационно-плунжерные насосы. Эти насосы могут быть с радиальным и
аксиальным расположением плунжеров. Конструктивная схема ротационноплунжерного насоса показана на рис. 8.4. Рабочие цилиндры 2 ротора 7 с плунже­
рами 3 вращаются вокруг неподвижной оси, которая имеет распределительные
окна 5 и б с осевыми каналами, соединяющими рабочие цилиндры 2 соответст­
венно всасывающим и нагнетающим трубопроводами. При вращении ротора 7,
расположенного эксцентрически относительно барабана 8, рабочие плунжеры бу­
дут совершать возвратно-поступательное движение в радиальном направлении,
производя всасывание и нагнетание жидкости. Эксцентриситет может изменяться
при повороте барабана 8 вокруг оси 4 под действием сервопривода 7.
Радиальные ротационно-плунжерные насосы более компактны по сравне­
нию с кривошипными при одинаковой производительности. Их можно устанав­
ливать непосредственно на прессе. Применяют эти насосы для подачи жидкости
при давлениях до 25 МПа. При дальнейшем увеличении нагнетаемого давления
резко возрастают утечки через радиальный зазор между неподвижной (распре­
делительной) осью и ротором, а также нагрузки на ось. Ротационно-плунжерные
насосы работают только на масле, имеющем более высокую вязкость по сравне­
нию с водными эмульсиями. Для повышения производительности рабочие ци­
линдры насоса можно устанавливать в несколько рядов.
Ротационно-плунжерные насосы строят для подачи жидкости высокого дав­
ления с расходом до 1000 л/мин. В их конструкциях предусмотрено перемеще­
ние ротора относительно барабана, т. е. возможно изменение эксцентриситета,
а следовательно, и производительности насоса. При выборе размеров окон
и каналов всасывания для насосов без принудительной подкачки необходимо
244
Глава
8. Типовые конструкции узлов гидропривода
I
^
Рис. 8.4. Схема ротационно-плунжерного насоса с ради­
альным расположением плунжеров
245
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Рис. 8.5. Схема сил, действующих на плун­
жер ротационно-плунжерного насоса
исходить из скорости течения жидкости, которая должна быть не более 2...3 м/с,
а в окнах и каналах нагнетания - не более 5... 10 м/с.
Для определения силы, действующей на плунжер, и крутящего момента на
валу ротора рассмотрим схему, приведенную на рис. 8.5. Равнодействующую
давления жидкости на поршень
P=(Kdy4)p
(где d - диаметр плунжера; р - давление жидкости) можно разложить на две со­
ставляющие - тангенциальную Р^ и радиальную Р„ по отношению к оси барабана:
P, = P t g p ; P „ = P/cosp,
(8.3)
где (3 - угол между осью плунжера и радиусом барабана.
Выразив Р через угол X поворота ротора:
/? sina
. ^ е .
—=
, или sin р=—sin а ,
е
sin р
7?
и подставив его в формулы (8.11) и (8.12), находим
Р^=Р tg\_aicsm{e/Rsinа)У,
Р^
cos [arcsin (e/R sin а ) ]
Из выражений (8.4) следует, если а = О или п,тоР^ = ОиР„ = 0 = Р„^
если же а = я / 2 , тоР, = Р,^,^иР^ = Р„^^.
246
(8.4)
Глава 8. Типовые конструкции узлов гидропривода
Чтобы уменьшить давление между трущимися поверхностями ротора и
распределительной оси, используют гидравлическую разгрузку, для чего по
обе стороны распределительных окон делают круговые канавки. Через зазор
между ротором и осью жидкость проникает в канавки и давление жидкости
выравнивается.
Крутящий момент на валу ротора есть сумма произведений сил Р^^ на соот­
ветствующие радиусы р^, которые являются переменными. Согласно рис. 8.5,
р1 = е + R - X,
(8.5)
где
х = (е-\- R) - (ecosa-^ R cos р);
cos^ = ^-(e/Rysm^a
- l-0,25(e/i^)^(l-cos2a).
(8.6)
Подставив выражение для cos Р в соотношения (8.6) и (8.5), после преобра­
зований получим
X=е
cosaH
4RJ
cos 2а
4R
cosaH
cos 2а
4R
(8.7)
J
R_ e_
e 4R
Результирующий крутящий момент
М = Г,р,+Г2Р2+- = Е ^ - Р / Результирующий момент является сложной гармонической функцией с час­
тотой колебаний, равной произведению частоты вращения ротора и числа ци­
линдров Z при четном количестве цилиндров либо удвоенному их произведению
при нечетном количестве. Неравномерность крутящего момента А^^ определяют
по следующим выражениям:
для нечетного числа цилиндров и
для четного их числа. Неравномерность крутящего момента у насоса с десятью
плунжерами такая же, как у насоса с пятью плунжерами. Для насоса с пятью
плунжерами минимальный крутящий момент
М
=0 94М
При вращении ротора насоса с постоянной угловой скоростью плунжер совер­
шает возвратно-поступательное движение, скорость и ускорение которого могут
247
Раздел
П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
быть определены следующим образом. Скорость относительного поступательного
движения плунжера находим дифференцированием уравнения (8.7) по времени:
dx
dt
f
dx
sin 2a
-co = сое sinaH
da
J
V
IR
dx da
dOL dt
(8.8)
Полное ускорение любой точки плунжера складывается из геометрической
суммы трех ускорений: относительного в направлении оси плунжера, перенос­
ного (вращательного) и ускорения Кориолиса (поворотного).
Относительное ускорение определяют дифференцированием выражения (8.8)
по времени:
dv.
dt
7о
Од^е
cosa +—cos2a
R
причем оно направлено по оси от центра.
Переносное ускорение точки А плунжера равно произведению радиуса р
и квадрата угловой скорости и направлено по оси плунжера к центру:
^
R е \
cos 2а +
47?
е 4R
Поворотное ускорение центра тяжести плунжера направлено перпендику­
лярно его оси в противоположную вращению ротора сторону при движении
плунжера к центру и в направлении вращения ротора при его движении в обрат­
ном направлении:
Лер=^'р = ^ ' ^ cos а н
е
Упов = 2соу,,„8ту,
где у - угол между осью ротора и направлением относительной скорости плун­
жера Vo^„, у= 90°. Следовательно,
2sina +—sin2a
R
(О^е
J.
Зная ускорения, можно определить значения и направления инерционных
сил при работе насоса.
Теоретическая средняя подача насоса за один оборот
Kd'
Х„= zh
-ср
^
- ze-
а за единицу времени
Q^ср =
248
2п
= 15zeJ^co.
г л ава 8. Типовые конструкции узлов гидропривода
Действительная средняя подача всегда является меньше расчетной в связи с
утечкой жидкости:
где Г|(5б = 0,85 ...0,95 для радиальных ротационно-плунжерных насосов.
Мгновенная подача жидкости одним плунжером пропорциональна относи­
тельной скорости его движения:
QuT = ^o.nf =^ef\
sina + ^ s i n 2 a
у
Суммарная мгновенная подача всех плунжеров, находящихся в нагнета­
тельной полости.
Qur = ^ef
^
е
^
sin а, + — s i n 2а,
V
2i?
sin а , + — s i n 2 а , + ...
'
2R
'j
К
'у
где aj, а2, ... - углы, образованные осями плунжеров по отношению к первона­
чальному положению, соответствующему наибольшему эксцентриситету.
Чем больше плунжеров, тем меньше амплитуда пульсаций. Равномерность
подачи жидкости выше при нечетном количестве плунжеров. Относительная
неравномерность подачи
6=
mm
бор
При наличии пяти плунжеров относительная неравномерность подачи ротационно-плунжерного насоса составляет около 5 %.
Колебания подачи жидкости сопровождаются колебаниями ее давления, при­
чем амплитуда колебаний давления всегда выше, чем амплитуда колебаний подачи.
Мощность на валу ротора насоса
pQ
_l5zed^^(0p
мех
гдеЛмех = 0,94...0,96.
Конструкция ротационно-плунжерного насоса со свободно перемещающи­
мися плунжерами показана на рис. 8.6.
Ротационно-плунжерный насос имеет литой корпус 4, в котором располо­
жен барабан 5 с вращающимся ротором 6; блок цилиндров 7 с плунжерами 8;
неподвижную ось с распределительными каналами - нагнетающим 9 и всасы­
вающим 10; приводной вал 2; муфту 3 и шестеренный насос 7.
При вращении приводного вала 2 вращается блок цилиндров 7 с плунжерами 8.
При эксцентричном расположении осей блока цилиндров и барабана плунжеры
перемещаются в радиальном направлении, производя всасывание жидкости из
249
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Рис. 8.6. Конструктивная схема ротационно-плунжерного насоса
каналов 10 VL нагнетание ее в каналы 9. Для повышения объемного КПД во всасы­
вающие клапаны жидкость подают под давлением от шестеренного насоса 1.
Ротационно-плунжерные насосы с регулированием подачи позволяют более
эффективно использовать установочную мощность электрогидравлического при­
вода. Наиболее эффективным будет использование установочной мощности при
условии/?g = const.
Насос, у которого в процессе эксплуатации соблюдается условие/^g = const,
называют идеальным. При этом зависимость между давлением и подачей жид­
кости имеет вид равносторонней гиперболы. Наиболее приближенными к иде­
альным являются ротационно-плунжерные насосы с автоматическим регулиро­
ванием подачи, линейно зависящей от давления.
250
Глава 8. Типовые конструкции узлов гидропривода
Рис. 8.7. Схема автоматического регулирования подачи жидкости радиально-плунжерного насоса
Простейшее устройство для автоматического регулирования подачи по дав­
лению изображено на рис. 8.7. Под действием пружины 3 барабан 1 поворачива­
ется вправо до упора 4, подача жидкости при этом максимальная. При повышении
давления жидкости в нагнетательной магистрали поршень сервопривода 2 пере­
мещается влево. В результате изменяется эксцентриситет ротора, а следовательно,
и подача. Такое устройство позволяет получить линейную или криволинейную
зависимость подачи жидкости от ее давления в соответствии с характеристикой
пружины. Если характеристика пружины линейная, то изменение подачи от дав­
ления будет также линейным. Применяя фасонные пружины, можно получать
любые зависимости силы от их осадки, а значит, и зависимости давления жидкос­
ти от ее подачи. Используя две или несколько пружин с разными упругими харак­
теристиками, можно создать насос с характеристикой, близкой к идеальной.
На рис. 8.8 показана конструктивная схема ротационно-плунжерного насоса с
аксиальным расположением плунжеров, состоящего из распределительного диска
с нагнетающим и всасывающим каналами, блока цилиндров 6 с плунжерами 7,
вала 8 с ведущим диском 2 и шпонкой 3. Блок цилиндров закреплен неподвижно
в корпусе насоса штифтом 5, на котором установлен распределительный диск 7.
Принцип действия насоса состоит в том, что при вращении вала установленный
под углом ведущий диск, вращаясь, перемещает плунжеры 7, благодаря чему про­
исходит всасывание и нагнетание жидкости. У рассмотренного насоса угол наклона
251
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
w w w \ \ \ \ \ \ , \ N> \ '
Рис. 8.8. Конструктивная схема ротационно-плунжерного насоса с аксиальным
расположением плунжеров
ведущего диска 2 можно изменять посредством рычажной системы 4, которая при­
водится в действие от рукоятки управления или от сервоцилиндра, связанного с на­
порной магистралью. При изменении давления в напорной магистрали изменяется
угол наклона ведущего диска, а следовательно, и подача насоса.
Часто в конструкциях ротационно-плунжерных насосов с аксиальным распо­
ложением плунжеров не предусмотрено изменение угла наклона ведущего дис­
ка. Такие насосы являются нерегулируемыми.
Ротационно-плунжерные насосы с аксиальным расположением плунжеров
работают при высоких давлениях (до 42 МПа) и больших подачах (до 800 л/мин).
Число цилиндров в блоке обычно семь или десять. Максимальный угол наклона
между осями цилиндров и диска не превышает 20°.
Эксцентриково-плунжерные насосы. В насосном приводе гидравлических
прессов все более широкое использование получают эксцентриково-плунжерные
насосы для создания давлений 30...40 МПа. Они работают в комбинации с насо­
сами низкого давления, например шестеренными, у которых рабочей жидкостью
является минеральное масло, а переключение осуществляется автоматически.
Конструктивная схема эксцентриково-плунжерного насоса приведена на
рис. 8.9. Основные детали этого насоса: корпус 7, наполненный минеральным мас­
лом, эксцентриковый вал 2, плунжеры 4, всасывающие 3 и обратные 5 клапаны.
252
г л ава 8. Типовые конструкции узлов гидропривода
^ш-
К
Рис, 8.9. Конструктивная схема эксцентриково-плунжерного насоса
При вращении эксцентрикового вала 2 плунжеры 4 перемещаются. При ходе
вверх под действием пружины открывается всасывающий клапан 3 и жидкость за­
полняет освобождающийся в цилиндре объем. При ходе вниз эксцентрик закрывает
клапан 3 и перемещает плунжеры 4, при этом жидкость из нижней полости цилинд­
ра через обратный клапан нагнетается в магистраль. Рабочая жидкость в корпусе
насоса находится под избыточным давлением до 0,01 МПа. Объемный КПД этих
насосов ц^ = 0,5...0,6. Эксцентриково-плунжерные насосы с подачей жидкости до
1000 л/мин можно использовать в приво­
дах крупных гидравлических прессов.
Лопастные насосы. Применяют эти
насосы для нагнетания жидкости до дав­
лений 7,5 МПа, при этом объемный КПД
насоса Г|об = 0,84...0,93. Лопастные насо­
сы могут быть простого и двойного дей­
ствия. На рис. 8.10 показана схема ло­
пастного насоса двойного действия. При
вращении ротора 7 лопасти 2 под дейст­
вием центробежной силы и давления
жидкости, подводимой в пазы ротора из
нагнетательной полости, прижимаются к
внутренней фасонной поверхности статора 6, При этом рабочая жидкость вса-
Рис. 8.10. Схема лопастного насоса
двойного действия
253
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
сывается через окна 3, 5 и нагнетается че­
рез окна 4, 7. Таким образом, в насосах
двойного действия каждая лопасть нагне­
тает жидкость за один оборот дважды.
Расчетную подачу жидкости для ло­
пастного насоса двойного действия можно
определить по формуле
Q=
2n(R2-R^)bn,
где i?2, i?i - соответственно большая и ма­
лая полуоси статора; b - ширина лопасти.
Крутящий момент на валу ротора
Крутящий момент на валу лопастного
насоса с достаточной степенью точности
можно принимать постоянным.
Шестеренные насосы. Это наиболее простые и компактные насосы из всех
типов насосов без регулирования подачи жидкости. Они обеспечивают подачу до
150 л/мин при давлении до 6,5 МПа. Схема такого насоса показана на рис. 8.11.
При вращении шестерен жидкость заполняет пространство между зубьями и
таким образом происходит ее нагнетание. Объемный КПД шестеренного насоса
Лоб = 0,75...0,90. Утечки происходят через радиальный зазор между дуговой по­
верхностью корпуса и цилиндрической поверхностью зуба, а также через зазор
между стенками корпуса и торцами шестерен.
Теоретическую подачу можно определить по формуле
Рис. 8.11. Схема шестеренного
насоса
Q = InDmbn,
где D - диаметр делительной окружности шестерни; т - модуль зацепления;
b - ширина шестерни.
Лопастные и шестеренные насосы могут создавать высокие давления, одна­
ко их объемный КПД при этом резко снижается.
8.2. Мультипликаторы
Гидравлический мультипликатор не является самостоятельным приводом,
его применяют в сочетании с насосно-аккумуляторным для создания допол­
нительной ступени давления. В приводе гидравлических прессов, в которых
рабочим телом является жидкость сверхвысоких давлений (> 100 МПа), они
незаменимы.
254
Глава
8. Типовые конструкции узлов гидропривода
Рис. 8.12. Схема мультипликатора
Схема и принцип действия гидравлического мультипликатора приведены
на рис. 8.12. Жидкость низкого давления поступает в цилиндр 1 и выталкивает
цилиндр-плунжер 2, который одновременно является цилиндром высокого
давления. При перемещении цилиндра-плунжера жидкость из него вытесняет­
ся через канал в неподвижном плунжере 7 в магистраль под давлением, кото­
рое без учета потерь на трение, силы тяжести подвижных частей, инерционных
сил и сопротивления в возвратных цилиндрах 3 определяют по формуле
p^p{Dld)\
где р - давление жидкости в цилиндре низкого давления; D - наружный диа­
метр цилиндра 2\d - диаметр плунжера 7 (см. рис. 8.12).
Отношение {D/d)^ называется коэффициентом мультипликации. Для гид­
равлических мультипликаторов коэффициент мультипликации принимают в ин255
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
тервале 2...4. Потери на трение, преодоление инерционных и других сил обычно
не превышают 5 %.
Для совершения обратного хода цилиндра-плунжера 2 используют цилинд­
ры возвратного хода 3 с плунжерами 4, укрепленными на неподвижной верхней
поперечине 5, которая соединена с цилиндром низкого давления 1 посредством
колонн 6.
8.3. Распределительные и регулирующие устройства
Распределительные и регулирующие устройства, применяемые в современ­
ных гидравлических системах прессовых установок, по принципу действия и
конструктивному оформлению могут быть клапанными или золотниковыми.
Клапанное распределение наиболее широко применяют в гидравлических
прессах с насосно-аккумуляторным приводом, рабочей жидкостью которого яв­
ляется водная эмульсия.
В зависимости от назначения клапаны подразделяют на впускные (на­
порные), сливные, наполнительные, предохранительные, редукционные, пере­
ливные и обратные. Каждый из указанных типов клапанов имеет свои кон­
структивные особенности. Конструкции впускного клапана представлены на
рис. 8.13, а, б. Клапаны устанавливают в коробке главного распределителя
(рис. 8.13, в), а их работой управляет распределительный вал.
Клапан 1 (см. рис. 8.13, а) прижимается к седлу 2 под давлением пружины и
жидкости. Для подъема клапана 1 необходимо приложить силу
P=pF-
p\F^
- F,3) + Рзат + p.,.
где р^ и р'^ - давления соответственно в полости подвода жидкости к клапану
и под клапаном; F^ = nd^/4 - площадь поперечного сечения клапана диамет­
ром d^; F^B - площадь поперечного сечения хвостовика; Рзат ~ сила предва­
рительной затяжки пружины; Ртр - сила трения.
При открытии клапана 1 давления р' и р'' выравниваются и сила Р^^^, необ­
ходимая для удержания его в верхнем положении, уменьшается. При высоких
значениях Р^^л применяют предварительное выравнивание давлений в полостях
над клапаном и под ним, для чего используют разгрузочный клапан 3, встроен­
ный в основной 1 (см. рис. 8.13, б). Принцип действия клапана с разгрузкой со­
стоит в следующем: толкатель приподнимает разгрузочный клапан 3, давления
в полостях над клапаном и под ним выравниваются, при дальнейшем перемеще­
нии разгрузочный клапан 3 поднимает основной 7.
Высоту подъема h клапана устанавливают из условия равенства «живых»
сечений потока в проходном сечении седла клапана и в щели между клапаном и
седлом. Средняя скорость потока при этом не должна превышать 20...30 м/с для
давленийр = 20...30 МПа.
256
Глава
8. Типовые конструкции узлов гидропривода
Рис. 8.13. Схемы впускных клапанов (а, б) и распределительного устройства (в)
257
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Высота
л/l + s i n a - l
2 sin 2а
d
4 cos а
d^r. ~ -
где а - угол наклона образующей седла клапана с осью.
Наполнительный клапан (рис. 8.14, а) предназначен для соединения напол­
нительного бака с рабочими цилиндрами при прямом и обратном холостых хо­
дах. В первом случае наполнительный клапан поднимается под действием
'А'^^^^^Г<^<(Ш
Рис. 8.14. Схемы наполнительного (а), предохранительного (б) и предо­
хранительного переливного(в) клапанов
258
г л ава 8. Типовые конструкции узлов гидропривода
жидкости, находящейся в наполнительном баке, во втором - принудительно.
Для этого пространство под поршнем сервопривода соединяют с возвратными
цилиндрами. Одновременно с подачей жидкости высокого давления в возврат­
ные цилиндры она поступает под поршень сервопривода, который, преодолевая
сопротивление давления жидкости над ним, перемещается вверх. При этом шток
сервопривода поднимает наполнительный клапан. В результате полости рабоче­
го цилиндра и наполнительного бака соединяются.
Площадь проходного сечения наполнительного клапана определяют по
формуле
где F^ - площадь проходного сечения рабочего плунжера пресса (см. рис. 6.1);
Vj - скорость прямого холостого хода подвижной поперечины. Скорость v тече­
ния жидкости в проходном сечении наполнительного клапана не должна пре­
вышать 7 м/с, определяют ее расчетным путем.
Для регулирования давления в гидравлической системе предназначены пре­
дохранительные и редукционные клапаны. Первые срабатывают при макси­
мальных давлениях, вторые - при регулировании давления в гидравлической
системе.
Принцип действия предохранительного клапана основан на равенстве рав­
нодействующей давления жидкости, действующего на клапан, силе сжатия пру­
жины. Конструкция предохранительного клапана показана на рис. 8.14, б. Если
давление превышает расчетное, клапан, преодолевая силу пружины, поднимает­
ся, соединяя напор со сливом. Жидкость, заполняющая полость над штоком кла­
пана, играет роль демпфера.
Для предотвращения обратного потока жидкости в насосном приводе гид­
равлических прессов применяют обратные клапаны, которые предназначены для
обеспечения абсолютной герметичности перекрытия трубопровода при течении
потока жидкости в одном направлении и пропускании ее с наименьшим сопро­
тивлением в другом. По конструкции обратные клапаны аналогичны предохра­
нительным, но сила сжатия пружины должна быть минимальной, достаточной
только для обеспечения посадки клапана в седло.
Предохранительные клапаны можно использовать в качестве переливных
(рис. 8.14, в). Их рабочее давление на 0,1...0,2МПа ниже, чем у предохрани­
тельных. Рассмотрим принцип действия переливного клапана. При достижении
определенного давления в полостях /// и / / обратный клапан 1 открывается и
давление в полости / / падает, в результате под действием давления жидкости
клапан 2 поднимается. После выравнивания давлений в полостях // и /// клапан 2
под действием пружины и давления жидкости (полость /) закрывается.
Для регулирования давления жидкости и поддержания его постоянным в ка­
кой-либо части насосного привода применяют редукционные клапаны. Они яв­
ляются нормально открытыми, т. е. в исходном положении клапан не касается
259
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Рис. 8.15. Схемы редукционного (а) и дроссельного (б) клапанов
седла и жидкость может свободно протекать. На рис. 8Л 5, а показан редукцион­
ный клапан диафрагменного типа. Направление потока жидкости через входной 6
и выходной 3 каналы указано стрелками. Клапан 4 удерживается в открытом
положении под действием силы сжатия пружины 7, прогиба диафрагмы 2 и рав­
нодействующей давления жидкости в полостях 5, 7, 8.
Принцип действия редукционного клапана состоит в следующем. При изме­
нении, например увеличении, давления в полости 7 в первый момент возрастает
давление в полости 8. В результате пружина 7 сжимается, диафрагма 2 прогиба­
ется и клапан 4 опускается. Зазор между седлом и клапаном уменьшается, со­
противление протеканию жидкости через щель между ними возрастает, а следова­
тельно, давление под клапаном и в полости 8 падает. Клапан 4 совершает
несколько колебательных движений и останавливается. Давление под клапаном 4,
т. е. в выходном канале 5, становится первоначальным. При уменьшении давления
в полости 7 все происходит в обратном порядке.
Для регулирования давления в выходном канале 3 редукционного клапана
необходимо изменить затяжку пружины 7. При этом клапан 4 изменит свое пер­
воначальное положение, а следовательно, изменится сопротивление протеканию
жидкости через него. Установленное в результате регулировки давление жидкос­
ти в выходном канале 3 поддерживается автоматически.
Иногда в насосном приводе гидравлического пресса необходимо регулиро­
вать давление и расход жидкости одновременно. В этих случаях используют дрос­
сельные устройства, представляющие собой комбинацию редукционного клапана
и дросселя. Дроссельные устройства применяют для регулирования скорости ис­
течения жидкости из возвратных цилиндров при прямом холостом ходе. На
рис. 8.15, б показано дроссельное устройство, состоящее из редукционного клапа­
на 7 и дросселя 2 (направление потока жидкости обозначено стрелками). Назначе­
ние редукционного клапана 7 - поддерживать давление перед дросселем 2 по­
стоянным, что обеспечивает постоянный расход жидкости несмотря на возможное
повышение давления во входном канале дроссельного устройства. При этом поте­
ри на нагревание жидкости в нем остаются примерно постоянными.
260
Глава
8. Типовые конструкции узлов гидропривода
Рис. 8.16. Схема гидравлического конечного выключателя
Отличительная особенность дроссельного устройства - наличие полости //,
которая связана каналом с приемником жидкости. Поэтому при малых расходах
жидкости редукционный клапан эффективнее снижает давление, так как перепад
давлений в полостях Я / и //возрастает, а следовательно, зазор /уменьшается.
Гидравлические конечные выключатели (рис. 8.16) используют для соеди­
нения цилиндров гидравлических прессов со сливной магистралью в определен­
ных точках хода подвижной поперечины. Принцип действия гидравлического
конечного выключателя ясен из приведенной схемы: при нажатии упора на ро­
лик напор соединяется со сливом.
Наиболее широкое распространение золотниковые распределительные устрой­
ства получили в насосном безаккумуляторном приводе гидропрессовых установок,
рабочей жидкостью которых является масло. Золотниковые распределительные
устройства имеют некоторые преимущества перед клапанными, так как позволяют
осуществить многопозиционность распределения. Наиболее распространены двухи трехпозиционные золотники, позволяющие одновременно соединять один ци­
линдр пресса с источником жидкости высокого давления (например, насосом),
а другой - со сливом. Недостаток золотниковых распределителей по сравнению
с клапанными - меньшая герметичность перекрытия, что ограничивает область их
применения давлениями рабочей жидкости до 20 МПа. Однако вязкость минераль­
ных масел высокая по сравнению с водными эмульсиями, поэтому золотниковые
распределители обеспечивают достаточную герметичность даже без применения
уплотнений в виде манжет или поршневых колец.
Перемещение золотников в золотниковых распределителях осуществляет­
ся вручную от рукоятки либо с использованием электромагнитов, монтируе­
мых на торцах корпуса распределителя, или вспомогательных механизмов
(сервоприводов), которые работают от насосного привода управления или на
сжатом воздухе.
На рис. 8.17 показана конструктивная схема трехпозиционного золотнико­
вого распределителя с электрогидравлическим сервоприводом. Золотниковый
распределитель состоит из корпуса 77, главного золотника 70, корпусов 8 и 1,
сервозолотников 2, электромагнитов 4. Главный золотник 10 предназначен для
направления потока жидкости в цилиндры / или //. Нейтральное положение
261
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
С-С
От линии
управления
сТ
3
2
1
Рис. 8.17. Схема золотникового распределителя
золотника 10 изображено на рис. 8.17 - цилиндры I и II изолированы. Под дей­
ствием жидкости, подаваемой из сети управления под левый торец главного зо­
лотника, последний перемещается в крайнее правое положение. При этом
цилиндр / соединяется с жидкостью высокого давления, а II - со сливом. В слу­
чае перемещения главного золотника 10 в крайнее левое положение, наоборот,
цилиндр / соединяется со сливом, а / / - с жидкостью высокого давления. Когда
давление жидкости под торцами главного золотника 10 отсутствует, он под дей­
ствием пружин 9 возвращается в нейтральное положение.
Потоком жидкости управляют с помощью сервозолотников. При включении
левого электромагнита 4 сервозолотник 2 опускается, направляя в левую полость
главного золотника 10 поток жидкости из сети управления. Быстрота срабатыва­
ния главного золотника 2 регулируется иглой 6. При ввинчивании винта 7 игла 6
перекрывает отверстие и подача жидкости уменьшается. Избыток давления в сети
управления сбрасывается с помощью обратного клапана 5. При отключении элек­
тромагнита 4 сервозолотник 2 под действием пружины 3 поднимается, соединяя
262
г л ава 8. Типовые конструкции узлов гидропривода
Рис. 8.18. Влияние формы золотника и щели на характер течения
и гидравлические потери
левую полость главного золотника 70 со сливом. При этом золотник 10 под дейст­
вием пружин 9 возвращается в исходное положение.
Статическое давление жидкости на золотник уравновешивает реактивная
сила потока жидкости (рис. 8.18, а), действующая в противоположном потоку
направлении и равная произведению секундной массы расхода жидкости и его
скорости:
^peaK=epV = V^pF^,
где F^ - площадь поперечного сечения щели; для круглых золотников F^ = ndx
(см. рис. 8.18, а).
Согласно уравнению Бернулли, без учета потерь на трение
z i = Pi~P2 _ ^
2g
pg
pg'
Тогда
^реак =
^^^Р^^^Р^
Р щ
где к^ - коэффициент расхода.
Эта сила может быть значительной, поэтому ее необходимо учитывать при
расчете и конструировании.
Для идеальной жидкости принимают, что скорость потока направлена под
углом а к оси золотника, где может достигать 69°. Аксиальная составляющая Р^^
силы Ррезк будет стремиться уменьшить зазор между полкой золотника и кром­
кой окна корпуса:
Р^^ = 2к ndxAp cos а.
(8.9)
263
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Формула (8.9) справедлива также для случая обратного течения жидкости. При
наличии радиального зазора 6 между полкой золотника и корпусом сила Р^к У^^"
личится:
Р^^ = Inkd/Sp^x^ +6^ • cos а.
Чтобы уменьшить аксиальную составляющую реактивной силы, рекомендо­
вана приведенная на рис. 8.18, б конструкция золотника и втулки.
Зазор между полкой золотника и корпусом распределителя не должен пре­
вышать 3 мкм на каждые 25 мм ее диаметра; размеры и ход золотника выбирают
из условия обеспечения требуемого расхода жидкости. Материалом золотника
должна быть цементируемая сталь с поверхностной закалкой до 55 HRC3. Во
избежание защемления золотниковых распределителей рекомендуют кромки
полок и окон делать острыми. Это способствует перерезанию неметаллических
грязевых частиц, имеющихся в жидкости. Чтобы уменьшить трение, предотвра­
тить защемление и увеличить герметичность уплотнения, на полках золотника
делают кольцевые проточки.
8.4. Вспомогательные устройства
Аккумуляторы. Для накопления жидкости в периоды пауз и холостого хо­
да, а также расходования ее при рабочем ходе используют аккумуляторы. Нали­
чие аккумулятора позволяет выбирать мощность насосов при периодических
кратковременных расходах жидкости высокого давления по средней мощности
привода. Аккумуляторы рассчитывают на давления до 32 МПа (на большие дав­
ления редко, поскольку трудно обеспечить герметичность системы, которая по­
стоянно находится под давлением).
Аккумуляторы в насосном приводе прессов могут быть грузовые, поршне­
вые и пневмогидравлические, однако грузовые и поршневые аккумуляторы вви­
ду их громоздкости и возможности возникновения гидравлических ударов в
настоящее время не используют. Пневмогидравлические аккумуляторы без раз­
деления воздуха и жидкости применяют только в тех случаях, когда рабочей
жидкостью является водная эмульсия. Если рабочей жидкостью является мине­
ральное масло, которое способно в больших количествах растворять воздух, то
рекомендуется использовать пневмогидравлические аккумуляторы с диафраг­
мами для разделения жидкости и воздуха или поршневые аккумуляторы.
Пневмогидравлический аккумулятор состоит из баллона для жидкости и ба­
тареи воздушных баллонов. Нормальное соотношение между вместимостью тех
и других баллонов составляет примерно 1:10. При таком соотношении объемов
воды и воздуха колебание давления жидкости не превышает 12 %. Внутренний
диаметр баллона для жидкости устанавливают в зависимости от скорости паде­
ния уровня жидкости, которая не должна превышать 20 см/с.
264
Глава
8. Типовые конструкции узлов гидропривода
Рис. 8.19. График мгновенного расхода жидкости прессом {а) и
принципиальная схема аккумулятора (б):
1 - средний расход жидкости за время рабочего хода; 2 - расход жидкости
из аккумулятора; 3 - мгновенный расход жидкости в процессе рабочего хода;
4 - производительность насосов; 5 - мгновенный расход при обратном ходе
Необходимые размеры насоса и аккумулятора можно определять по приве­
денному на рис. 8.19, (3 графику мгновенного расхода жидкости прессом.
Объем жидкостного баллона складывается из количества жидкости, отда­
ваемой аккумулятором прессу, - рабочий объем //, а также нижнего аварийно­
г о / и верхнего резервного /// объемов (рис. 8.19, б). Аварийный объем
необходим, чтобы не произошло полного опорожнения водяного баллона и
прорыва воздуха высокого давления в систему пресса, если по каким-либо
причинам замедленно сработает аппаратура управления аккумулятором и во­
время не закроется клапан минимального уровня. Аварийный объем жидкости
должен быть таким, чтобы время полного опорожнения аккумулятора от мо­
мента включения аварийного сигнала было достаточным для его ручного от­
ключения. Из аналогичных соображений устанавливают верхний резервный
объем. Расчет воздушного объема аккумулятора, соответствующего макси­
мальному давлению, проводят следующим образом.
Изменение давления воздуха в аккумуляторе в зависимости от его объема
(при заборе жидкости) выражается уравнением политропы:
/7F" = const.
Показатель политропы п при/? = 20 МПа можно принимать равным 1,29... 1,30:
265
Раздел
/^тах
П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
min
/'^min
max
jrminv''^min
ж/
'
\^0.1U^
где p^^^, p^i^ - соответственно максимальное и минимальное давления в аккуму­
ляторе; Fj^jn, F^ax ~ соответственно минимальный и максимальный объемы воз­
духа в аккумуляторе; V^ - объем жидкости высокого давления, расходуемой
прессом за один полный и аварийный циклы.
Согласно выражению (8.10),
V
Л"
^' mm
V ^ min ^ ^ ж J
- Х-п-^.
(8.11)
Принимая Рт\п/Ртах ^ 0,9 И подставляя это значение в формулу (8.11), получаем
При п = 1,3
Vmm• = 13F
в связи С ЭТИМ аккумулятор имеет ряд контрольных уровней (см. рис. 8.19, б).
Нижний аварийный уровень соответствует полному расходу рабочего объема
жидкости из аккумулятора. При совпадении свободной поверхности жидкости
с этим уровнем автоматический запорный клапан отключает магистраль от ак­
кумулятора и подается световой сигнал оператору. При наполнении аккумуля­
тора жидкостью можно наблюдать уровни, по достижении которых происходит
последовательное переключение насосов на холостую работу. Когда жидкость
достигает верхнего уровня, все насосы отключаются. По мере расхода жидкости
насосы включаются в обратном порядке.
Баллоны аккумулятора изготовляют цельноковаными и сварными. Для конт­
роля уровней жидкости в баллоне используют датчики, преобразующие пере­
мещение свободной поверхности жидкости в электрические сигналы, которые
регистрируются и в соответствии с которыми происходит автоматическое пере­
ключение регулирующих устройств гидропривода.
Наполнительный бак. На рис. 8.20, а показан наполнительный бак, пред­
назначенный для подачи жидкости низкого давления в рабочий цилиндр пресса
при прямом холостом ходе, а также для приема ее из рабочего цилиндра при об­
ратном холостом ходе. Вместимость наполнительного бака определяют исходя
из количества жидкости, необходимого для заполнения рабочего цилиндра прес­
са при полном ходе подвижной поперечины. Этот внутренний (полезный) объем
бака называют маневровым V^^^.
Для предотвращения возможности попадания воздуха из бака в трубопровод
объем жидкости в наполнительном баке принимают равным (1,8...2,5) V^^^. Дав­
ление жидкости в наполнительном баке в связи с изменением ее объема с доста266
Глава 8. Типовые конструкции узлов гидропривода
.JL.JTV-X
Tf|tJ-^h--|j:i;
ФvLv
=
*
tt
Г
/О
vLy
^
Vly
a
б
Рис. 8.20. Схемы наполнительного (а) и сливного (наполнительного) (б) баков
точной степенью точности изменяется по закону/7 К = const, где V - объем воз­
духа в наполнительном баке.
Принимают, что давление воздуха в конце наполнения рабочего цилиндра
составляет 75 % от начального, т. ^.р^-щ = ^^^^ Ртах- Поэтому можно записать
р • (V+ V
/^min V '^
)=р
'^ ман /
V.
/ ^ т а х '^ *
После преобразований получаем
V=3V
'^
^ '^ ман*
Таким образом, полный объем F/ наполнительного бака
V, = (1,8...2,5)F,,„ + ЗГ,,„ = (4,8...5,5) Г,,„.
Здесь и далее цифры в индексах соответствуют принятым в схемах гидравличес­
ких прессов обозначениям элементов насосно-аккумуляторного привода: 1 - рабочий
цилиндр; 2 - возвратный цилиндр; 3 - аккумулятор; 4, 5 - наполнительный и сливной
бак соответственно; 6 - насос; 7 - мультипликатор.
267
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Наполнительные баки изготовляют только сварными из листовой стали. В не­
которых случаях устанавливают непосредственно на рабочем цилиндре пресса.
При большом удалении наполнительного бака от рабочего цилиндра в магистра­
ли, соединяющей их, устанавливают компенсатор гидравлических ударов.
Сливной (насосный) бак. Для хранения рабочей жидкости, необходимой
для нормальной работы гидравлического пресса, используют сливные баки. Жид­
кость из него забирают насосы и подают к другим элементам гидравлической
системы. Отработанная жидкость возвращается в сливной бак непосредственно
из рабочего или возвратных цилиндров через главный распределитель или из
наполнительного бака через переливной клапан по сливному трубопроводу. Из­
быточное давление жидкости в сливном баке равно нулю, поэтому его иногда
называют открытым. Сливной бак должен иметь размеры, достаточные для
приема жидкости из аккумулятора Fj, наполнительного бака V^, рабочих и воз­
вратных цилиндров пресса V1+V2. Полезный объем сливного бака
V,= \,5{V,+ V,+ V,+ V,).
Температура жидкости в сливном баке не должна быть выше 30...40 °С. В не­
которых случаях для охлаждения жидкости в баке устанавливают змеевики. Как
правило, сливные баки имеют прямоугольную форму и изготовляются сваркой.
Конструктивная схема сливного бака показана на рис. 8.20, б.
8.5. Уплотнительные устройства
Назначение уплотнительных устройств состоит в том, чтобы препятствовать
утечке жидкости, находящейся под избыточным давлением, через зазор в стыке
неподвижных или подвижных относительно друг друга поверхностей деталей.
Требования к уплотнениям следующие: обеспечение герметичности, малый
коэффициент трения, высокая износостойкость самого уплотнения и уплотняе­
мых мест, инертность по отношению к материалу сопрягаемых изделий, надеж­
ность, простота конструкции, удобство в обслуживании и экономичность.
Все уплотнения подразделяют на неподвижные и подвижные. Неподвижные
представляют собой кольца различного поперечного сечения, устанавливаемые
в замкнутое пространство между уплотняемыми поверхностями (рис. 8.21). Они
требуют такой предварительной затяжки, которая обеспечивала бы нераскрытие
стыка при действии рабочего давления жидкости. В этом случае силу предвари­
тельной затяжки Рзат принимают согласно условию
при приложении давления р^ силы Р^ и ^Рпрокл? растягивающие болты и сжи­
мающие прокладку, с учетом предварительной затяжки определяют по формулам
268
Глава 8. Типовые конструкции узлов гидропривода
Рб=Р,^+Рз
прокл
где £'б, ^'прокл и /"б? ^прокл ~ модули упругости и площади поперечных сечений со
ответственно болта и прокладки; /g, /„р^^^^ соответственно расчетная длина болта и высота прокладки.
Встречаются также самоуплотняющиеся неподвижные уплотнения.
Неподвижные уплотнения изготовляют из красной отожженной меди, фиб­
ры, полихлорвинила, фторопласта или маслостойкой резины. Форма поперечно­
го сечения уплотнений - круглая, прямоугольная или квадратная.
Наиболее широкое распространение в качестве уплотнений подвижных эле­
ментов деталей в гидравлических системах прессов при давлениях более ЮМПа
получили эластичные уплотнения манжетного типа, U-образные и уплотнительные
кольца типа «Лайон». Эти уплотнения обеспечивают превышение давления в зоне
контакта по сравнению с давлением жидкости. Давление в зоне контакта зависит от
давления жидкости. Эластичные уплотнения обеспечивают хорошую герметич­
ность при неточности изготовления контактирующих поверхностей до 0,3 мм. Ма­
териалом эластичных уплотнений являются полихлорвинил, прорезиненные хлоп­
чатобумажные ткани (например, тонкая и прочная ткань домастик или грубая
чефер, вулканизированная резина севанит). Кожу в настоящее время с этой целью
не применяют, так как она вызывает эрозию плунжера в местах контакта.
Стойкость эластичных уплотнительных устройств зависит от состояния по­
верхности плунжера и смазки. Наиболее неблагоприятные условия их работы
имеют место при отделочных операциях свободной ковки (шлихтовке), когда ход
плунжера не превышает высоты уплотнения и плунжер не смазывается рабочей
жидкостью. Для обеспечения смазки поверхности плунжера между кольцами упРб
а.
4шш1шш^
пр
Рис. 8.21. Расчетная схема (а) и конструкция (б) неподвижного
уплотнения
269
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
5
4
Рис. 8.22. Схемы установки подвижных уплотнений:
а - типа «Лайон»; б - U-образное; в - шевронное; 1 - цилиндр; 2 - плунжер; 3 - на­
правляющая втулка; 4 - уплотнение; 5, б - прижимное и грязесъемное кольца
лотнения типа «Лайон» рекомендуется устанавливать кольца просаленной хлоп­
чатобумажной набивки. Наибольшую стойкость в ковочных прессах обеспечива­
ют уплотнения типа «Лайон». В гидравлических прессах других технологических
назначений иногда предпочтение отдают шевронным уплотнениям.
Профильные уплотняюш,ие кольца типа «Лайон» изготовляют с косым разре­
зом, что позволяет заменить их, не вынимая плунжер из цилиндра. Чтобы снизить
трение и предотвратить выдавливание манжеты в зазор между уплотненными по­
верхностями, кольца «Лайон» снабжают расширяющими свинцовыми заклепками.
При установке уплотнения необходимо иметь в виду, что отворот его всегда на­
правлен в сторону действия давления и движущейся поверхности. Количество
уплотнительных колец типа «Лайон», как правило, не менее трех и не более пяти,
шевронных - не более восьми, U-образных - два-три.
Для увеличения долговечности работы уплотнений типа «Лайон» между
уплотнительными кольцами и нажимной втулкой рекомендуют устанавливать
270
Глава
8. Типовые конструкции узлов гидропривода
сальниковую набивку, как показано на рис. 8.22, а. Отличительной особенно­
стью U-образного уплотнения является его самоуплотняемость под действием
давления жидкости. Поэтому при его установке (рис 8.22, б) между уплотнением 4
и прижимным кольцом 5 необходим зазор 0,5... 1,0 мм.
Конструкция шевронных манжет допускает компенсацию износа путем под­
тяжки фланца. Ширина шевронных манжет на 6...8 % больше ширины опорного
и прижимного колец. Углы опорного и прижимного колец обычно 105°, а шев­
ронных манжет 90°, что обеспечивает наиболее плотное прилегание последних.
При больших диаметрах плунжера используют разрезные шевронные манжеты.
Их стыкуют под углом 30...45° к плоскости кольца и под углом 45° в радиаль­
ном направлении. В месте стыка не должно быть зазора (рис. 8.22, в).
При использовании эластичных уплотнений силу трения рассчитывают по
формуле
где |Li - коэффициент трения, равный 0,05 - для шевронных манжет и 0,20 - для
мягких набивок; d - диаметр плунжера; b - высота уплотнения; р - давление
жидкости. Числовой коэффициент 0,15 учитывает уменьшение давления по вы­
соте уплотнения.
В некоторых случаях в качестве подвижных уплотнений рекомендуют при­
менять резиновые кольца круглого поперечного сечения. Формы канавки для та­
кого кольца показаны на рис. 8.23. Установлено, что лучшая герметичность и
более высокая стойкость уплотнения достигаются в треугольных канавках. Пер­
воначальное обжатие составляло 0,4^/. При давлениях 1,75 и 7,7 МПа контактная
поверхность возрастает до 0,8(i, при 3,5 и 16,0 - до 0,95б/, а при 7,0 и 31,5 - до 1, W.
Для уплотнения подвижных элементов деталей можно использовать метал­
лические пружинящие кольца при давлениях до 40 МПа. Однако такие уплотне­
ния должны иметь высокую точность обработки поверхности. Материал колец бронза или антифрикционный чугун. Количество уплотнительных колец зависит
О Ad
0,8^
HSP*
0,95^
1,Ы
/7, МПа
65
0
1,75
3,5
7,0
90
0
7,7
16,0
31,3
* Твердость резины по LQopy
Рис. 8.23. Формы канавки для уплотнения кольцами
круглого сечения
271
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
от диаметра поршня и давления жидкости. В практике строения гидравлических
прессов уплотнения металлическими пружинящими кольцами находят все более
широкое распространение при работе на минеральном масле.
8.6. Трубопроводы и арматура
Трубопроводы в приводах гидравлических прессов подразделяют на трубо­
проводы высокого (напорные), низкого и переменного давления (сливные, напол­
нительные). Для трубопроводов высокого и переменного давления (20...32 МПа)
применяют бесшовные стальные трубы, изготовленные из углеродистой стали
(GB^^ 400...45О МПа, б ^ 15...30 %) и обладающие высокой или очень высокой
свариваемостью. Допускаемые напряжения в стенках труб не должны превышать
80 МПа. Соединение труб осуществляют с помощью фланцев, конструктивные
схемы которых показаны на рис. 8.24. Трубопроводы низкого давления (до 2,5 МПа)
изготовляют из тонкостенных труб.
При определении проходного сечения трубопроводов высокого давления
(напорных) в случае использования водной эмульсии скорость течения прини-
1^-Н-кг
Рис. 8.24. Конструктивные схемы затягиваемых {а-г) и самоуплотняемых
(д, е) соединений
272
Глава
8. Типовые конструкции узлов гидропривода
мают равной 10... 12 м/с, а минерального масла - 6...8 м/с; в трубопроводах
низкого давления (сливных и наполнительных) для водной эмульсии и мине­
рального масла скорость течения принимают равной 2...4 м/с. Чтобы умень­
шить гидродинамические потери, износ и шум, скорость течения жидкости в
трубопроводах ограничивают. Проверочный расчет падения давления при тече­
нии жидкости проводят только для наполнительных трубопроводов и для очень
длинных напорных, содержащих большое количество местных сопротивлений
(вентили, разветвления, изгибы).
Трубопроводы характеризуются условным проходом, под которым следует
понимать номинальный внутренний диаметр трубы.
При проектировании трубопроводов стремятся обеспечить минимальное
количество разъемных соединений, требующих постоянного ухода и наблюде­
ния; по возможности заменяют разъемные соединения сварными; для соедине­
ния труб высокого давления с условным проходом свыше 89 мм используют
резьбовые фланцы (см. рис. 8.24, в), а трубы высокого давления с условным
проходом менее 76 мм обычно соединяют приварными раструбами и свободно
установленными фланцами (см. рис. 8.24, а, б). Необходимо предусматривать
также возможность спуска воды, выпуска воздуха, температурного расшире­
ния труб, установки компенсаторов гидроударов, наилучших условий монтажа
и демонтажа, смены уплотнительных элементов. Для спуска воды применяют
водоспускные вентили, которые устанавливают на патрубках или на специаль­
ных проставках в нижних участках трубопровода. Для выпуска воздуха ис­
пользуют воздухоспускные пробки, расположенные в верхних участках тру­
бопровода.
Трубопроводы высокого давления, предназначенные для подачи жидкости
от насосно-аккумуляторной станции к двум или более прессам, выполняют
кольцевыми с ответвлениями. Это позволяет отключать пресс для проведения
профилактического ремонта или выполнения других работ.
В распределительных трубопроводах проходное сечение определяется про­
ходными сечениями соответствующих клапанов. Радиусы кривизны у изгибов
труб не должны быть меньше пяти наружных диаметров трубы. К арматуре
трубопроводной сети относятся разветвительные блоки, запорные вентили для
отключения участков сети высокого давления, запорные задвижки, трехходо­
вые краны.
Разветвительные блоки представляют собой кубики из кованой стали с
просверленными в них каналами. Запорные вентили применяют для отклю­
чения прессов от насосно-аккумуляторной станции. Применение задвижек
допускают только во всасывающих трубопроводах, поэтому их используют
редко и вместо них ставят обратные клапаны или трехходовые краны, кото­
рые используют в трубопроводах диаметром до 80 мм. Их размещают за рас­
пределителями.
273
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Глава 9. РАСЧЕТ НАСОСНОГО ПРИВОДА
ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ПРЕССА
9.1, Динамический расчет насосно-аккумуляторного
привода
Насосный привод в гидравлических прессах (установках) используют для
перемещения подвижной поперечины и вспомогательных механизмов - для пе­
ремещения стола, выталкивания заготовки и др. Расчеты приводов всех меха­
низмов являются аналогичными, поэтому в дальнейшем будем рассматривать
только насосный привод, осуществляющий перемещение подвижной поперечи­
ны пресса.
Задача динамического расчета - определить параметры гидравлического
пресса, удовлетворяющие техническим условиям на проектирование. Такими
параметрами являются скорость подвижной поперечины, номинальное усилие
пресса, а также силы, создаваемые возвратными и уравновешивающими ци­
линдрами.
Исходными данными для расчета насосного привода являются: график де­
формирующей силы, приложенной к подвижной поперечине; допускаемая ско­
рость течения жидкости в трубопроводе; характеристика рабочей жидкости;
коэффициенты местных потерь и потерь по длине трубопровода.
Расчеты насосно-аккумуляторного и безаккумуляторного приводов не­
сколько различаются между собой, а расчет привода с гидравлическим мульти­
пликатором аналогичен расчету насосного безаккумуляторного привода с од­
ноплунжерным насосом.
Схема насосно-аккумуляторного привода гидравлического пресса рас­
смотрена на рис. 6.13. Для определения сил, действующих на подвижную по­
перечину в процессе полного двойного хода, составим уравнения ее движе­
ния для каждого этапа: прямого холостого, рабочего и обратного холостого
ходов.
Прямой холостой ход (ход приближения). Уравнение движения попере­
чины имеет вид
Mg + P,-P2-P^,-P^2-P.,
= М^,
(9.1)
где М - масса подвижных частей пресса; Pj, Р2 - равнодействующие дав­
ления жидкости в рабочих и возвратных цилиндрах; P^^j, Р^^2 ~ равно­
действующие сил трения в уплотнениях рабочих и возвратных цилиндров;
Р^р - равнодействующая сил трения в направляющих подвижной попере­
чины.
274
Глава
9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
Равнодействующую давления жидкости определяем как произведение соот­
ветствующих давлений и суммы площадей поперечных сечений плунжеров:
(9.2)
Равнодействующие сил трения в уплотнениях пропорциональны давлениям
жидкости:
где |1;, ^2 и bj, b2 - коэффициенты трения и высота уплотнений соответственно
в рабочем и возвратных цилиндрах.
В направляющих подвижной поперечины равнодействующую сил трения
принимаем постоянной и пропорциональной силе тяжести:
R = [iMg.
Подставив выражения (9.2) в уравнение движения (9.1), получим
Л
(f Е ^ ' -ОЛ5Ц;71Х^А)/'/ -[^1^2
+0,15|1,ЯХО,6,
X
xp2Hl-li)Mg=M^,
(9.3)
at
При прямом холостом ходе рабочие цилиндры пресса соединены с наполни­
тельным баком, а возвратные - со сливным. Давление жидкости в рабочих и воз­
вратных цилиндрах определяем, применяя уравнение Бернулли для соот­
ветствующих участков трубопровода. При этом вводим следующие упрощения
в расчетной схеме:
а) клапаны открываются мгновенно;
б) ввиду малых скоростей течения жидкости в рабочем цилиндре и напол­
нительном баке переносное ускорение не учитываем;
в) давление жидкости в наполнительном и сливном баках считаем посто­
янным;
г) скорость течения жидкости в сливном баке равна нулю.
Согласно уравнению неразрывности, выразим скорости течения жидкости
в трубопроводе и наполнительном баке через скорость перемещения подвижной
поперечины:
275
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
_ Z^/
T^l
«2-5
^4
Давление жидкости в рабочих и возвратных цилиндрах при прямом холостом
ходе определяем с помощью выражений, полученных после подстановок и преоб­
разования уравнения Бернулли для участков 7 - 4 и 2-5 трубопровода:
Л2
Л2
+
Pl=P4-
Pl =Р5 +
YD]
E^
2^
2
^2-5
d,-4
lA^
-1л\ V dU
z^. z^
\2
J/
J
- 1 pv
2 ^^ d t ^ ^ d]_s
+
^2-5
(9.4)
где P4, Ps - соответственно давление в наполнительном и сливном баках; D^ диаметр наполнительного бака; ^ = XI/d - коэффициент потерь энергии по
длине трубопровода; / - длина трубопровода.
Подставив выражения (9.4) в уравнение движения (9.3), после преобразова­
ний получим
(9.5)
dt
где А,ВиС-
постоянные коэффициенты:
V4
+
5 =
4
^ХА'-0Д5Ц;КХАЙ;
^Х^2+0,15ц,яХ^А
V4
J
)
d2_s
z^
2л
Z^ХЛ ^lA
z^
dj_4
+ Z^^
J
j2
dj-4 J
\4
z_^^
-1
Ps-
Уравнение (9.5) представляет собой частный случай уравнения Риккати, где ко­
эффициент А характеризует приведенные к подвижной поперечине массы движу276
Глава
9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
щихся частей пресса движущейся в трубопроводе рабочей жидкости и сил трения в
уплотнениях рабочих и возвратных цилиндров; коэффициент В - постоянное со­
противление движению подвижной поперечины; С - активные силы, приложенные
к подвижной поперечине, под действием которых происходит движение.
Интегрируя уравнение (9.5), получаем формулу для определения скорости
подвижной поперечины:
/
exp(2/V5C/^)-l
V = 4Ф—;
,
.
. .
..
, !— - VcAe-th^V5c/^ .
(9.6)
Qxp[2t^/BC/Aj-{-2
^
^
Произвольная постоянная определена из условия, что при / = О v = 0. При рас­
чете гидравлических прессов обычно строят график изменения скорости в зави­
симости от хода подвижной поперечины. Для установления функциональной
зависимости скорости v от хода S выполним следующее преобразование:
dv _ dv dS _ dv _ 1 <^ . 2ч
~It " ~dS~dt ~ ~dS^ " Yds
Тогда уравнение (9.5) примет вид
- ^ — ( v ^ ) + 5 v - C = 0.
2 dS
После разделения переменных и интегрирования получаем
Произвольная постоянная интегрирования определена из начальных усло­
вий: при ^ = 0 *S=0 и v = 0. Решая совместно уравнения (9.6) и (9.7) относи­
тельно /S*, находим
^ ехр / V ^ C / ^ +ехр - / л / 5 С / ^
^ .
•
(9.8)
-In
^
^
^
^ = - 1 п chityfBC А]
В
2
В I ^
' >.
Из формулы (9.6) следует, что при ^ -> ©о скорость подвижной поперечины
становится постоянной, v = sjC/B = v^^^, а ее движение - установившимся.
Для практических расчетов очень важно определить время разгона под­
вижной поперечины, что соответствует переходному процессу /„.п- Учиты­
вая, что Qxpllt^BC/Aj:^
1, в формуле (9.6) можно пренебречь единицей в
2/ ВС^
числителе и знаменателе (ошибка не более 10 %) и принять —
= 3 > 1 • Тогда
А
277
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
V = yjC/B = Vy„. С учетом этого продолжительность t^^ переходного процесса
в приводе
tn.n =
ЗА
(9.9)
2VSC
Согласно формуле (9.9), чем меньше приведенная масса движущихся частей
пресса (коэффициент А) и больше сопротивление (коэффициент В) или активная
сила (коэффициент Q , тем короче переходный процесс, а, согласно (9.6), чем
больше активная сила и меньше сопротивление движению, тем выше скорость
установившегося движения.
Подставив в формулу (9.8) t = t^^, найдем путь, пройденный подвижной
поперечиной за время переходного процесса:
5„,„=0,8Ы/5.
(9.10)
Путь, проходимый подвижной поперечиной при установившемся движении
(при/>/„.„),
^=5n.n+v,cT(^-^.n)-0,81(^/S) + Vc7s •(/-/„.„).
(9.11)
Скорость при прямом холостом ходе Vy^^ не должна превышать определен­
ного значения, обусловленного давлением жидкости в наполнительном баке.
Предельное значение Vy^,^ находят из уравнения движения (9.1) при Р^ = 0. Это
означает, что статический напор жидкости в наполнительном баке полностью
расходуется на преодоление скоростного напора и гидравлических сопротивле­
ний на участке трубопровода 4-1 (наполнительный бак - рабочий цилиндр).
При дальнейшем увеличении скорости подвижной поперечины под действием
ее собственной силы тяжести произойдет разрыв струи (образование вакуума),
и в результате в гидравлическую систему прессовой установки будет засасы­
ваться воздух, что недопустимо. Для предотвращения разрыва струи необходимо
увеличить сопротивление со стороны возвратных цилиндров (увеличить их раз­
меры) или повысить давление в наполнительном баке.
Давление рабочей жидкости в наполнительном баке, соответствующее по­
ложению нижнего уровня ее поверхности, определим из первого уравнения
(9.4), приняв/?у = 0:
2\
1-
12'
X
278
+
Е^
HD] 2 \
•Z^^
Ч-4
^f-^2'p2gl
Z^'2 Л
Ч-4
(9.12)
Глава
9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
В этом случае коэффициенты в уравнении движения (9.5) будут следующими:
^' = ^ + ( ^ 1 ^ ' + О Л 5 Ц , 7 1 Х ^ Л ] Р 1 Ф ^
B' = \'^'^D]+0,\5\l,nY,D,b,
'D]^
I^
iq^hB
dU J
\^2-5 J
C' = {\-a)Mg-\^Y^D]+0,\5\i,'Y^D,b,
'5-
Тогда скорость установившегося движения подвижной поперечины
уст
y[cyF.
(9.13)
Подставляя v^^^ в выражение (9.12), находим наименьшее возможное дав­
ление в наполнительном баке р'^. На практике давление, соответствующее ниж­
нему уровню поверхности рабочей жидкости в наполнительном баке, прини­
мают на 20...30% выше полученного значения или определяют из условия
заданных скоростей прямого холостого хода.
При наличии уравновешивающих цилиндров, которые устанавливают толь­
ко в тяжелых прессах, уравнение движения (9.1) содержит еще одно слагаемое равнодействующую давления жидкости в уравновешивающих цилиндрах.
При расчете параметров прямого холостого хода давление в наполнитель­
ном баке принимают равным наименьшему значению, при котором еще не про­
исходит разрыва струи жидкости в трубопроводе.
Рабочий ход. Для осуществления рабочего хода необходимо соединить ра­
бочие цилиндры пресса с жидкостью высокого давления - аккумулятором,
а возвратные - со сливным баком.
Деформирующая сила при рабочем ходе, приложенная к подвижной попе­
речине, не является постоянной. На рис. 9.1 показаны типовые схемы техноло­
гических операций обработки давлением и графики изменения деформирующей
силы, построенные согласно приведенным ниже формулам. Так, при осадке
Р = (?а^
nd'
(9.14)
З/г
где ф - масштабный фактор; dQ<d<d^; h^<h< HQ.
При прессовании (прямом выдавливании)
Р = ф20^
KD'
и
4bD-d,
In-—+2(1-
d,
exp
2|xL
(9.15)
D
279
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Ш
^д^
Pf
1
1
Pf
\
Ji D i
^
II ^ d^ I
i
"^I
do/ho
fe
\
Ш^\
1 1 II
,
чЧЧЧхУК^
^ ^ ^
'^изд
djh^ dih О
dih
Ш \
О
Рис. 9.1. Схемы технологических процессов и графики деформирующей силы:
а - осадка; б - прямое выдавливание; в - обратное выдавливание
а при обратном выдавливании (закрытой прошивке)
Р = фа,
Р = фа
nd'
%d^
2+ 1+
1+ 1+
D2\
D2 \
In
при h> —
6
\d
+
{DldY-\ 6/г
In-
при/г<—.
(9.16)
(9.17)
(обозначения в формулах (9.14)-(9Л7) см. на рис. 9.1).
Для расчета параметров рабочего хода ковочного гидравлического пресса
в качестве исходных данных выберем линеаризованный график деформирую­
щих сил при осадке, приведенный на рис. 9.1, а. Тогда
Р = Ро-^Д5
где PQ - начальная деформирующая сила; Д - коэффициент, характеризующий
интенсивность увеличения сопротивления заготовки в зависимости от переме­
щения подвижной поперечины в процессе рабочего хода, Д = {Р^- PQ)/S/, Р^, S^ конечная деформирующая сила и ход подвижной поперечины соответственно.
Уравнение движения подвижной поперечины имеет следующий вид:
P,-P,-P,-MS-P^^,-P^,-R
280
+ Mg = M^.
(9.18)
Глава 9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
На основании уравнений Бернулли и неразрывности для участков трубопро­
вода 1-3 (рабочие цилиндры - аккумулятор) и 2-5 (возвратные цилиндры сливной бак), а также допущений, сформулированных при рассмотрении прямо­
го холостого хода, находим выражения для определения давления жидкости
в рабочих и возвратных цилиндрах, аналогичные (9.4):
Г^т^2\
Р1=Рз-
ZA\
2
K^lsy
V^« у
(9.19)
P2 =^P5 +
Ti I«
^2-5
I''
+
2\
2
-1 P
V ^'-5 ;
+P
^2
/ /3 0
^dt^^
dl,
Выражая P,, P2 согласно формуле (9.2) и подставляя выражения для pi и р2,
приводим уравнение (9.18) к виду
(9.20)
dt
Здесь
А=М +
^Х^/-ОЛ5Ц,ЯХ/?Л]РЕ/Р|^+
^Х^1+0Л5Ц,ЯХ/)Л1РЕФ^ ;
^2-5
в = яХА'-0,15Ц;ЯХАЙ/
zon.vji'^;
lA dls
ГУГТЛ2\
1-
^Е^мд
vAS
z^ z^
V "1-3 J
z^
2^
2
2 \
+|7Е^2+0,15ц,лХ^2*2|х
+Z^M.<
V ''2-5
V "^2-5 J
^lA^^
J
-1
P .
2'
\
J
Рз-
- ( ^ Z ^ 2 + 0 ' 1 5 ^ 2 ' ^ Z ^ A ] ; ' 5 -^0 •
Физический смысл коэффициентов ^ , 5 и С в уравнении (9.20) такой же, как
в уравнении (9.5). При Д = О уравнение (9.20) переходит в уравнение (9.5). Уравнекие (9.20) становится линейным после замены — =
dt
(v ):
Ids
281
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
-A—{v^)
2 dS
+ Bv^-C + ДS = 0.
(9.21)
Для решения этого уравнения воспользуемся методом изменения произ­
вольной постоянной. Интегрируя и используя начальные условия: при ^ = О, ^ = О
и V = О, получаем
^^. + £
2В^
В
1-ехр
Л
J
В
(9.22)
При Д = О (деформирующая сила в процессе рабочего хода постоянна) вы­
ражение для скорости подвижной поперечины (9.22) совпадает с (9.7).
Из выражения (9.22) следует, что скорость подвижной поперечины в про­
цессе рабочего хода является переменной, т. е. имеет место неустановившееся
течение. В начале рабочего хода скорость равна нулю, затем возрастает до мак­
симального значения и падает до нуля при непрерывном повышении деформи­
рующей силы. Для ориентировочного определения длины рабочего хода в выра^ 2В ^
жении (9.22) пренебрегаем ехр
по сравнению с единицей. Тогда
Р''
25
Д
(9.23)
Для определения максимальной скорости необходимо найти производную
—
dS
из выражения (9.22) и приравнять ее нулю. Тогда найденный ход S будет
соответствовать максимальной скорости
^vmax-
— I n
1+
2ВС
(9.24)
АД,
dv
Подставляя 5о max в уравнение (9.20) и полагая ^ ^ = 0 , находим
dt
\С
'в
2ВС
АД
In 1 +
2В^
АД
(9.25)
В частном случае при A = Q и Д = О после раскрытия неопределенности ус­
танавливаем, что
V m a x = V ^ = l^ycT-
Это совпадает с полученным ранее выражением (9.13).
282
Глава
9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
Чтобы определить продолжительность рабочего хода, представим скорость
В выражении (9.22) в виде производной пути по времени: v = — , а кроме того,
dt
25 ^
будем пренебрегать периодом разгона, для чего положим ехр
S = 0. Тогда
уравнение (9.22) примет вид
^=
dt
= Ш + ^ВС Д
= v=J-^V::^
^S,
^
i
2В^
В
(9.26)
После интегрирования с учетом начального условия: при ^ = О 5* = О, и преобра­
зования получаем
,
Ш1Щ_^,^.
(9.27)
Приравнивая правые части выражений (9.23) и (9.27) и решая полученное урав­
нение относительно t, находим продолжительность рабочего хода
^А
'рк = 3 .
д
•+ -
2ВС^
д
2
J
При интегрировании уравнения движения (9.21) для случая линеаризован­
ного графика деформирующей силы с несколькими участками произвольную
постоянную определяем с учетом начальных условий на каждом участке.
Рассмотрим влияние коэффициентов А, В, С и Д на характер изменения ско­
рости подвижной поперечины согласно выражению (9.22). С увеличением коэф­
фициента А при прочих равных условиях продолжительность разгона подвижной
поперечины возрастает, значение максимальной скорости несколько уменьшается
и смещается в сторону конца рабочего хода, длина которого возрастает. Влияние
А будет сильнее проявляться при расчетах быстроходных прессов, а также прес­
сов с низким давлением рабочей жидкости. Коэффициент А зависит от размеров
трубопровода. Для уменьшения его трубопровод необходимо делать коротким.
Коэффициент В зависит от гидравлических сопротивлений и размеров трубо­
провода, с уменьшением В возрастает максимальное значение скорости подвижной
поперечины и происходит смещение этой скорости к началу рабочего хода (период
разгона сокращается). При проектировании гидравлической системы пресса нужно
стремиться уменьшить сопротивление течению жидкости в трубопроводе.
С увеличением С возрастает скорость установившегося движения подвижной
поперечины. Однако это целесообразно только в определенных пределах. Посколь­
ку при достижении некоторого определенного значения С, устанавливаемого на ос­
новании энергетического расчета, происходит уменьшение КПД гидравлического
пресса, такой путь повышения его быстроходности не всегда целесообразен. Для
выбора рационального значения коэффициента С необходимо проводить энергети­
ческий расчет и только после этого принимать окончательное решение.
283
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
vA
vA
Д1<Ди<Д111<Д1у
I II III IV
1 5 / ^ IBji ^2В JJJ ^ 2Bjy
А
А
А
А
I II
Рис. 9.2. Влияние коэффициентов уравнения движения на рабочий
ход подвижной поперечины
Быстроходность и рабочий ход гидравлического пресса в основном определя­
ются коэффициентом Д характеризующим интенсивность нарастания сопротивле­
ния движению подвижной поперечины со стороны деформируемой заготовки. Как
показано на рис. 9.2, а, с увеличением коэффициента Д длина рабочего хода умень­
шается. Если — < Д, то данная операция вообще не может быть выполнена на расdS
сматриваемом прессе, так как по сравнению с инерционными силами сопротив­
ление деформированию со стороны заготовки нарастает интенсивнее.
Период разгона подвижной поперечины в процессе рабочего хода зависит от
отношения 2В/А (рис. 9.2, б): чем оно больше, тем короче период разгона. Од­
нако увеличивать его надо путем уменьшения значения А, в противном случае
снижается максимальная скорость подвижной поперечины.
Обратный холостой ход. Скорость подвижной поперечины гидравлического
пресса должна быть задана в технических условиях на проектирование. Задача
расчета - определение силы, развиваемой возвратными цилиндрами (например,
определение размеров поперечных сечений плунжеров при заданном давлении).
Для осуществления обратного холостого хода необходимо соединить возвратные
цилиндры с источником жидкости высокого давления - аккумулятором, а рабочие
цилиндры - с наполнительным баком через наполнительный клапан или со слив­
ным баком через главный распределитель. Для увеличения быстроходности прес­
са скорость обратного холостого хода должна быть максимально возможной (в не­
которых случаях она достигает 60 см/с). Для определения параметров обратного
холостого хода составляют уравнение движения, аналогичное (9.1) и (9.18):
P,-Pj-(\
284
+ li)Mg-P^j-P,^,
=M
dt
(9.28)
г л ава 9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
Как и в предыдуш,их случаях, используя уравнения Бернулли и неразрыв­
ности с принятыми допущениями, приведем уравнение движения (9.28) к диф­
ференциальному типа Риккати:
(9.29)
dt
где
А=М +
+ ^Х^2 -0Л5ц,7гХ^^л)рЕ/р2^;
в=
'-Уо]-0,\5\1,к£^О,Ь,
2\
л
1 - 1Л
^Е^м
2л
^XA'+o,i5^,7tXA6,
2Л
+1Л\
+ Z^M.c
-1
V "/-4 ;
/
<^ =
ЕА^
feA'-0'15R,KE/?262U-(l+aWg-feA'+0,15^;7rEOA
К - (9-30)
После интегрирования (9.29) получаем
[с
ВМ
1-ехр| -—s]
[
А
)
(9.31)
Для определения размеров возвратных цилиндров необходимо в выражении
(9.31) приравнять v = Vy^,^ и подставить значения С и 5 из соотношений (9.30).
Ввиду громоздкости арифметических преобразований эту задачу проще решать
подстановкой.
Отметим, что в данном параграфе при рассмотрении динамики насосноаккумуляторного привода пресса не учитывалась продолжительность срабаты­
вания распределительных устройств.
9.2. Расчет энергетических параметров
насосно-аккумуляторного привода
Гидравлические прессы с одной ступенью изменения деформирующей
силы. Основные энергетические показатели привода гидравлического пресса полезная (эффективная) работа, расходуемая на деформирование заготовки за
один рабочий ход, а также мощность и коэффициент полезного действия.
285
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Полезную работу определяют, пользуясь графиками деформирующей силы
(см. рис. 9.1) и заменяя dv на dS:
А^^ = \PdS.
(9.32)
5
В процессе рабочего хода полезная мощность равна произведению де­
формирующей силы и скорости деформирования (перемещения подвижной
поперечины):
K„, = Pv.
(9.33)
Работа, совершаемая прессом за один рабочий ход, и мощность являются
абсолютными показателями, тогда как КПД - относительный показатель, ко­
торый позволяет сравнивать гидравлические прессы между собой и с други­
ми КШМ.
Для сравнения энергетических показателей работы прессовых установок
необходимо знать КПД цикла, т. е. отношение полезной работы А^^ совершае­
мой прессом в процессе одного рабочего хода, к работе А, совершаемой за пол­
ный цикл:
Пдеф=Леф/^-
(9-34)
Мгновенным КПД называют отношение полезной мощности, расходуемой
в данный момент рабочего хода, ко всей расходуемой прессом мощности:
11з.мг = Л^пол/^-
(9-35)
в дальнейшем будем рассматривать КПД цикла Г|з. Выражения для вычисле­
ния мгновенного КПД можно получить по аналогии.
В прессах с насосно-аккумуляторным приводом скорость подвижной попере­
чины, согласно уравнению (9.26), зависит от приложенной к ней деформирующей
силы, так как давление жидкости в аккумуляторе остается практически постоян­
ным. Полезная мощность, расходуемая прессом,
Л^пoл-^v(P).
(9.36)
Для наиболее эффективного использования потенциальной энергии рабочей
жидкости необходимо выбрать такое соотношение между деформирующей си­
лой и скоростью перемещения подвижной поперечины, при котором полезная
мощность является максимальной. Для этого продифференцируем выражение
(9.36) по силе и приравняем производную нулю:
dN
—^^^ = v(P) + PVXP) = 0.
(9.37)
Рассмотрим примеры определения деформирующей силы для некоторых
частных случаев.
286
г л ава 9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
1. Деформирующая сила в процессе рабочего хода остается постоянной,
P = PQ = const. Дифференцируя уравнение (9.22), находим
dP.
и подставляем
его в уравнение (9.37). Тогда
/>о=-2С/
' dC
dPn
Дифференцируя (9.21), находим
(9.38)
= - 1 и подставляем его в (9.38) с учеdPo
том выражения для С из формулы (9.20). Тогда
Р
=
-^Df-0A5^jnY,D,bAp,+il-a)Mg-
опт
^Х^2-0Д5ц,712:^л];^.
(9.39)
Выражение (9.39) позволяет определить на протяжении рабочего хода оп­
тимальную деформирующую силу для заданного давления рабочей жидкости в
аккумуляторе р^. Если пренебречь влиянием силы тяжести подвижной попере­
чины, противодавлением со стороны возвратных цилиндров и гидравлическими
сопротивлениями, то оптимальная деформирующая сила /^оопт будет в полтора
раза меньше номинальной:
(9.40)
/>...=5^.
2. Деформирующая сила в процессе рабочего хода не является постоянной. Оп­
тимальное соотношение между деформирующей силой и номинальным усилием
выбираем по средней мощности, развиваемой прессом в процессе рабочего хода.
Полезная работа за один рабочий ход
^р.х
'р.х
(9.41)
О
о
даже при близких к нулю значе­
А
ниях S существенно меньше единицы, поэтому при подстановке (9.22) в (9.41)
этим слагаемым можно пренебречь. После преобразований получаем
в уравнении (9.22) слагаемое ехр
Л«|,' 1(П+Д-5), '•W.nAsd,.
В
В
2В'
(9.42)
287
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Ход S подвижной поперечины - функция времени. Поэтому прежде чем
приступить к интегрированию (9.42), выразим
2В^
В
АВ
откуда
2S
t=
^ АД
2В^
4^+с;
д
2В^
В
^С^
В
(9.43)
В
Подставляя в (9.42) выражение для S и произведя интегрирование, получаем
А
=^^t'
2 2В^
В
АВ " " ^ 2 5 '
2В
^р.х'^
В
АД ^С
2В^ В
^О^р.к
(9.44)
Таким образом, средняя мощность за один рабочий ход
пол.ср
.^.JL,i__Bl,i\Aa,,£,
45
р.х
32В
АД_^С_
Д
25'
2
Р-х
'р.х
Р, \
5
25'
25'
,.ЛР.А^*^.
-р.х •" о
25'
В
(9.45)
5
Для определения максимальной средней мощности за один рабочий ход
продифференцируем выражение (9.45) и приравняем производную нулю:
dN
пол.ср
'^ -t^
325 2 Р-х
dt р.х
2В^'^"'\2В^^
в'^ 2 25^
В
^ . + <^
25'
5у
5
25
(9.46)
откуда
•р.х
^ Ш. + £Л:^
ЪД\2В'
В
Ъ Д'
4
(9.47)
Приравняв правые части уравнений (9.43) и (9.47), после преобразований
находим
Р,-Р,=Д5,= \и
+ 2.
288
'АД_
+С
25
АД
+С
25 ^
'4^ + С
25
•6Ро +
+ 6Л,
(9.48)
Глава
9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
Из полученного выражения можно определить рациональное значение дефор­
мирующей силы при номинальном усилии пресса. Значения А, В и С вычисляем
согласно уравнению (9.21). Из выражения (9.48) следует, что для номинального
усилия пресса только некоторые технологические графики деформирующей силы
являются оптимальными. Расчеты по определению максимальной эффективной
мощности, развиваемой прессом в процессе рабочего хода, целесообразно прово­
дить при проектировании специализированных прессов.
Продолжительность полного цикла гидравлического пресса с насосно-аккумуляторным приводом определяется временем забора рабочей жидкости из ак­
кумулятора для совершения прямого рабочего и обратного холостых ходов и на­
полнения его до первоначального уровня.
Прямой холостой ход осуществляется под действием силы тяжести подвиж­
ной поперечины и давления жидкости, поступающей из наполнительного бака.
В наполнительный бак жидкость нагнетается в процессе обратного холостого
хода. Других источников энергии для зарядки наполнительного бака нет. Поте­
ри, связанные с нагнетанием в него жидкости, учитывают при рассмотрении об­
ратного холостого хода. Поэтому при определении КПД нет необходимости
рассматривать прямой холостой ход. Полезная работа выполняется только в про­
цессе прямого рабочего хода.
Полная энергия, потребляемая насосно-аккумуляторным приводом пресса,
расходуется на совершение полезной работы и преодоление различного рода
сопротивлений в отдельных элементах гидравлической системы: на преодоление
гидравлических сопротивлений, на сжатие жидкости с учетом утечек, на пре­
одоление сил трения в механических парах и др.
Рассмотрим потери и определим КПД для основных элементов гидравли­
ческой системы прессовой установки.
1. Гидравлический пресс. Потенциальную энергию рабочей жидкости, по­
данную в рабочий или возвратные цилиндры, воспринимает гидравлический
пресс. Эта энергия расходуется на совершение полезной работы (пластическое
деформирование заготовки), на преодоление гидравлических сопротивлений в про­
цессе прямого рабочего и обратного холостого ходов пресса и упругое деформи­
рование системы цилиндр - рабочая жидкость.
Энергию жидкости, находящейся внутри рабочего или возвратных цилинд­
ров, без учета потерь на сжатие и утечки называют цилиндровой A^^^.diC учетом
этих потерь - индикаторной ^4^„д.
Индикаторную энергию определяют экспериментально по индикаторным
диаграммам давления жидкости в рабочем или возвратных цилиндрах, снятых
в процессе прямого рабочего и обратного холостого ходов пресса. Предполо­
жительные индикаторные диаграммы можно строить, пользуясь уравнениями
(9.18) и (9.28). Индикаторная энергия расходуется на деформирование заготов­
ки, а также преодоление сил трения и сопротивления со стороны возвратных
цилиндров.
289
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Отношение полезной работы пресса, израсходованной за один рабочий ход
^деф, к индикаторной энергии ^„„д? затраченной в течение цикла, называют ме­
ханическим КПД пресса:
Лмех- ^
=
^инд
—
,
(9.49)
\ ^ 7 и н д ^ ^2инд>'
где ^инд = ^7инд ~'"^2инд? ^7инд ~ индикаторная энергия, израсходованная в рабо­
чем цилиндре за время прямого рабочего хода; ^2инд ~ то же, израсходованная в
возвратных цилиндрах за время обратного холостого хода.
Отношение индикаторной энергии ^^^^ к цилиндровой А^^^ называют объ­
емным КПД пресса:
Лоб^Лнд/Лил-
(9-50)
Цилиндровая энергия
^цил
^Уцил "*"^ 2 цил *
где v4yy^jj - цилиндровая энергия рабочего цилиндра за время прямого рабочего
хода; ^2цил ~ то же возвратных цилиндров за время обратного холостого хода.
Эту энергию нельзя определить точно ввиду неопределенности утечек рабо­
чей жидкости, поэтому в расчетах объемный КПД принимают исходя из опыт­
ных данных: Лоб = 0,98...0,96.
Энергия рабочей жидкости перед входом в рабочий или возвратные цилинд­
ры всегда больше энергии внутри них на величину местных потерь при входе.
Энергию рабочей жидкости перед входом в цилиндр яа.зывают располагаемой.
Отношение цилиндровой энергии А ^^^^ к располагаемой А ^^^^ называют гид­
равлическим КПД npQcca.:
'|гидр~~ ^ ц и л / ^ р а с п ?
^ р а с п ~ ^ / р а с п """^ipacn?
УУ*"^^)
где ^урасп ~ располагаемая энергия перед входом в рабочий цилиндр; ^^^р^сп - то
же перед входом в возвратные цилиндры.
Эффективным КПД цикла гидравлического пресса называют отношение
полезной работы, совершенной им за один рабочий ход, к энергии, израсходо­
ванной за полный двойной ход его подвижной поперечины:
'П 7э "^ ^ д е ф / ^ р а с п ^ Л мех Л об Л гидр '
(9.52)
2. Аккумулятор. В конструкциях гидропрессовых установок наиболее ши­
роко распространены пневматические (воздушные) аккумуляторы, в которые
рабочая жидкость нагнетается насосами. В пневматических аккумуляторах от­
сутствуют механические, но имеют место объемные, гидравлические, термоди­
намические и пневматические потери.
290
Глава
9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
Объемный и гидравлический КПД аккумулятора определяют аналогично со­
ответствующим показателям гидравлического пресса. Так, объемный КПД цик­
ла аккумулятора
ЛобЗ ^ ^ З и н д / ^ З ц и л 9
(9.53)
гидравлический
Л гидр i
^Bbixi / ^ B x i ,
(9.54)
где ^Bbixi? ^Bxi ~ энергия рабочей жидкости, расходуемая соответственно на вы­
ходе из аккумулятора и входе в него без учета утечек.
Термодинамический КПД аккумулятора характеризует потери энергии при из­
менении в нем давления воздуха (наполнение и опорожнение аккумулятора). Тер­
модинамические процессы при этом протекают в разных температурных условиях,
что обусловливает различные значения коэффициентов политропы. Опорожнение
аккумулятора происходит сравнительно быстро, а следовательно, теплообмен через
его стенки будет незначительным и показатель политропы можно принимать рав­
ным адиабатическому: А: = 1,4. В противоположность этому наполнение аккумуля­
тора происходит медленно. В начале наполнения температура внутри аккумулятора
ниже, чем снаружи, т. е. теплота поступает извне (показатель политропы больше,
чем адиабаты), в конце - наоборот. Разность между политропами сжатия и расши­
рения характеризует рассеяние энергии - термодинамические потери.
Отношение энергий расширения и сжатия за цикл называют термодинами­
ческим КПД аккумулятора:
ЛтермЗ "^ ^расшЗ /^сжЗ
'
(9.55)
где ^расшз ~ работа адиабатического расширения; А^^^ - работа политропическо­
го сжатия.
Пневматический КПД аккумулятора Tj^Hi характеризует утечки воздуха
из пневматических баллонов.
Полный КПД аккумулятора Г| ^ определяется произведением его объемного,
гидравлического, термодинамического и пневматического КПД:
Л i ^ Л обзЛ гидр^Л термзЛ пнЗ-
(9.56)
3. Соединительные трубопроводы. В соединительных трубопроводах есть
гидравлические и объемные потери энергии при нагнетании рабочей жидкости
в отдельные элементы системы: аккумулятор, рабочий цилиндр и др. Их опреде­
ляют аналогично рассмотренным выше.
Полный КПД трубопровода
Лтб-^ЛгидрЛоб(9.57)
4. Мультипликатор. Работа мультипликатора аналогична работе гидравли­
ческого пресса. Следовательно, полный КПД мультипликатора
Л 7 = Л мех/Л об7Л гидр7-
(9.58)
291
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
5. Насос. Гидравлические насосы имеют гидравлические, объемные и меха­
нические потери (способы их вычисления см. в гл. 7). Полный КПД насоса
Л б ^ ЛмехбЛгидрбЛобб-
(^-5")
Таким образом, эффективный КПД гидропрессовой установки определяется
произведением его отдельных составляющих:
Л ^ЛуЛтбЛзЛбЛэл.
(9.60)
где Г|зл - КПД электродвигателя.
Гидропрессовые установки с несколькими ступенями нагружений. Гид­
ропрессовые установки с насосно-аккумуляторным приводом, используемые для
выполнения технологических операций с пиковыми нагрузками в конце рабоче­
го хода, неэкономичны даже при оптимальных соотношениях между деформи­
рующей силой и номинальным усилием, которые определяют по выражениям
(9.39) и (9.48).
На рис. 9.3, а показан график изменения деформирующей силы по ходу подS
вижной поперечины. Совершаемая прессом полезная работа равна
{pdS
о
и пропорциональна площади под кривой Ode. Оптимальная сила даже без учета
потерь должна быть больше Р^ах? ^ следовательно, избыток давления/?^ -pj меж­
ду аккумулятором и рабочим цилиндром в каждой точке хода должен поглощать­
ся в гидравлической системе, вызывая нагревание рабочей жидкости. Расходуемая
для совершения рабочего хода потенциальная энергия аккумулятора пропорцио­
нальна площади ОаЬс. Для повышения экономичности гидропрессовых установок
с насосно-аккумуляторным приводом увеличение деформирующей силы в про­
цессе рабочего хода осуществляют ступенями, что возможно при наличии не­
скольких рабочих цилиндров или гидравлического мультипликатора.
^тахКРтах)
dS
S2
Sjfi
S
Рис. 9.3. Определение оптимальной деформирующей силы в трехцилиндровом
гидравлическом прессе
292
Глава
9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
В трехцилиндровом гидравлическом прессе при выполнении любой техно­
логической операции необходимое ступенчатое изменение деформирующей си­
лы можно осуществить в следующей последовательности (см. гл. 6):
1) в средний рабочий цилиндр подают жидкость высокого давления, а в бо­
ковые - низкого;
2) в боковые рабочие цилиндры подают жидкость высокого давления, а в
средний - низкого;
3) во все рабочие цилиндры (средний и боковые) подают жидкость высокого
давления.
В одноцилиндровом прессе с насосно-аккумуляторным приводом и мульти­
пликатором возможны две ступени изменения деформирующей силы:
1) в рабочий цилиндр подают жидкость высокого давления непосредственно
из аккумулятора;
2) жидкость из аккумулятора подают в цилиндр сверхвысокого давления
мультипликатора, а затем в рабочий цилиндр.
При выборе силы на каждой ступени нагружения для трехцилиндрового
пресса необходимо учесть, что при постоянном давлении она пропорциональна
соответствующей площади поперечного сечения плунжера: P^^ - площади F^^^
плунжера среднего цилиндра, Рз ~ сумме площадей F^^^^ плунжеров боковых ци­
линдров, Рз - сумме площадей всех плунжеров: F^ = F^^^ + ^шокНа рис. 9.3 видно, что выбор деформирующей силы на каждой ступени бу­
дет оптимальным, если сумма площадей прямоугольников, основания которых
образуют участки хода 5^1, (5^2 - S^)VL{S^- S2), а высоты - силы Pj, ^2 и Р^, будет
минимальной. Это позволяет графически подобрать оптимальные значения сил
для каждой ступени и соответственно размеры плунжеров. Такое условие можно
записать в виде
^к(^1ср + ^1бок) - ^2^1ср - ^l(^160K - ^ I c p ) = m i n
(9.61)
или
52^icp + ^1 (^1бок - ^icp) - ^2^icp + ^1(^1 - 2F,,p) = max.
(9.62)
Для случая линейного изменения деформирующей силы (см. рис. 9.3, б) рас­
сматриваемую задачу можно решить аналитически. Примем, что изменение де­
формирующей силы определяют по формуле
гдeД=tgp.
Поскольку приращение давления жидкости в рабочем цилиндре в конце каж­
дой ступени одинаково, для точек bud, соответствующих силам Р^ а Pj, можно
записать:
F„p = a +
fc,;
(9.63)
^1бок = ^ 1 - ^ 1 с р = ^ + *^2,
где a=Pjp^;
(9-64)
Ь=Д/рз
293
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Решая совместно уравнения (9.62) и (9.64), получаем
{F, - F,,р - а) F,,р + {F,,р - a){F, - 2F,,^) = max.
(9.65)
Дифференцируя уравнение (9.65) по F^^^ и приравнивая к нулю производ­
ную, находим
F„p = F,/3 + a/6.
(9.66)
Подставив полученное выражение для F^^^ в выражение (9.64), получаем
F,g„,= 2 F , / 3 - a / 6 .
(9.67)
Площадь каждого плунжера бокового рабочего цилиндра равна
F,6„j2=F,/3-a/l2.
(9.68)
Следовательно, при оптимальном выборе ступеней изменения деформирую­
щей силы диаметры плунжеров боковых и среднего рабочих цилиндров должны
быть различными.
Аналогично можно определить оптимальный режим изменения деформи­
рующей силы для аккумуляторного гидропривода с мультипликатором.
9.3. Предварительный расчет основных параметров
насосно-аккумуляторного привода
На первой стадии проектирования гидравлического пресса размеры трубо­
провода известны приблизительно и рассчитать его параметры невозможно, по­
этому проводят предварительный расчет.
Исходными данными для расчета являются номинальное усилие пресса Р^^^
и давление жидкости р^ в аккумуляторе. На основании этих данных определяют
размеры плунжеров рабочих цилиндров согласно формуле (6.1):
Z ^ /
=^иом/Рз'
Диаметры плунжеров возвратных и уравновешивающих цилиндров опреде­
ляют из решения уравнений статического равновесия при прямом и обратном
холостых ходах. Изменение давления в наполнительном баке и аккумуляторе
учитывают следующим образом. При составлении уравнений равновесия под­
вижной поперечины для прямого холостого хода давление в наполнительном
баке принимают минимальным, а в аккумуляторе - максимальным; для обрат­
ного холостого хода, наоборот, давление в наполнительном баке считают мак­
симальным, а в аккумуляторе - минимальным.
Давление жидкости в возвратных и уравновешивающих цилиндрах при хо­
лостом ходе поперечины изменяется незначительно. Перепад давлений между
аккумулятором и цилиндром принимают из условия максимального КПД со294
Глава
9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
гласно (9.40) без учета вредных сопротивлений. Следовательно, потери давления
в трубопроводе высокого давления
Для наполнительного трубопровода потери давления составляют
А;7=р,-(0,1...0,2).
Потери давления в трубопроводе, ведущем к наполнительному баку, про­
порциональны квадрату скорости течения жидкости. Следовательно, если ско­
рости подвижной поперечины равны при прямом и обратном холостых ходах, то
перепад давлений в сливном трубопроводе (учитывая, что скорость течения
жидкости в последнем в 1,5-2 раза меньше, чем в напорном трубопроводе)
можно определить по формуле
^Р ^
1
Т-"^—Рз'
(l,5l..2,0') 10 '
При принятых допущениях уравнения статического равновесия подвижной по­
перечины при прямом и обратном холостых ходах имеют вид
M^ + Z ^ r ( 0 , 1 . . . 0 , 2 ) = : l ; . , „ i „ X ^ 2 + ^ / ' ^ m i n Z ^ y . « ;
(9-69)
Mg + X^;-[2p..ax-(0,1...0,2)] = | ; 7 , , , „ ( S ^ 2 + Z ^ y . u ) '
(9-70)
где 2]^у.ц ~ сумма площадей поперечных течений плунжеров уравновешиваю­
щих цилиндров.
Площадь плунжеров уравновешивающих цилиндров
(9.71)
- L F , . - - ^ .
Р 3 max
Подставив ^^^у.ц из формулы (9.71) в выражение (9.69), находим площадь
плунжеров возвратных цилиндров:
2^.^ = Л.2;^.,(о,,...0,2)3 J ^ .
Рзтт
^
Рзтт
Давление жидкости в наполнительном баке определяем по формуле (9.70) после
подстановки в нее выражений для ^ ^ у ц и ^ F ^ :
^ 13(0,1...0,2)
Р 4 max
^
2 9 - 6 Рз mm
Л
Mg
Рз max у
295
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
При отсутствии уравновешивающих цилиндров размеры плунжеров возврат­
ных цилиндров и давление в наполнительном баке определяются соотношениями:
^^_\OMg
2_^t2
+
10Х^у(0,1...0,2)
Р Зтт.
;
Р Згтп
17 Mg
6 l^Fj
23,^,
6
^^,
Допустимую скорость течения жидкости в напорном трубопроводе при ус­
ловии удвоенного номинального давления при гидравлическом ударе вычисляем
по формуле
[Vi-s]=P3l9a.
(9.72)
где а - скорость распространения ударной волны в трубопроводе, a=yj к/р ; к модуль объемной упругости жидкости.
Пользуясь уравнениями неразрывности и Бернулли для установившегося
движения и учитывая гидравлические потери, определяем скорость течения
жидкости в трубопроводе и его диаметр:
^i-sdf-s=vY.^';
(9.73)
где df_^ - диаметр рассматриваемого трубопровода; D - диаметр цилиндра (ра­
бочего, возвратного, уравновешивающего) пресса.
При приближенном расчете гидравлической системы прессовых установок
значение ^ ^ ^ . с можно принимать согласно данным экспериментальных иссле­
дований, проведенных в ЦНИИТмаше: ^ ^ ^ с " ^ 140...280 - для напорного тру­
бопровода рабочих и возвратных цилиндров, 6... 120 - для сливного
трубопровода рабочих и возвратных цилиндров, 15...30 - для наполнительного
трубопровода и 50... 100 - для трубопровода уравновешивающих цилиндров.
Предположим, что диаметр трубопровода одинаковый по всей его длине.
Решая совместно уравнения (9.72) и (9.73), находим
где А =
2Apg
проводах.
296
А^м с' ^ ^
^
•
^^' ^ ~ потери давления в трубо2Apg
Глава
9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
После определения диаметра напорного трубопровода по формуле (9.73)
вычисляем скорость течения в них. Найденное значение скорости течения долж­
но быть меньше допустимого:
Диаметр проходного сечения клапана d^ выбирают на основании устано­
вившихся в практике соотношений:
^ ^ = (0,8...0,9М_,.
При расчете диаметра напорного трубопровода рабочих цилиндров dj_^ сле­
дует задать перепад давлений /S.p=p^, тогда при произвольном давлении pi
в рабочих цилиндрах скорость движения подвижной поперечины
Ч-З
1«?
Рзг
РЗг
Аналогично можно рассчитать параметры сливного и наполнительного тру­
бопроводов. После определения размеров всех трубопроводов и устанавливае­
мой на них аппаратуры необходимо провести проверочный расчет.
9.4. Расчет энергии, поглощаемой компенсаторами
гидравлического удара
При резком изменении скорости течения жидкости в трубопроводах может
произойти гидравлический удар (см. гл. 7), в результате которого давление жидко­
сти на отдельных участках увеличивается в 1,5-2 раза. В гидропрессовых уста­
новках гидравлический удар может возникнуть при быстром открытии клапанов
(золотников), а также при выполнении операций
сквозной прошивки, вырубки.
Воздушная полость
Для предотвращения или смягчения гидравли­
ческого удара в системе прессовых установок пре­
дусматривают специальные компенсаторы, которые
поглощают энергию ударной волны или волны га­
шения, возникающей при любом резком изменении
скорости течения жидкости в трубопроводе. Прин­
цип действия компенсаторов состоит в том, что при
любом внезапном местном повышении давления
упругий элемент (поршень пневматического ци­
линдра, пружина и др.) перемещается, в результате
чего происходит поглощение избытка энергии при
волновых процессах и последние затухают без зна­
чительного увеличения давления.
На рис. 9.4 показаны схемы наиболее часто Рис. 9.4. Расчет компенсатоприменяемых компенсаторов гидравлических уда- ров гидравлического удара
297
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
ров. Первоначальное давление воздуха или затяжка пружины определяют дав­
ление жидкости в компенсаторе. Размеры его воздушного колпака или силу сжа­
тия пружины выбирают расчетным путем. На практике пользуются упрощенным
расчетом, который проводят для наиболее неблагоприятного случая - мгновен­
ного перекрытия трубопровода без учета упругости самой жидкости и всей гид­
равлической системы.
В момент перекрытия трубопровода кинетическая энергия жидкости
^mv^
яр
-=^Zdfl^f'
(9-74)
где d/, Ij - соответственно диаметр и длина рассматриваемого участка трубопро­
вода; V, - скорость течения жидкости на этом участке.
В воздушном компенсаторе кинетическая энергия расходуется на сжатие
воздуха, давление которого изменяется по адиабате с показателем к= 1,4. Сле­
довательно,
/
Ро^о
к-1
\(*-1)Д
(9.75)
1Ро)
где PQ, VQ - соответственно начальное давление и воздушный объем компенса­
тора; р^ - конечное давление.
Приравнивая правые части уравнений (9.74) и (9.75) и задавая первоначаль­
ный объем воздуха в компенсаторе, находят конечное давление р^ или, наобо­
рот, задавая давление/?j^, определяют размеры.
В пружинном компенсаторе кинетическая энергия движущейся жидкости
расходуется на сжатие пружины:
где Dnp - диаметр пружины; / - расчетное число витков пружины; G - модуль
упругости материала пружины; d - диаметр витка пружины; PQ, Р^ - соответст­
венно начальная и конечная силы, действующие на пружину.
Приравнивая правые части выражений (9.74) и (9.75), находят конечную си­
лу для выбранной пружины. После этого необходимо рассчитать ее осадку по
формуле
Gd'
и сравнить с допустимой.
298
г л ава 10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
Глава 10. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ УЗЛОВ
ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ПРЕССА
10.1. Станины
Гидравлические прессы применяют в различных отраслях производства.
Они разнообразны по своему конструктивному оформлению. Однако конструк­
ции основных узлов - станин и подвижных поперечин; рабочих, возвратных и
уравновешивающих цилиндров; столов - имеют много общего.
Вертикальные станины. Эти станины подразделяют на колонные и рам­
ные, одностоечные и двухстоечные, открытого и закрытого типа.
Одностоечные станины открытого типа изготовляют литьем или сваркой;
в виде одной детали (рис. 10.1, ^7) и составными, которые собирают из двух или
более деталей и стягивают болтами (колоннами). Их предварительная затяжка
должна обеспечить нераскрытие стыков в процессе эксплуатации при приложе­
нии сил, равных номинальному усилию. Материал станин, как правило, - угле­
родистая сталь.
Открытая цельная и составная станины ковочного пресса приведены на
рис. 10.1. Составная станина состоит из верхней 2 и нижней 4 поперечин и стой­
ки 3. Стойки стянуты четырьмя стяжными болтами 1,
При выполнении технологических операций ковки и листовой штамповки
деформирующая сила не всегда действует в плоскости симметрии станины, по­
этому последняя воспринимает дополнительный изгибающий момент относи-
^{EJ)i
1
2
3
и
!*^^!Ц.Т. сечения
_1ргн!^
^^zzzzzza
(£'У)б
^1X ш—ш
(£J)2
Рис. 10.1. Конструкции открытых цельной (а) и составной (б) станин гидравлических
одностоечных прессов
299
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
тельно поперечной оси сечения. В связи с этим целесообразно увеличивать рас­
стояние между стойками станины, чтобы момент сопротивления изгибу был доста­
точно большим. При определении напряжений, действующих в наиболее опасном
сечении, необходимо учитывать допустимую эксцентричность приложения равно­
действующей давлений. Наиболее опасно нагруженной точкой является одна из
угловых точек поперечного сечения стойки 3 и поперечин 2 и4 (см. рис. 10.1, б).
Составные одностоечные станины применяют в прессах с номинальными уси­
лиями до 5000 МН. Особое внимание обращают на силу предварительной затяжки
стяжных болтов. В некоторых случаях она превышает номинальное усилие пресса
на 20 %. Поперечное сечение стяжных болтов выбирают таким, чтобы напряжения
от предварительной затяжки составляли не более 60 % от предела упругости. Пред­
варительная затяжка должна обеспечить нераскрытие стыков при приложении си­
лы, равной номинальному усилию, с учетом допустимого эксцентриситета. Она
существенно снижает упругую деформацию станины, в связи с этим стяжные болты
часто применяют в цельных литых одностоечных станинах.
Одностоечные станины гидравлических прессов, предназначенных для вы­
полнения бортовальных работ или прессования порошковых материалов, имеют
гнезда для вертикальных и горизонтальных рабочих цилиндров, что выгодно от­
личает их от других станин. Горизонтальный рабочий цилиндр позволяет прово­
дить прошивку и отбортовку отверстий в стенках крупногабаритных изделий, что
значительно расширяет область их применения.
Верхнюю поперечину одностоечной станины используют для установки на­
сосного привода и поворотных кранов, предназначенных для манипулирования
заготовкой в процессе ее обработки, подачи и удаления из рабочего пространст­
ва пресса. В некоторых одностоечных станинах устанавливают направляющие
для подвижной поперечины (ползуна) пресса.
Станины колонного типа применяют в гидравлических прессах, предназна­
ченных для выполнения всех видов кузнечной технологии. Их конструкции содер­
жат верхнюю и нижнюю неподвижные поперечины и колонны (см. схему на
рис. 6.1). Такая станина достаточно легкая, обеспечивает хороший обзор и доступ­
ность к рабочему пространству пресса, что особенно важно при ковке. В зависимос­
ти от номинального усилия и технологического назначения гидравлического пресса
конструкции верхней и нижней поперечин имеют свои характерные особенности.
Верхняя поперечина в гидравлических прессах предназначена для замыка­
ния станины в виде единой рамы и установки рабочих цилиндров. Она может
быть литой или сварной соответственно из стального литья или катаной стали
сОв>350МПа (рис. 10.2). Высоту верхней поперечины устанавливают в зави­
симости от диаметра d колонн и принимают h = (2,5...3,5)J. Она имеет гнезда
для установки рабочих, а в некоторых случаях возвратных и уравновешивающих
цилиндров, а также для колонн. Диаметры гнезд под гидравлические цилиндры
больше диаметра самих цилиндров на величину деформации их под действием
внутреннего давления. При отсутствии такого зазора стенки цилиндрических гнезд
300
г л ава 10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
Рис. 10.2. Литая {а) и сварная (б) конструкции верхней поперечины
гидравлического пресса
301
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
необходимо рассчитывать на прочность, так как они будут воспринимать силы,
возникающие при деформации рабочих цилиндров под действием давления
жидкости. Минимальную ширину верхней поперечины устанавливают в зави­
симости от размеров рабочих цилиндров.
Верхняя поперечина имеет сечение коробчатого типа. В местах приложения
сил требуемую жесткость обеспечивают ребра. Особое внимание уделяют вос­
приятию контактных нагрузок со стороны боковой поверхности рабочих цилинд­
ров. Для равномерного распределения давления по фланцу цилиндра необхо­
димо, чтобы жесткость стенок гнезда была равномерной относительно его оси,
что достигается симметрично расходящимися ребрами жесткости.
В мощных гидравлических прессах верхнюю поперечину делают составной,
так как ее масса и размеры выходят за пределы железнодорожного габарита и гру­
зоподъемности кранов. Плоскость разъема выбирают параллельно фронту пресса.
Составную поперечину стягивают стяжными болтами, воспринимающими только
растягивающие силы. На боковых поверхностях поперечины предусматривают об­
работанные площадки для установки и крепления гидравлических подъемников.
В прессах с нижним расположением рабочих цилиндров верхняя поперечи­
на служит только для соединения колонн и крепления верхнего бойка. Особен­
ности такой конструкции для ковочных прессов показаны на рис. 6.4.
Нижняя поперечина (рис. 10.3) представляет собой фасонную стальную отлив­
ку, состоящую из секций 3, 5, (5, стянутых болтами 4, или сварную раму, которая
при верхнем расположении рабочих цилиндров предназначена для установки сто­
ла I пресса, а также механизмов его передвижения 2 и выталкивания изделия.
Высоту нижней поперечины, как и верхней, устанавливают в зависимости
от диаметра колонн: /г = (2,5...3,5)J; ее материал - стальное литье или катаная
сталь с Св > 450 МПа. Для установки пресса на фундамент нижняя поперечина
имеет консоли, примыкающие к гнездам для колонн и обеспечивающие устой­
чивость пресса. В прессах с Р^^^^ > 40 МП нижние поперечины делают состав­
ными. Плоскости разъема их, как и верхних поперечин, выбирают в сечениях с
меньшими изгибающими моментами. Стяжные болты воспринимают только
растягивающие силы. Для повышения жесткости поперечное сечение выполня­
ют сотовой формы с перегородками равной толщины.
Колонны соединяют верхнюю и нижнюю поперечины и образуют единую
рамную конструкцию. Колонны диаметром до 600...800 мм изготовляют сплош­
ными, а свыше 800 мм часто делают пустотелыми. Внутренние отверстия диа­
метром до 300 мм высверливают, а свыше 350 мм могут быть изготовлены
ковкой на оправке. Высверливание отверстий в колоннах позволяет обнаружить
внутренние пороки исходной поковки. Материал колонн - вязкая углеродистая
сталь, содержащая 0,30...0,45 % С и 1,5...2,0 % Ni. Колонны гидравлических
прессов служат в качестве направляющих подвижной поперечины, поэтому ше­
роховатость их поверхности должна соответствовать Rz = 0,05 мкм. Жесткость
станины зависит от конструкции соединения поперечин с колоннами и затяжки.
302
г л ава 10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
A- -A
N1
Irr
Т'
Ш
I—
у i
IT
Rq
i
4J
i
V
i
i
E
Рис. 10.3. Нижняя поперечина гидравлического пресса
Существует несколько конструктивных решений, обеспечивающих жесткое и
прочное соединение поперечин с колоннами (рис. 10.4).
Обе поперечины скреплены с колоннами 1 гайками 2. Такая конструкция
соединения не гарантирует от смещения колонн в поперечинах на величину за­
зора (до 2 мм) в гнездах, но существенно упрощает их изготовление и монтаж.
Для предотвращения вращения колонн при навинчивании гаек на нижней по­
перечине сделаны упоры. Для стопорения верхних гаек предназначена врезная
планка, а на торцовой поверхности внутренних гаек делают зубчатый поясок. Что­
бы обеспечить равномерную предварительную затяжку колонн, в рабочий цилиндр
нагнетают давление, на 20 % превышающее номинальное, и после этого производят
завинчивание внутренних гаек. При таком креплении колонн наблюдались случаи
срыва резьбы у нижних внутренних гаек при эксцентричном приложении сил.
Крепление буртами и гайками применяют для нижней и верхней поперечин.
Применение буртов для соединения с верхней поперечиной требует увеличенных
диаметров гнезд в подвижных поперечинах. Направляющие втулки подвижных
поперечин должны быть разрезными и с толстыми стенками. Соединение с не303
Раздел и. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Переходные галтели
без рисок
Рис. 10.4. Способы соединения поперечин с колоннами пресса
подвижными поперечинами при помощи буртов и гаек требует высокой точности
их расположения, в противном случае при монтаже возникнут дополнительные
напряжения в поперечном сечении колонны и усложнится предварительная за­
тяжка. Для ее осуществления в колонне высверливают отверстия, в которые
вставляют нагреватели. После нагревания гайки завинчивают на определенный
угол, обеспечивающий требуемую затяжку соединения после остывания.
Крепление гайками и коническими втулками применяют в том случае, если ко­
лонны пресса широко расставлены. В этом случае их устанавливают на башмаках.
Такое соединение с поперечинами позволяет снизить коэффициент концентрации
напряжений в местах контакта. Кроме того, при такой конструкции толщина на­
правляющих втулок подвижной поперечины остается нормальной и точного со­
блюдения положения опорных поверхностей для верхней поперечины не требуется.
Крепление гайками конических втулок и буртов встречается редко.
Резьбу на колоннах 1 делают упорной, ее примерный профиль показан на
рис. 10.4. Наружный диаметр резьбы должен быть на 1 мм меньше ее посадочного
размера в гнездах поперечин.
Гайки 2 колонн имеют цилиндрическую форму, выполняют их в виде сталь­
ных отливок с GQ = 450 МПа цельными или составными. Наружный диаметр
гайки принимают равным 1,5J, а высоту (1,0...1,5)б/, где d - диаметр колонны.
304
Глава
10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
Общая площадь стяжных болтов разъемной гайки должна составлять 6...8 % от
площади поперечного сечения колонны. Допустимые давления в резьбе гайки 80 МПа, а допустимые напряжения среза и изгиба - соответственно 25 и 50 МПа.
Исследованиями установлено, что основную часть нагрузки воспринимают пер­
вые пять-шесть витков, причем на первый в зависимости от шага резьбы прихо­
дится от 34 до 44 %. Неравномерность распределения сил по высоте гайки учи­
тывают низким допустимым давлением в резьбе.
В гидравлических прессах с нижним расположением рабочих цилиндров
(см. рис. 6.4) масса подвижных частей значительно больше, чем с верхним, по­
скольку подвижной стала станина, а неподвижной - поперечина. При таком рас­
положении рабочих цилиндров улучшается устойчивость, так как центр силы
тяжести пресса расположен ближе к опорной поверхности поперечины.
Станины закрытого (рамного) типа применяют в гидравлических прессах,
предназначенных для переработки пластмасс, листовой штамповки и т. д. Их
изготовляют литьем и сваркой из стальных листов цельными или составными.
Конструкции станин гидравлических и кривошипных прессов аналогичны. В ста­
нинах закрытого типа хуже обзор и доступность к рабочему пространству.
Горизонтальные станины. В большинстве случаев это станины колонного
типа. Передняя и задняя неподвижные поперечины соединены колоннами и их
устанавливают, как правило, на общей сварной раме. Колонны станины - это
направляющие для подвижной поперечины пресса. Прессы для пакетирования
и брикетирования имеют станины коробчатого типа.
10.2. Подвижные поперечины
Подвижная поперечина гидравлического пресса предназначена для установки
и крепления верхнего рабочего инструмента, а также передачи сил со стороны
рабочих цилиндров на деформируемую заготовку (рис. 10.5). Ее изготовляют ли­
той или сварной из нескольких деталей соответственно из стального литья или
катаной стали с а^ > 450 МПа. По форме и размерам она соответствует, как пра­
вило, верхней поперечине. Высоту направляющих гнезд подвижной поперечины
рекомендуют принимать равной (2,5...3,6)J. Для направления ее движения в на­
правляющие гнезда вставляют разрезные втулки с толщиной стенок 20...25 мм,
изготовленные из чугуна СЧ 12 или СЧ 15. Высота каждой втулки примерно равна
диаметру колонны. Шероховатость внутренней поверхности втулки составляет
Rz = 0,04 мкм. В гидравлических прессах, предназначенных для ковки, преду­
смотрен односторонний зазор не менее 1 мм между втулкой и колонной
с внутренней стороны пресса. При разогреве подвижной поперечины в процессе
ковки зазор выбирается. Поверхности направляющих втулок смазывают, для чего
установлены масленки. В крупных прессах для равномерного распределения дав­
лений на колонны при эксцентричном приложении деформирующей силы боко­
вые поверхности направляющих втулок выполняют сферическими (см. рис. 10.5).
305
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Рис. 10.5. Конструкция подвижной поперечины гидравлического пресса
Для уменьшения сил, воспринимаемых колоннами при эксцентричной ков­
ке, подвижные поперечины снабжают хвостовиком, который отливают совмест­
но с поперечиной или жестко к ней прикрепляют. Конструкция с хвостовиком
возможна только в гидравлических прессах с двумя рабочими цилиндрами, что
исключает возможность ковки с несколькими ступенями деформирующих сил.
Поэтому она не нашла широкого распространения.
Крепление плунжеров рабочих цилиндров с подвижной поперечиной осу­
ществляют следующими способами.
1. Жесткое соединение плунжера рабочего цилиндра (рис. 10.6, а, б) целесо­
образно в прессах с одним плунжером. При наличии нескольких плунжеров
жесткое крепление потребовало бы высокой степени точности размеров, опре­
деляющих расположение гнезд для крепления плунжеров в подвижной попере­
чине и рабочих цилиндров в верхней поперечине. Малейшая неточность вызы­
вает перекосы при монтаже, что приводит к преждевременному и неравномерному
износу уплотнений, которое усугубляется возможностью эксцентричного при­
ложения деформирующей силы. Учитывая это, в многоцилиндровых прессах
не рекомендуют жесткое крепление плунжеров рабочих цилиндров.
306
г л ава 10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
Рис, 10.6. Способы крепления плунжеров рабочих цилиндров с подвижной
поперечиной:
а, б-жесткое соединение; в, г- шарнирное соединение
2. Непосредственное шарнирное соединение плунжеров с подвижной попере­
чиной показано на рис. 10.6, в, г. Такой тип соединения удобен при монтаже и по­
зволяет увеличить срок службы уплотнений по сравнению с жестким креплением.
Поэтому его применяют в прессах для ковки. Однако в шарнирной пяте возникает
значительный момент трения при перекосах поперечины, что вызывает также не­
равномерный износ уплотнений и направляющей втулки плунжера. При шарнир­
ном соединении плунжеров с подвижной поперечиной необходимое направление
обеспечивают втулки. В трехцилиндровых гидравлических прессах средний плун­
жер, как правило, имеет жесткое соединение, а боковые - шарнирное.
3. Соединение плунжеров боковых рабочих цилиндров с подвижной попере­
чиной в крупных гидравлических прессах осуществляется посредством промежу­
точных стержней, называемых пестами. При таком конструктивном решении
продолжительность срока службы направляющих втулок плунжеров и уплотне­
ний возрастает. Однако эта конструкция является более сложной и имеет значи­
тельные габаритные размеры, поэтому ее нельзя применять в гидравлических
прессах с малыми номинальными усилиями.
Для крепления рабочего инструмента или подштамповой плиты подвижная
поперечина содержит Т-образные пазы.
Как и в кривошипных прессах, движение подвижной поперечины (ползуна)
в прессах с рамной станиной осуществляется направляющими, что более жела­
тельно, так как позволяет по мере износа направляющих выбирать зазор.
10.3. Рабочие и возвратные цилиндры
Конструкцию рабочего цилиндра в значительной степени предопределяет
технология его изготовления и расположение на прессе. Форма днищ у литых ци­
линдров преимущественно плоская, а у кованых - скругленная. В настоящее
307
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ
ПРЕССЫ
время разработана технология изготовления кованосварных рабочих цилиндров,
у которых днища приварены электрошлаковой сваркой. Внутренний диаметр ра­
бочего цилиндра на 10... 15 мм больше диаметра плунжера. Для обеспечения на­
правления движения плунжеров (рис. 10.7) в рабочий цилиндр запрессовывают
бронзовые (БрОЦС6-6-3) втулки высотой 3/41/, где J-диаметр плунжера. Шеро­
ховатость внутренней поверхности втулки должна быть Rz = 0,04 мкм, а точность
размеров - соответствовать Н7. В качестве материала для рабочих цилиндров ис­
пользуют высококачественную сталь, содержащую 0,30...0,35 % С, в некоторых
случаях сталь, легированную 1,5 ...2,0 % Ni.
Толщину сферической формы днища рабочего
цилиндра принимают равной 1,5 толщины стенки,
внутренний радиус - приблизительно равным внут­
реннему диаметру d цилиндра, а радиус перехода от
стенки к днищу - 1/4 J. Толщина плоского днища
обычно составляет две толщины стенки с радиусом
перехода, равным 1/8 J. Переходы от стенок к днишу должны быть выполнены плавно, без каких-либо
рисок, чтобы уменьшить концентрацию напряжений.
В верхней и нижней частях цилиндра необходимо
предусмотреть посадочные пояски, диаметр кото­
рых меньше диаметра гнезд поперечин на величину
упругой деформации цилиндра под действием но­
минального давления жидкости. Размеры опорного
фланца определяют из условия, чтобы среднее
давление не превышало 90 МПа. Переход от стен­
ки к фланцу рекомендуют выполнять по радиусу
0,15...0,25 толщины стенки сочетанием окружности
со скосом или параболической формы. Необходимо
избегать появления рисок при обработке.
Рис. 10.7. Крепление рабочего
цилиндра в верхней попере­
чине гидравлического пресса:
а - болтами; б - гайкой
308
Прочность гидравлического цилиндра во мно­
гих случаях определяют форма и качество переход­
ной галтели, соединяющей стенку с фланцем. Разру­
шение рабочего цилиндра происходит в результате
образования усталостных трещин. Эксперименталь­
ные исследования по выявлению оптимальной фор­
мы галтели, проведенные во ВНИИметмаше,
показали, что из двух исследуемых форм - парабо­
лической и сложной (дуга окружности со скосом) в последней коэффициент концентрации напряжений
^а'^^тах/^ имсст наименьшес значение а^=\,19.
Глава
10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
Также установлено, что оптимальной является форма, соответствующая профилю
гидродинамического потока воды.
Крепление рабочего цилиндра в верхней поперечине показано на рис. 10.7,
причем на рис. 10.7, а изображено наиболее рекомендуемое крепление. Количество
крепежных болтов или шпилек рассчитывают исходя из силы тяжести всех под­
вижных частей пресса. Для спуска жидкости из рабочего цилиндра в нижней его
части делают отверстие с пробкой. Плунжер рабочего цилиндра выполняют сплош­
ным или пустотелым. Однако для уменьшения потерь на объемное сжатие жид­
кости в рабочем цилиндре рекомендуют полость плунжера изолировать от рабочей
жидкости, поступающей в цилиндр. Шероховатость боковой поверхности плунжера
должна соответствовать Rz = 0,04 мкм, а точность размеров - соответствовать 7.
Рабочие цилиндры, опирающиеся на днище, отличаются отсутствием флан­
ца и подводом рабочей жидкости со стороны боковой поверхности. Возвратные
и уравновешивающие цилиндры изготовляют коваными (сталь 45) или литыми
(сталь с Оз = 500 МПа).
10.4. Стол
Гидравлические прессы часто оборудуют выдвижными столами для удобства
установки инструмента, подачи заготовок в рабочее пространство и удаления от­
штампованных поковок. Конструктивная схема выдвижного стола показана
на рис. 10.3.
Материалом выдвижных столов служит стальное литье с а^ = 450 МПа. Для
перемещения стола пресса используют электрический или гидравлический при­
вод. В последнем случае стол перемещается с помощью двух гидравлических
цилиндров, расположенных по обе стороны стола. Плунжеры цилиндров соеди­
няются со столом непосредственно или при помощи промежуточного звена.
В первом случае ход плунжера соответствует ходу стола пресса, а во втором выдвижение происходит ступенями. Для полного выдвижения стола плунжер
должен совершить несколько двойных ходов, каждый раз соединяя и разъединяя
стол с выдвижной планкой посредством штыря.
Непосредственное соединение применяют, если стол имеет короткий ход (до
2 м при одностороннем выдвижении). Направляющие при этом устанавливают
в нижней поперечине пресса и регулируют сменными накладками. Для защиты
направляющих от окалины на нижней поперечине имеются щитки, прикреплен­
ные к концам стола и перемещающиеся вместе с ним. Длину хода выбирают в за­
висимости от технологического назначения пресса.
Для крепления рабочего инструмента на выдвижном столе имеются пазы
или конические отверстия. Фиксация стола в рабочем положении обеспечивает­
ся штырем, имеющим механический или гидравлический привод.
Силу, необходимую для перемещения стола, принимают равной (0,5 ...0,6)G,
где G - сила тяжести выдвижного стола, заготовки и рабочего инструмента. Для
309
Раздел 11. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
удаления изделии устанавливают выталкиватель, который располагают на оси
пресса (см. рис. 6.14) или сбоку на расстоянии, равном ходу плунжера цилиндра
выдвижного стола от оси пресса. Для предотвращения попадания грязи и окали­
ны на поверхность плунжера выталкивателя последний рекомендуют делать не­
подвижным, а цилиндр выталкивателя - подвижным. Возвратный ход
выталкивателя осуществляется под действием собственной силы тяжести или с
помощью специальных цилиндров обратного хода.
10.5. Расчет на прочность основных деталей пресса
Расчет цилиндров гидравлического пресса. Напряжения и перемещения
в толстостенных цилиндрах, нагруженных равномерным внутренним и внешним
давлением, определяют по формулам
a J ^ Р^Г^ -Р2Г1 ^ {Рх -Р2У2Г\ .
{rl-rl)r
(10.1)
(10.2)
При наличии продольной силы N
а.
N
(10.3)
^(^2-^l)
а к выражению для радиальных перемещений добав­
ляется слагаемое
Е
Рис. 10.8. Схемы напря­
женного состояния {а) и
нагружения (б)
310
Здесь а^, Ое, о^ - нормальные напряжения соот­
ветственно в перпендикулярной радиусу, меридио­
нальной и перпендикулярной оси площадках цилиндра
(рис. 10.8, а); Г2, rj, г - соответственно наружный,
внутренний и текущий радиус; Pi, Р\ - соответствен­
но внешнее и внутреннее давление; и - радиальное
перемещение произвольной точки трубы; £, Ц - соот­
ветственно модуль упругости и коэффициент Пуас­
сона материала цилиндра.
Цилиндры гидравлических прессов в большинст­
ве случаев являются моноблоками и нагружены толь­
ко внутренним давлением. В зависимости от конструк­
ции напряженное состояние в любой точке цилиндра
Глава
10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
может быть объемным (цилиндры, опирающиеся на фланец) или плоским (ци­
линдры, опирающиеся на днище).
Для определения напряжений в рабочем цилиндре гидравлического пресса
используют формулы (10.1) и (10.3).
В цилиндрах, опирающихся на фланец,
а.
1
2
РГх
Го -г, V
^ J
^.= -Р-Т^
^2 - П
00-4)
а наиболее опасными будут точки, расположенные на внутреннем волокне ци­
линдра при г = г, (рис. 10.8, б).
Согласно теории прочности, эквивалентное напряжение
Оэкв= -^^i02-o,y+(o,-a,f+ia^-o,f<[o],
(10.5)
где [а] - допустимое напряжение.
Принимая в выражении (10.4) г = г^, находят а^, GQ И а/, а затем, подставляя
полученные выражения в формулу (10.5) и решая относительно ^2, получают
^ '
[а]-рл1з
или
(^2 ~ <^1,
(10.6)
м
[а]-р^'
Допустимое напряжение выбирают в зависимости от способа получения ци­
линдра и его материала:
[а] = 80... 100 МПа - для стальных литых цилиндров при/? < 20 МПа;
[а] = 110...150 МПа - для кованых цилиндров из стали, содержащей
0,30...0,35%С;
[а] = 150... 180 МПа - для кованых цилиндров из малолегированной стали,
содержащей l,5...2,0Ni.
Из формулы (10.6) следует, что наружный радиус (диаметр) рабочего ци­
линдра зависит от допускаемого напряжения [а], внутреннего радиуса г^ и вы­
бранного давления р. Внутренний радиус г^ рабочего цилиндра можно опреде­
лить через номинальное усилие Р^^^ и давление жидкости j??.
Согласно выражению (10.6),
^!£!^^]
(10.7)
пр[[а]-р^1з)
311
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Отсюда следует, что при заданном номинальном усилии цилиндра Р^^^ на­
ружный радиус его зависит от соотношения между допустимым напряжением
[а] и выбранным давлением р. Для определения оптимального соотношения меж­
ду [а] и р, при котором размеры цилиндра будут наименьшими, необходимо
найти производную выражения (10.7), например по/?, и приравнять ее нулю. По­
сле преобразований получают
/'=/'опх = ^ - 0 , 2 8 9 [ а ] .
Подставляя р =Рот: ^ формулу (10.7), определяют наименьший наружный ра­
диус цилиндра для заданного номинального усилия Рном,= 1,5^/'ном/МПри выборе давления рабочей жидкости необходимо иметь в виду, что при
приближении р к р^^^, начиная с какого-то давления, незначительное уменьше­
ние размеров цилиндра приводит к резкому увеличению давления. В связи с
этим при проектировании цилиндра давление рабочей жидкости принимают
р ~ (0,70...0,75)/^oj^^. Такое давление называют рациональным:
;.р,„ = (О,2О...О,22)[0],
тогда
Понижение давления рабочей жидкости на 25...30 % по сравнению с опти­
мальным позволяет уменьшить потери энергии, связанные со сжатием жидкос­
ти, и увеличить срок службы уплотнений.
Расчет на прочность станины гидравлического пресса. Расчетную схе­
му выбирают в зависимости от конструкции станины. Все многообразие кон­
структивных решений станин для расчетных целей можно свести к следую­
щим типам:
а) цельнолитые или цельносварные станины одностоечных прессов;
б) стянутые стяжными болтами составные станины одностоечных прессов;
в) станины с подвижной поперечиной четырехколонных прессов;
г) станины рамной конструкции.
С т а н и н ы о д н о с т о е ч н ы х п р е с с о в . В общем случае расчетную схему
одностоечной литой станины пресса можно представить в виде, показанном на
рис. 10.1, а, где участок станины, определяемый углом а, можно рассматривать
как брус большой кривизны, а участок высотой а - как стойку, находящуюся
в условиях растяжения при внецентренном приложении силы.
Распределение напряжений в сечениях бруса большой кривизны при попе­
речном изгибе определяют по формуле
312
г л ава 10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
a = ^—^i^^,
F
(10.8)
Fe{p-\-y)
Здесь N^, М^ - нормальная сила и изгибающий момент, действующие в рассмат­
риваемом сечении бруса, N^ = 2Р„^^ cos а; М^ = PHOMC^I + /2 + 2Г COS а ) ; Р^^^ - но­
минальное усилие одного гидравлического цилиндра; г - радиус кривизны
волокна, проходящего через центр тяжести сечения; у - расстояние от нейтраль­
ного волокна до рассматриваемой точки сечения; Z^, /2 - см. на рис. 10.1; F площадь поперечного сечения станины; е - эксцентриситет (см. рис. 10.1, б);
р - радиус кривизны нейтрального волокна сечения бруса большой кривизны,
rdF
P = WJ.
/
F
^
и - текущий радиус, и = р -^у.
Форму поперечного сечения станины необходимо выбирать такой, чтобы
напряжения в наружном и внутреннем волокнах были одинаковыми. Для этого
центр тяжести сечения должен быть расцоложен ближе к внутреннему волокну,
чем к наружному. Точное его расположение можно найти в каждом конкретном
случае на основании расчетов. Форма сечения, наиболее удовлетворяющая тре­
бованию равнопрочности, показана на рис. 10.1, а.
Распределение напряжений в сечениях, расположенных внутри угла а, вы­
числяют по формуле
^_2Р„,,
F
p^^^(l^+i^+2r)y
I
где / - момент инерции сечения.
При определении напряжений в составных станинах, стянутых стяжными
болтами, необходимо учитывать усилие предварительной затяжки. Чтобы обес­
печить нормальную работу пресса, следует выбрать такое усилие предваритель­
ной затяжки, при котором не раскрывался бы стык между отдельными частями
станины при нагружении пресса силой, равной номинальному усилию.
Для определения напряжений в стяжных болтах и в станине с учетом пред­
варительной затяжки нужно составить уравнение перемещений:
где А/б, А4-Г - деформации соответственно болта и станины от силы предвари­
тельной затяжки; А/^, А/^^ - то же от совместного действия сил предваритель­
ной затяжки и рабочей.
В соответствии с законом Гука эти деформации можно выразить через внут­
ренние силы:
313
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
PJ.
Al,=-j^^;
niEF),
А/' =
NJ,
А / ; = ^ ^
(EF),
Al„=j^^;
(EF),
A^cx
Ply
,
(EF)^
(10.9)
^CT'
(EIJ,
где PQ - сила предварительной затяжки.
Сумма проекций действующих сил
(10.10)
пЩ = Р + М„,
где п - количество стяжных болтов; Р - сила, приложенная к ползуну пресса.
Решая совместно уравнения (10.9) и (10.10), находят
N,=-
о_ =-
Piyh
^'^
^"
(EF)J
ст б
1+n{EF),l„
n{EF),l^
1+(EF) СТ б
(EIJ,
и - + - /.
n{EF),
(EF)^
PiyL
1
1
(ElXr
^б
n{EF),
_j_
Чт
{EF)^[
При определении сил в стяжных болтах необходимо принимать у = ±а
(см. рис. 10.1, б). При определении напряжений в станине ^ изменяется в преде­
лах от +6 до - 6 согласно предыдущим рассуждениям.
Если силу Р прикладывать эксцентрично относительно оси у, как показано
на рис. 10.1, б, то необходимо учитывать изгиб станины относительно оси;;:
А^б=-
Piyh
^'^
(ЕЕ) СТ^б
J
1+n{EF),l„
(EIJc
314
/„
n{EF), - +(EF)^
PexL
(EIJy/CT
L
/„
L
+
n{EF),
(EF)^
г л ава 10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
^'
1+-
Piyh
h
n(EF),
n{EF),l
б ст
(EIJc
iEF)J,
L
(EF),
+
PexL
(Е1Л
у /CT
4
n{EF\
L
+ -(EF),
где ly - момент инерции сечения станины относительно оси у.
Наиболее нагруженным будет болт, для которого у = -а, ах = -а^.
Силу предварительной затяжки болтов определяют из условия, что при у -и X = -Z?! в станине [a^J > 0:
р,
>р
1
n{EF),lб
1+
iEF)„l,
+{EF)у / CT
IbL
СТ
(EIJ.
L
/.
-+
n(EF), - + -(EF),
eb\l.
L
L
n{EF), - + -(EF),
К о л о н н ы е с т а н и н ы г и д р а в л и ч е с к и х п р е с с о в . Чаще всего для оп­
ределения напряжений в колонных станинах гидравлических прессов принима­
ют расчетную схему в виде плоской рамы с приложенной несимметричной
силой относительно вертикальной оси.
При выборе способа воздействия сил на раму необходимо учитывать кон­
структивные особенности пресса: наличие или отсутствие хвостовика или пес­
та у плунжера, размеры зазоров между направляющими втулками подвижной
поперечины и колоннами (рис. 10.9) и др.
Расчетную схему можно представить в виде пространственной рамы
(рис. 10.10) с учетом следующих допущений:
1) жесткость неподвижных поперечин (верхней и нижней) на изгибе велика
по сравнению с жесткостью колонн пресса, что позволяет принимать поперечи­
ны абсолютно жесткими, т. е. {EJ)^^^ == оо;
2) распределенные нагрузки, приложенные к рабочему инструменту в про­
цессе выполнения технологической операции, можно заменить равнодействующей
315
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Рис. 10.9. Варианты приложения силы в
колонной станине в зависимости от зазора
между направляющей втулкой и колонной:
а, б - при минимальном и максимальном откло­
нении по ходовой посадке соответственно; в при чрезмерно большом отклонении
Рис. 10.10. Расчетная схема колонной ста­
нины в виде пространственной рамы
сосредоточенной силой, равной номинальному усилию пресса Р^^^ и приложенной
эксцентрично относительно осей Ох и Оу\
3) подвижная поперечина направляется втулками;
4) колонны жестко закреплены в неподвижных поперечинах, раскрытия стыка
в местах крепления не происходит;
5) напряжения, действующие в колоннах и вызванные приложенными нагруз­
ками, не превышают предела текучести, что позволяет пользоваться принципом
независимости действия сил. Следовательно, расчетную схему можно представить
в виде трех схем, нагруженных соответственно силой Р^^^, изгибающим моментом
Му = Р^^^е^ относительно оси Оу и изгибающим моментом М^^Р^^^е2 относи­
тельно оси Ох.
Согласно схеме, приведенной на рис. 10.10, от действия номинального усилия
Рдо^ в колоннах пресса возникают растягивающие силы N^ = N2 = М^=М4=М=Р^^^ /4
и соответственно напряжения a^^ = a2^=G2^=a^'^=c^= Р^^^/(4F).
316
г л ава 10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
1|
11
т
h
1
к
ll
fe ® щ
2(Н-Ь)
z
N
£HOM£1
4(H-b)
4(H-b)
ш
2(Н-Ь) Н
2(H-b)
Рис. 10.11. Расчетная схема (а) и эпюры изгибающих (б, г, д) и нормальных (в, ё) сил
в станине пресса
Расчетная схема и эпюры единичной и заданных сил показаны на рис. 10.11,
а-г. Для определения сил в колоннах от действия изгибающих моментов необ­
ходимо раскрыть статическую неопределимость уравнения равновесия для рамы.
Для этого составляют каноническое уравнение
Xi5n+5ip-0
где Х^ - неизвестная поперечная сила; 6| j - перемещение от действия силы Х{,Ъ^рперемещение от заданной силы Р.
Перемещения от единичной и заданной сил соответственно определяют по
формулам
6п-
4EI EF
'^
\6Е1
Неизвестную силу Xj находят из решения канонического уравнения:
X,
_Р.о.еЛ^-Ь1Н)1,Р
/, F + 4/
317
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Окончательные эпюры нормальных сил и изгибающих моментов представ­
лены на рис. 10.11, д, е. Рассматривая верхнее и нижнее положения подвижной
поперечины, находят наибольшие значения изгибающих моментов согласно
эпюре на рис. 10.11. Аналогично определяют изгибающий момент и нормальные
силы при действии изгибающего момента относительно оси у.
Суммируя соответственно изгибающие моменты и нормальные силы во всех
трех случаях, находят колонну, в которой действующая нормальная сила и изги­
бающие моменты в верхнем и нижнем сечении наибольшие:
N
'^^e,l,F{l-b/H)
^
Iff+ 41
f
М =
Р
(10.11)
l'F + 4I
2/4
Л
1—
e,l,F{l-b/H)
eth
\{ЦР + 41У
и [l^F (1 + b/H) + 8/]
(l^F + 4iy
+-
(l^F + 4iy
(10.12)
el [l^F (1 + b/H) + 8/]
{llF + 4lf
(10.13)
Напряжения в опасной точке наиболее нагруженной колонны вычисляют по
формуле
a={N/F) + {M/W),
(10.14)
где Доопределяют согласно выражению (10.11), а момент Мвыбирают наиболь­
ший из найденных по формулам (10.12) и (10.13).
Напряжение а < [а], где [а] - допускаемое напряжение для применяемого
материала.
Для обеспечения нормальной работы пресса необходимо исключить возмож­
ность раскрытия стыков между колоннами и неподвижными (верхней и нижней)
поперечинами (см. рис. 10.4). Такое соединение, как указано выше, осуществ­
ляют предварительным натяжением в местах соединений. Сила предварительно­
го натяжения должна превышать номинальное усилие на 10...20 %.
Глава 11 ПРЕССЫ С ВРАЩАЮЩИМСЯ
ИНСТРУМЕНТОМ
11.1. Общие сведения о прессах
с орбитально-вращающимся рабочим инструментом
Если объемную штамповку круглых в плане стальных поковок типа дис­
ков, фланцев со стержнями, гильз и стаканов с относительно тонким дном про318
г л ава 11. Прессы с вращающимся инструментом
водить традиционным способом, то для этого не­
обходимы высокие давления и мощные прессы.
Локализация очага пластической деформации на
части поверхности торца заготовки позволяет
уменьшить их в 10-20 раз. Подобную локализа­
цию в тонком поверхностном слое можно осущест­
вить как показано на рис. 11.1.
Наклонный пуансон 2, закрепленный в раскат­
ной головке (РГ) 7, вращается по орбитальной кру­
говой траектории вокруг вертикальной оси пресса и
локально деформирует круглую в плане заготовку 5,
расположенную в полости матрицы нижнего штам­
па. Для обжима следующего слоя заготовка с ниж­
ним штампом должна быть подана под раскатной
пуансон по стрелке А, либо РГ с пуансоном смеще­
на по направлению к деформируемой заготовке по
стрелке В. Схема этого процесса эквивалентна мно­
гоцикловой разгонке.
Замечено, что при набегании пуансона на вы­ Рис. 11.1. Очаг пластической
ступ следующего слоя металла смазочный мате­ деформации при раскатке на­
риал отжимается по направлению вращения на клонным пуансоном
свободную поверхность. В результате происходит
непрерывное смазывание торца заготовки и стабилизация условий трения.
Наиболее благоприятные условия для осадки способом торцовой раскатки на­
блюдаются при определенных соотношениях раскатываемой поверхности заготов­
ки Fpac, находящейся под воздействием пуансона, ко всей поверхности торца F^p
(см. рис. 11.1). Для холодной объемной штамповки
^ f =^расх/^™р<0,04...0,05;
ДЛЯ горячей объемной штамповки
;i^-0,1...0,2.
Существует геометрическая зависимость между коэффициентом Хр и уг­
лом у наклона оси раскатной головки: чем меньше угол у, тем меньше F. Для
рекомендованных выше значений Хр угол у приемлем в таких пределах:
0...3° - для холодной и 4... 10° - для горячей объемной штамповки. Различие
в значениях Х^ и у объясняется так. В случае холодной штамповки обжатие за
один цикл обкатки уменьшено и дает возможность обеспечить более высокое
качество поверхности штампуемых деталей - до 5-го квалитета при шерохо­
ватости до 0,2 мкм, тогда как при горячей штамповке требования к качеству
319
Раздел 11. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
поковок ниже (12... 14-й квалитет). Поэтому при горя­
чей штамповке можно увеличить обжатие, увеличив
угол у, тем самым повысив производительность. Если
качество поверхности поковки является решающим
фактором, то для прессов горячей объемной штампов­
ки принимают угол у < 4°.
Графическое представление о кинематике движе­
ния РГ с пуансоном дано на рис. 11.2. Как видно,
каждая точка их общей оси ОА совершает орбитальное
круговое движение в плоскости, перпендикулярной
оси пресса 0 0 1 . Совокупность точек оси О А при этом
движении образует коническую поверхность с углом
при вершине 2у. Причем вершина конуса расположена
на оси торца заготовки в точке О. В точке А фиксации
оси раскатанной заготовки на ведущем звене привода,
например водила, радиус крайней верхней орбиты
равен эксцентриситету этой точки относительно оси
Рис. 11.2. Кинематика пресса.
Специальной кинематической цепи для вращения
орбитального вращения
РГ вокруг своей оси не предусмотрено. Это вращение
раскатной головки
происходит автоматически при перекатывании пуансо­
на по металлу заготовки вследствие контактного сцепления, что обеспечивает
равномерный износ пуансона на его рабочей поверхности. Во избежание про­
скальзывания подача S должна быть
где D^o^ - окончательный диаметр торца (дна) поковки.
Рекомендуемые скоростные параметры движения исполнительных органов
прессов с орбитально-вращающейся РГ:
1) частота и угловая скорость орбитального вращения РГ для прессов хо­
лодной и горячей объемной штамповки соответственно п = 90...300 об/мин
ип = 300...900 об/мин; со = тс^ (где п-в мин" );
2) средняя линейная скорость возвратно-поступательного движения ползуна
(траверсы) при допускаемой подаче
В современных прессах принимают, как правило, верхние пределы скорост­
ных параметров.
320
г л ава 11. Прессы с вращающимся инструментом
11.2. Привод раскатной головки
Представленный выше способ движения РГ - относительная неподвиж­
ность вершины пуансона и обегание оси головки вокруг оси пресса по орбите с
эксцентриситетом, достаточным для образования угла у, - определяет устрой­
ство привода. В существующих конструкциях прессов с орбитальновращающейся РГ такое устройство реализуют либо с использованием одного
водила, вращающегося на главном валу, либо двух эксцентричных шайб.
Первый тип привода возможен в двух исполнениях: с постоянным и с ре­
гулируемым углом у.
Схема первого исполнения представлена на рис. 11.3. От электродвигателя
9 вращение посредством клиноременной передачи 8 передается маховику 7,
насаженному на главном валу 4 из высококачественной стали. Вал 4 вращается
в удлиненных подшипниках скольжения 3, установленных сверху и снизу
упорной шайбы 5. К торцу вала крепится водило 70, а к нему с требуемым экс­
центриситетом и, следовательно, определенным углом у - хвостовик-вал 2 ста­
кана 1. В самом стакане на двух подшипни­
ках качения размещен хвостовик-вал РГ,
благодаря чему головка 12 получает воз­
можность вращаться вокруг своей оси, опи­
раясь на подшипник 11. Полусфера головки 12
при рабочем ходе под действием силы, на­
правленной снизу вверх, опирается на сфе­
рический подшипник 77 с антифрикционны­
ми вкладышами, например, из бронзы типа
БрОФН 10-1-1.
Дискретная регулировка угла наклона у к
оси РГ при использовании водила осущест­
вима перестановкой хвостовика 2 стакана 7
(см. рис. 11.3) через определенные угловые
интервалы, например для прессов горячей
объемной штамповки при у= 4, 6, 8 и 10°.
Для этого хвостовик с прямоугольным попе­
речным сечением устанавливают в прорези
водила и крепят к нему стяжным болтом.
Расстояние между отверстиями под болт со­
ответствует эксцентриситету. При конструк­
тивно заданной высоте h^ (см. рис. 11.2)
е = h^tg у.
Иной способ крепления стакана к водилу
показан на рис. 11.4, а, У стакана 2 нет хвос-
Рис. 11.3. Схема крепления стакана
к водилу
321
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
товика-вала, а его торец установлен в глухом отверстии водила 1. Плоскость этого
отверстия, воспринимающая силу от стакана, наклонена к горизонтальной под
углом у, что обеспечивает требуемый угол наклона оси РГ.
Крепление стакана этими способами характеризуется повышенной жест­
костью, что очень важно для прессов по условию точности штамповки.
Крепление стакана, допускающее плавную регулировку угла наклона, пока­
зано на рис. 11.4, б. Для этого вместо соосного торца стакана с отверстием на
водиле торец выполняют в виде эксцентриковой шайбы с диаметром, равным
диаметру глухого отверстия в водиле. Поворачивая эксцентриковую шайбу, из­
меняют эксцентриситет оси стакана и тем самым угол наклона оси РГ. Однако
вследствие нетехнологичности этот способ можно рекомендовать только для
прессов с у<3°. Надежная работа прессов с орбитально-вращающейся РГ во
многом зависит от качества функционирования подшипника 11. Высокие давле­
ния в связи с ограниченностью радиальных размеров головки и относительно
небольшие скорости скольжения не позволяют получить наиболее благопрятный
режим - жидкостное трение, обеспечивающее гидродинамическое «всплытие»
полусферы относительно опоры. Поэтому упомянутый режим создают гидро­
статической подкачкой масла под высоким давлением в разделяющий зазор.
Подшипники выполняют цельными или из четырех-шести секций. В теле под­
шипника предусмотрены накопительные камеры (рис. 11.5), соединенные ка­
навками с напорной магистралью и со сливом. Для предупреждения масляного
слоя от перегрева объем прокачки масла должен быть достаточным.
Согласно схеме, приведенной на рис. 11.3, в приводе не предусмотрены муфта
включения и действующий совместно с ней тормоз. Поэтому маховик, главный вал
Подача
Рис. 11.4. Привод РГ со стаканом без
хвостовика {а) и с укреплением в глу­
хом отверстии водила (б)
322
Рис. 11.5. Сферический подшипник РГ
Глава 11. Прессы с вращающимся инструментом
и раскатная головка вращаются все время пока включен электродвигатель. Для ос­
тановки привода и РГ необходимо выключить электродвигатель и одновременно
тормоз 6 маховика (см. рис. 11.3). Во избежание травматизма из-за работающего в
период холостого хода привода необходимо предусмотреть соответствующие ме­
роприятия по технике безопасности (ограждения и т. п.).
Привод РГ показан на рис. 11.6. Его особенностью является то, что оси вала 17
электродвигателя и вала 6 маховика с встроенной фрикционной муфтой и тормозом
перпендикулярны оси вращения шайб 4 ж 18. Поэтому необходимы преобразова­
тели направления вращения, в данном случае выполненные в виде червячных
15
16
17
Рис. 11.6. Схема привода РГ с использованием эксцентрико­
вых шайб
323
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
передач. Червяк 16 жестко установлен на нижнем горизонтальном валу 6 - валу
маховика, червячное колесо 12 - свободно на вертикальном валу 73. К нижней
стороне колеса прикреплен полый вал 5 наружной эксцентриковой шайбы 4, вра­
щающий ее в горизонтальной плоскости.
Для вращения дополнительного верхнего вала И предназначена коробка ско­
ростей 10, по типу схожая с таковыми у токарных станков и автомобилей. Короб­
ка передач содержит зубчатые шестерни Р, закрепленные наглухо на валу 77 и вруч­
ную смещаемые скользящие 7, расположенные на нижнем валу 6. В зависимости
от сцепленной пары зубчатых шестерен и их передаточного числа изменяется час­
тота вращения верхнего вала 77 и вертикального 13. При передаче через промежу­
точную шестерню 8 оба вала 6 и 11 вращаются в одну сторону. При непосред­
ственном зацеплении ведущей скользящей шестерни с ведомой валы 6 и 11
вращаются в разные стороны.
Червяк 74 и червячное колесо 15 вращают вертикальный вал 13, который
проходит через отверстие в червячном колесе 72 с подшипником до соединения с
внутренней шайбой 18. Внешняя цилиндрическая поверхность наружной шайбы 4
через подшипник качения оперта на корпус 20 пресса. Ее внутренняя цилиндри­
ческая поверхность и внешняя поверхность внутренней шайбы 18 через шарики
образуют также подшипник качения. Хвостовик 3 вала РГ 7 установлен в шарико­
вом подшипнике 7Р и свободно вращается в нем относительно собственной оси.
Проворотом шайб между собой получают плавную регулировку наклона оси РГ.
Вал РГ имеет дополнительную сферическую опору 2 для удержания головки
от сползания вниз из подшипника 19. Сферический подшипник головки уста­
новлен на поперечине 21 пресса.
Сложное кинематическое устройство существенно расширяет технологичес­
кие возможности пресса с таким приводом РГ. Регулирование частотой и на­
правлением вращения, а также эксцентриситетом позволяет обеспечить четыре
вида движения пуансона: круговое, как в приводе на рис. 11.3; линейное по пря­
мой, наклоненной под углом к горизонтальной оси матрицы; спиральное и ле­
пестковое (звездообразное). Первый вид движения применим при изготовлении
круглых симметричных в плане поковок; второй - для штамповки поковок
удлиненной формы; третий - для штамповки поковок, требующих перемещения
металла по радиусу с периодическим воздействием на среднюю часть поковки, и
четвертый - для штамповки поковок с радиальными ребрами (конические зуб­
чатые колеса и т. п.) по кривым с переменным радиусом.
Прессы с подобным приводом РГ изготовляют во многих странах.
11.3. Гидравлический пресс с орбитально-вращающейся
раскатной головкой
Конструктивная схема такого пресса представлена на рис. 11.7. Позицией 5
здесь обозначена верхняя часть станины 10, на которой компонуют привод РГ.
324
г л ава 11. Прессы с вращающимся инструментом
Рис. 11.7. Схема гидравлического пресса с орбитально-вращающейся РГ
Привод может быть выполнен по схемам, представленным на рис. 11.3 и 11.6.
В обоих случаях привод РГ электромеханический маховичный, однако в первом
случае он обладает повышенной жесткостью, а во втором - широкими техноло­
гическими возможностями.
Главным исполнительным органом пресса является плунжер 5, размещен­
ный в гидравлическом цилиндре 77. На плите верхнего торца плунжера установ­
лена матрица 2.
Как известно, в кривошипном прессе крайнее верхнее и крайнее нижнее по­
ложения (соответственно КВП и КНП) автоматически предопределены движени­
ем кривошипно-ползунного механизма. В гидравлическом прессе необходимо
ограничение движения плунжера для достижения предписанных КВП и КНП. Их
роль выполняют при ходе вверх размерное кольцо 5, вниз - дно цилиндра. Кольцо 3
325
Раздел
IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
крепят к поперечине 4 пресса (позиция 21 на
рис. 11.6). Точность штамповки по высоте пол­
ностью зависит от размерной точности кольца 3
и его установки на поперечине. Важно и то, что
оно прикрывает движущуюся РГ 6.
Плунжер под действием рабочей жидкос­
ти высокого давления, поступающей в полость
А цилиндра, достигает КВП и упирается в
размерное кольцо. На циклограмме (рис. 11.8)
этому моменту соответствует точка а. В это
Рис. 11.8. Циклограмма работы время матрица с поковкой неподвижна, полосгидравлического пресса:
ти В и С соединены со сливной магистралью,
7 - график движения РГ; 2 - то же а РГ б продолжаст вращаться и пуансон 7,
плунжера; 3-то же толкателя
обкатывая торец ПОКОВКИ, улучшает качество
ее поверхности.
В точке b на циклограмме полость А соединяется со сливом, а в полости В и
надпоршневую через С поступает жидкость высокого давления, которая давит на
кольцевую площадь. Плунжер тотчас идет вниз, но поршень 12 удерживается до
тех пор, пока полость С не будет соединена со сливом и не откроется доступ жид­
кости в под поршневое пространство. Поршень и его шток-толкатель 1 начинают
двигаться вверх. Одновременно возрастает сила, действующая на дно цилиндри­
ческой поверхности плунжера, которая ускоряет его движение вниз до КПП.
По окончании холостого пробега толкатель 1 достигает нижнего торца вы­
талкивателя 9 и извлекает поковку из полости матрицы 2. После упора выталки­
вателя в бурт матрицы толкатель останавливается в точке, соответствующей с^
(см. рис. 11.8). Во время выстоя толкателя под действием жидкости высокого
давления (полость В) поковка удаляется из межштампового пространства. В мо­
мент времени, соответствующий точке d^, полость С соединяется с напорной
магистралью, а А - со сливом: поршень и толкатель движутся вниз до КПП тол­
кателя (точка е^ на циклограмме).
После этого срабатывает реле времени, соединяя полость А с жидкостью
высокого давления. Выстаивание плунжера в КИП прекращается, и он уско­
ренно поднимается вверх. По физико-механическим причинам деформирова­
ние поковки должно совершаться с пониженной скоростью. Вновь срабатывает
реле времени и в напорной магистрали уменьшается подача жидкости высоко­
го давления на период движения плунжера от точки е до а на циклограмме.
Поршень, опущенный на дно цилиндра, выстаивает в КПП толкателя в тече­
ние времени е^-а^- Ь^.
Согласно циклограмме (см. рис. 11.8), РГ не перемещается по высоте пресса,
а лишь совершает орбитальное вращение в течение всего технологического цикла.
Если, как в приводе РГ на рис. 11.6, ее вращением можно управлять, то при вы326
г л ава 11. Прессы с вращающимся инструментом
ключении муфты в точке b (см. рис. 11.8) вращение РГ прекращается, а после
включения ее с опережением по времени точки е вновь начинает вращаться.
Заводы-изготовители применяют гидравлические приводы различных кон­
струкций. Обязательным условием является соблюдение порядка движения ис­
полнительных органов в последовательности, показанной на рис. 11.8. Иногда
конструкторы изменяют значения некоторых параметров, достигая положитель­
ного эффекта. Например, у прессов фирмы «Массей» выше скорость холостого
хода плунжера, что позволяет повысить производительность. Размеры поковок,
изготовленные на прессах ВНИИТмаша, больше, но при этом возрастает мощ­
ность привода. У прессов фирмы «Шмид» меньше угол у, а значит, лучше качест­
во поверхности поковок, меньше мощность привода, но больше продолжитель­
ность технологического цикла. Сравнительная характеристика гидравлических
приводов различных конструкций приведена ниже:
Номинальное усилие, МН
Диаметр поковки, мм
Ход плунжера, мм
Угол у, град
Частота вращения РГ, об/мин
Скорость приближения плунжера, мм/с . . . .
Скорость рабочего хода, мм/с
Суммарная мощность привода, кВт
Производительность, шт./мин
«Массей»
2
150
310
0-3
900
300
75
109
12
«Шмид» ВНИИТмаш
2
2
180
220
200
250
0-2
0-3
340
900
125
100
26
49
67
175
8
8
11.4. Прессы с соосно-вращающимся штамподержателем
Кривошипный пресс вертикальпого типа. Стол станины этого пресса
(рис. 11.9) с установленным нижним штампом неподвижный. Верхний штамп
размещен в штамподержателе и вместе с ним вращается вокруг своей оси, сов­
падающей с осью пресса, т. е. они соосны.
Привод пресса электромеханический маховичный с управляемой муфтой
включения и тормозом, выполненный по типу одноступенчатого привода
(см. рис. 5.4, а). При включении муфты начинают вращение главный вал 6 и его
кривошипы, устроенные в виде центрального 5 и двух боковых 7 эксцентриков.
Назначение центрального - возвратно-поступательное перемещение штамподержателя 7, боковых - такое же движение дополнительного ползуна 2. Глав­
ный вал не коленчатый, а эксцентриковый для обеспечения его жесткости и
повышения точности штампуемых поковок. Для вращательного движения
штамподержателя предназначена винтовая пара: гайка, встроенная в ползун 2,
и винт 3, сочлененный с главным шатуном 4. Винт имеет трех- или четырехзаходную несамотормозящуюся резьбу с углом подъема 10°.
327
Раздел
II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Винт
Гайка
Рис. 11.9. Кривошипный пресс с вращающимся штамподержателем
Согласно приведенной на рис. 11.9 схеме, раскручивание штамподержателя
может происходить только в случае, если ползун с гайкой опережают движение
винта. Следовательно, линейная скорость ползуна с гайкой v^^ должна быть больше,
чем с винтом Vg^^^. Поскольку все три кривошипа-эксцентрика размещены на общем
главном валу и вращаются с единой угловой скоростью, то условие v^,,^ > Vg^^^ может
быть достигнуто сдвигом положения боковых ползунов на угол (3.
Обозначим угловое отклонение центрального кривошипа от КПП через а,
а боковых кривошипов - через aj = а + р. При угловой скорости главного вала
COQ, радиусе кривошипов R, отношениях X^^=R/L^^ и ^вин " ^/^вин' тае L^ и 1^^^ соответственно длины главного и боковых шатунов, получаем
f
Х
^
^
^
2
у
^вин""^о^ sina + —^^sin2a ;
V
2
j
f
v^j^^cOoi? sinaj +—^sin2ai
V
328
Глава
11. Прессы с вращающимся инструментом
Можно принять, что ?1вин ~ ^гк ^ ^ ^ 0?140...0Д75. Для выполнения условия
раскручивания скорость ползуна с гайкой относительно ползуна с винтом долж­
на быть подчинена условию
VBHH >
СОоЛ
0;
(sinaj -sina)+—(sin2ai -sin2a) >0.
Примерно от угла поворота центрального кривошипа а > 70° относительная
скорость Vj,^_gj^H возрастает от очень небольшого значения до наибольшего к кон­
цу рабочего хода в КИП при а = 0. Тогда получаем
COoi?
sinB +—sin2B
2
На рис. 11.10 видно, что с увеличением угла сдвига (3 значительно возраста­
ет V
^
гк-вин
Из теории резьбовых соединений известно, что при заданном шаге резьбы /г,
угловая скорость ползуна с винтом
Очевидно, что скорость сОвин достигает наибольшего значения также в кон­
це хода.
При конструировании пресса необходимо знать не общую зависимость
^гк-вин =/(Р)' ^ вполне определенную величину, при которой достигнуты наи­
лучшие результаты по заполнению полостей штам­
па и параметрам процесса.
•^гк-вин
При использовании данной конструктивно-ки­
щК
нематической схемы локализация очага деформации
0,8 отсутствует. Тем не менее получен положительный
эффект в результате использования комбинирован­
0,6 ного силового нагружения: сжатия действием осевой
/
0,4
силы и тангенциального сдвига при приложении ак­
тивного момента трения по торцу обрабатываемого
0,2
металла. Благоприятная силовая схема, снижая де­
формирующую силу в 3-4 раза, резко уменьшает
15 30 45 60 р°
0
истирание штампа и позволяет более широко приме­
нять неполную горячую штамповку без снижения Рис. 11.10. Изменение отностойкости рабочего инструмента.
сительной скорости vl^_^^^
Такая схема реализована в КГШП с вращаю- с изменением угла сдвига р
щимся инструментом номинальным усилием 10 МП. кривошипов
329
Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Рис. 11.11. Гидравлический пресс с вращающимся
штамподержателем
Этот пресс обладает важным достоинством - единым приводом обоих ис­
полнительных механизмов, но в этом заключается и его недостаток - невоз­
можность увеличения угла поворота штампо держателя. Эксперименты между
тем показали, что наилучшее заполнение полостей штампов происходит при
многооборотном вращении штамподержателя, когда углы поворота верхнего
штампа больше 360°. Это можно реализовать только при независимых приводах
исполнительных механизмов. Конструктивно подобное решение было воплоще­
но в схеме гидравлического пресса вертикального типа с нижним ползуном и
верхним штамподержателем.
Гидравлический пресс вертикального типа (рис. 11.11). Ползун 6 в нем
размещен на торце плунжера-штока 5 и движется по направляющим планкам 7
стоек 18 станины. В столе 2 (нижней поперечине) установлен рабочий цилиндр 4,
в котором перемещается упомянутый плунжер с поршнем 3. В отверстии верх330
Глава
11. Прессы с вращающимся инструментом
ней поперечины 9 закреплена букса 10, фиксирующая неподвижное положение
штамподержателя 8 по высоте пресса.
В редукторе 12 сверху поперечины размещено зубчатое колесо 14 с боль­
шим моментом инерции, насаженное на вал-хвостовик штамподержателя. Шес­
терни 75, вращающие колесо, приводятся в движение гидромоторами 13: в за­
висимости от мощности пресса их может быть от двух до четырех. Поскольку на
штамподержатель действует сила снизу вверх, то он оперт на упорный подшип­
ник и скольжения или качения. Осевая точность вращения штамподержателя
обеспечена подшипником скольжения, установленном в буксе.
Гидропривод пресса работает так. При нажатии на кнопку «Пуск» сраба­
тывает электромагнит трехпозиционного распределителя 19. Его золотник,
поднимаясь, соединяет полость А цилиндра с напорной магистралью, а надпоршневую полость В -со сливом. Под действием рабочей жидкости высокого
давления поршень 3 идет вверх, толкая плунжер 5 и ползун 6. Заготовка, уста­
новленная в нижнем штампе, при подъеме доходит до верхнего, укрепленного
в штамподержателе 8. Происходит ее осадка. С ростом сопротивления осадке
повышается давление жидкости в полости А. При достижении заданного дав­
ления электроконтактный управляемый датчик 1 посылает команду двухпозиционному распределителю 17. Золотник переходит вправо и соединяет на­
порную магистраль с гидромоторами 13. Их вращение через шестерни 15
передается зубчатому колесу 14, а от него - штамподержателю 8. Суммарный
крутящий момент гидромоторов достигает значения, достаточного для преодо­
ления сопротивления момента трения в контакте поверхностей штамп - заго­
товка. Немедленно возникают тангенциальные сдвиги в толще обрабатывае­
мого металла и нормальное сопротивление деформированию при ходе ползуна
вверх падает. Начинается циклическая стадия процесса: за снижением нор­
мального сопротивления следует ускорение врашения штамподержателя, воз­
растают тангенциальные сдвиги, но тогда вновь повышается нормальное со­
противление осадке. Исследователи усматривают в этом авторегулирование
силового режима.
Установленный в напорной магистрали дроссель 16 предназначен для ре­
гулирования объемов рабочей жидкости, поступающей в гидромоторы. Как
только штамп будет заполнен металлом, последует резкое повышение давле­
ния в полости А. Датчик 7, переориентированный датчиком хода на повышен­
ное давление, дает команду распределителю 19 на опускание золотника:
полость А соединяется со сливом, а 5 - с напорной магистралью. Ползун 6
движется вниз до остановки в КПП. Распределителем 7 7 гидромоторы отклю­
чаются от подачи жидкости высокого давления, штамподержатель перестает
вращаться. Машинный цикл закончен. После удаления отштампованной по­
ковки из межштампового пространства и закладки новой заготовки цикл рабо­
ты пресса повторяется.
331
Раздел III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
Глава 12. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
О ВИНТОВЫХ ПРЕССАХ
12.1. Принцип действия и классификация
Современные винтовые прессы, не говоря о самых ранних конструкциях,
обладают небольшой линейной скоростью ползуна в начале рабочего хода. Этот
факт явился причиной, обусловившей отнесение их к машинам квазистатическо­
го действия, т. е. к прессам. Еще один отличительный признак, сближающий
винтовые машины с кривошипными и гидравлическими прессами, - замкнутая
силовая конструкция станины и главного исполнительного механизма.
Некоторые инженеры усматривают в фактах полного расходования кинетичес­
кой энергии, аккумулированной в маховике, его остановке и отсутствии связи
между ним и двигателем в период рабочего хода признаки машины ударного
действия. По этой причине рабочий ход винтового пресса принято называть
ударом. Но из-за увеличенной длительности рабочего хода динамическое воз­
действие винтового пресса на фундамент более схоже с таковым у кривошипно­
го пресса. Поэтому нет необходимости в такой характерной детали обычного
молота, как шабот, или во встречном движении соударяющихся масс, как у бесшаботных или высокоскоростных молотов.
Главный признак конструктивного устройства, определяющий схему глав­
ного исполнительного механизма винтового пресса, - способ крепления гайки
винтовой пары (в ползуне, маховике или станине). В прессах с исполнительным
механизмом по схеме Ml (рис. 12.1, а) гайка, установленная в ползуне без проворота, навинчивается на вращающийся винт (шпиндель) или свинчивается
с него - происходит возвратно-поступательное прямолинейное перемещение
ползуна. В прессах с механизмом по схеме М2 (рис. 12.1, б) гайка установлена
в маховике, размещенном на упорных подшипниках между верхней и промежу332
Глава 12. Общие сведения о винтовых прессах
М2
мз
I
I
I
Рис. 12.1. Схемы главного исполнительного механизма вин­
тового пресса
точной траверсами станины пресса. При вращении маховика с гайкой винт
ввинчивается или вывинчивается из нее. В результате происходит необходимое
перемещение ползуна с закрепленным на нем винтом. Наконец, в прессах с ме­
ханизмом по схеме МЗ (рис. 12.1, в) гайка установлена неподвижно в верхней
траверсе станины пресса, а винт, вращающийся вместе с маховиком, ввинчива­
ясь или вывинчиваясь из нее, перемещает ползун.
Привод главного исполнительного механизма винтовых прессов может быть
механическим, гидравлическим или электрическим.
В механическом приводе крутящий момент подается на маховик при помо­
щи дисковой конической - тип П1 (рис. 12.2, а), дисковой цилиндрической - тип
П2 (рис. 12.2, б) или роликовой - тип ПЗ (рис. 12.2, в) фрикционных передач.
Прессы с таким приводом называют винтовыми фрикционными.
В гидравлическом приводе движущей является равнодействующая давления
жидкости в цилиндре, воздействующая на маховик с зубчатым ободом через
рейку, соединенную со штоком - тип П4 (рис. 12.2, г), на винт через шток - тип
П5 (рис. 12.2, д) или на ползун через штоки - тип П6 (рис. 12.2, е). Прессы с та­
ким приводом называют гидровинтовыми.
В электрическом приводе электродинамический момент статора, размещен­
ного в корпусе станины, воздействует на маховик (ротор) - тип П7 (рис. 12.2, эю).
Прессы с таким приводом называют электровинтовыми.
В практике применяют сочленения приводов различных типов (П1-П7)
с разными схемами главных исполнительных механизмов (М1-МЗ), например:
винтовые фрикционные прессы - П1М1; П1М2; П2МЗ; ПЗМ1; ПЗМ2; гидровин­
товые - П4М1; П4М2; П5М2; П5МЗ; П6М2; П6МЗ; электровинтовые - П7М1;
П7М2; П7МЗ.
333
Раздел
III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
Винтовые прессы конструктивно подразделяют по следующим признакам:
расположению оси движения ползуна - вертикальные и горизонтальные;
расположению привода - прессы с верхним и нижним приводом;
числу точек подвески - одно- и двухвинтовые прессы.
Винтовые прессы по технологическому назначению являются универсаль­
ными машинами. Их применяют для выполнения различных операций холодной
и горячей объемной штамповки, в производстве крупных метизов, а также для
брикетирования металлической стружки и прессования металлопорошков.
12.2. Определение силовых параметров пресса
в связи с двойственным принципом действия винтового пресса необходимо
задать его основные параметры. С одной стороны, в качестве машины, кинети­
ческая энергия подвижных частей которой полностью расходуется в процессе
удара - рабочего хода, - пресс должен характеризоваться эффективной энерги­
ей. Этот параметр абсолютный, он зависит только от массы (момента инерции) и
квадрата скорости подвижных частей (как у молотов). С другой стороны, как
^
П2
пз
X
^
cF>
h (h
<—•--
\ \
А—>--\
П4
"
^
П5
X
h^^—^
. 1 1 ^
П(
—'
'— —'\—4-
1I
П7
сЪ
Рис. 12.2. Схемы привода винтового пресса:
а-в- механический; г-е- гидравлический; сие - электрический
334
I
г л ава 12, Общие сведения о винтовых прессах
машина с замкнутой силовой схемой конструкции,
пресс должен характеризоваться силой Р^ на пол­
зуне. Сила на ползуне пресса не является абсолют­
ным параметром, а зависит от конструкции пресса
и, что самое главное, от характера технологическо­
го процесса. Дело в том, что энергия (работа) L^,
затрачиваемая на совершение рабочего хода, - ин­
тегральная двумерная величина:
"р.х
= \PDdS,
PD{ \
-Ч^тах
Д*тах
•*
*•
S'
Рт ^ /
P"DI
W/
-//
У
1
5"
1
J
1
где S - ход ползуна.
О
S
Поэтому расходу одной и той же по величине
энергии могут соответствовать: увеличенный рабо­ Рис. 12.3. Изменение дефор­
чий ход 5"^ (рис. 12.3) при деформировании метал­ мирующей силы в процессе
ла и уменьшенное значение силы Р^ или умень­ рабочего хода винтового прес­
шенное значение рабочего хода S' и увеличенное са при заданной эффективной
значение силы Р^. Кривая 1 соответствует «мяг­ энергии
кому» технологическому процессу, например горя­
чей объемной штамповке без элементов выдавливания; кривая 2 - «жесткому»
процессу, например калибровке или чеканке. Наконец, жесткий удар штампа по
штампу (кривая 3) приведет к максимальной силе PD^S^X на ползуне при минималь­
ном рабочем ходе, равном упругой деформации A/max деталей пресса.
Можно установить зависимость между максимальной силой /^£>тах и эффек­
тивной энергией L^ жесткого удара. Примем, что график жесткости Р^ =/(А/)
является линейным. Тогда работу упругой деформации пресса можно опреде­
лить как площадь под графиком Р^ ==/(А/) и одновременно через механический
КПД винтового пресса (обычно Г!^^,, = 0,8...0,85):
А упр
' ^^max^D
max / ^
^D max / ^ ^
Л мех^э
где A/j^ax ~ максимальная упругая деформация пресса; с - коэффициент жесткости.
Следовательно,
^D max ~ л/ - ^ ^ м е х ^ э *
Силу Ротах^ ХОТЯ И опрсдсляют непосрсдственно через независимый пара­
метр L3, в стандарты на винтовые прессы не вносят. Она должна быть ограниче­
на, чтобы не разрушить детали пресса, в частности тяговые предохранители.
В качестве ограничения введена допустимая сила на ползуне пресса
где A2i - коэффициент запаса прочности, обычно п^ = \,15... 1,25.
335
Раздел III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
В стандартах на винтовые прессы в качестве главного размерного параметра
принимают номинальное усилие /^ном? связывая его через нормируемый коэффи­
циент запаса прочности П2= 1,6 с допустимой силой:
Расчетное значение Р^^^ округляют до значений, предусмотренных рядом
R 5 предпочтительных чисел от 400 кН до 100 МН.
Глава 13. ВИНТОВЫЕ ФРИКЦИОННЫЕ ПРЕССЫ
13.1. Двухдисковые прессы
Двухдисковые прессы вследствие простоты устройства и эксплуатации на­
шли более широкое применение в промышленности по сравнению с другими
типами винтовых фрикционных прессов. Они относятся к прессам типа П2, вы­
полнены по схеме МЗ и представляют собой вертикальные машины закрытого
типа с открытым верхним приводом (рис. 13.1).
Литая станина состоит из двух частей: основания (стола) с боковыми стой­
ками 76 и верхней траверсы 77. Замкнутость рамы станины и ее жесткость обес­
печиваются стяжкой двумя болтами 12. К траверсе прикреплены два крон­
штейна 9 под опоры приводного вала 7. Ведущая гайка 10 винтовой пары
установлена на прессовой посадке и законтрена специальными клиньями в от­
верстии по центру траверсы. Гайки выполняют из бронзы БрАЖ 9-4, антифрик­
ционного чугуна или биметаллическими.
Узел привода пресса включает индивидуальный электродвигатель 2, клиноременную передачу 3 и приводной вал 7 со шкивом 4 и двумя плоскими дис­
ками 5 W 8. Положение дисков на валу регулируют установочными гайками.
Опоры вала - роликовые подшипники.
Главный исполнительный механизм пресса содержит маховик 6, винт 7
и ползун 15. Маховик изготовлен из стального литья. На внешней цилиндричес­
кой поверхности маховика укреплена лента из ферродо или колодки из других
фрикционных материалов. Ступица маховика соединена с винтом тремя цилинд­
рическими шпонками, выполняющими одновременно роль предохранителей
от перегрузки.
Заготовки для винтов отковывают из стали 40ХН или 40ХНМА с после­
дующей термообработкой на твердость 235...274 НВ. Резьба на винте несамотормозящая с углом подъема а == 13... 17° и тремя-четырьмя заходами. В нижней
части винта установлен колодочный тормоз 14 для остановки механизма.
Ползун пресса - коробчатого типа с литым корпусом. Нижняя опора пяты вин­
та плоская и сменная, верхняя выполнена в виде упорного шарикового подшипника.
336
Глава
13. Винтовые фрикционные прессы
Рис. 13.1. Вертикальный двухдисковый пресс
337
Раздел IIL ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
Пресс оснащен нижним выталкивателем 7 7 механического типа: поперечина
выталкивателя связана тягами с ползуном, и при его подъеме осуществляется
цикл выталкивания отштампованного изделия. По требованию заказчика заводизготовитель может установить на прессе верхний планочный выталкиватель
в ползуне и прижимную подушку в столе пресса.
Смазка пресса осуществляется централизованно от ручной маслостанции 18
и индивидуально масленками. Гайку шпинделя смазывают через специальную
масленку в траверсе пресса. Пята винта в ползуне работает с полным погруже­
нием в масляную ванну.
Управление двухдисковыми прессами может быть механическим (рычажным),
электрогидравлическим, гидромеханическим или пневмомеханическим, допус­
кающим работу одиночными и непрерывными последовательными ходами.
Электрогидравлическое управление осуществляется следующим образом
(рис. 13.2). К правому концу приводного вала 20 присоединен через упорный ша­
риковый подшипник поршень 18 гидроцилиндра 17 переключения ходов. Движе­
нием поршня управляет трехпозиционный золотник 5. Лопастной насос 2 с инди-
Рис. 13.2. Схема электрогидравлического управления двухдисковым прессом
338
Глава
13. Винтовые фрикционные прессы
видуальным электродвигателем подает жидкость высокого давления в левую или
правую полости цилиндра 17. Попеременное движение поршня обеспечивает под­
вод к маховику 21 то левого 22, то правого 19 приводных дисков. Поэтому винт 23
то ввинчивается в гайку 12 - ход ползуна 32 вниз, то вывинчивается из нее - ход
ползуна вверх.
При включенном главном электродвигателе, но ненажатых кнопках «Пуск»
поршень 18 цилиндра 17 под действием пружины 16 занимает среднее положение,
такое же положение занимает и золотник 5. Обе полости цилиндра 17 при этом со­
единены со сливным баком 1. На схеме видно, что в этом случае на слив работает и
насос 2, поэтому давления жидкости в рабочей полости тормозного цилиндра 27 нет
и поршень 25 отжат пружиной 24 в крайнее левое положение. При этом рычаг 28
отклонен влево и прижимает тормозные колодки 30 к барабану 31, закрепленному
на винте 2i; последний оказывается заторможенным, чтобы удерживать ползун не­
подвижным в крайнем верхнем положении, как показано на рис. 13.2.
При нажатии кнопки «Пуск» золотник 5 под действием своего левого элект­
ромагнита смещается вправо и соединяет левую полость цилиндра / 7 с насосом,
а правую - со сливным баком. Под давлением рабочей жидкости поршень 18,
сжимая пружину 16, смещается вправо и прижимает с заданной силой левый
диск 22 к маховику 21, Для начала движения ползуна 32 вниз должен быть от­
ключен тормоз - это происходит в результате одновременного поступления
жидкости высокого давления в рабочую полость цилиндра 27, смещения его
поршня 25 вправо и отвода тормозных колодок 30 от барабана 31.
При некотором недоходе до крайнего нижнего положения кулачная планка 7,
укрепленная на ползуне, нажимает на конечный выключатель (KB) 4 и выклю­
чает левый электромагнит золотника 5: последний под действием собственной
пружины возвращается в среднее положение, переключая обе полости цилиндра 17
на слив. Освобожденная пружина 16 также возвращает поршень 18 в среднее
положение. Приводной вал устанавливается так, что диски не касаются махови­
ка. Главный исполнительный механизм продолжает движение по инерции за
счет накопленной кинетической энергии. Давление в рабочей полости цилиндра 27
падает, но тормоз не включается, так как при ходе ползуна вниз ролик 26 на ле­
вом штоке поршня 25 набегает на кулачную планку 29, что и удерживает тор­
мозные колодки отжатыми.
Затем следует удар. В этот момент кулачная планка 6 нажимает на KB 3,
включающий правый электромагнит золотника 5. Последний смещается влево,
соединяя правую полость цилиндра 77 с насосом, а левую - со сливным баком.
В результате к маховику подводится правый диск 19 и происходит ход вверх.
Тормоз при этом выключен, так как жидкость высокого давления поступает
в рабочую полость цилиндра 27. При подходе ползуна к КВП кулачная планка 10
нажимает на KB 8, отключая правый электромагнит золотника 5. В результате
сам золотник и поршень 18 цилиндра 77 занимают среднее положение, отводя
диски от маховика. Маховик продолжает вращаться, а ползун двигается вверх по
339
Раздел
III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
инерции. Однако одновременно при сбросе давления в рабочей полости цилинд­
ра 27 пружина 24 включает тормоз: запас кинетической энергии быстро погаша­
ется и ползун останавливается в КВП.
Если положение кулачной планки 10 должным образом не отрегулировано
и выключение привода запаздывает, то избыток кинетической энергии погаша­
ется при ударе ползуна по резиновым амортизаторам 13 (см. рис. 13.1).
Для поддержания давления в гидросистеме предназначены предохранитель­
ные клапаны 13 и 14 с переливными золотниками (см. рис. 13.2). Как только
давление в напорной магистрали левой полости цилиндра / 7 превысит установ­
ленное значение, срабатывает клапан 13 и избыток жидкости переливается в слив­
ной бак. Давление в напорной магистрали правой полости цилиндра 17 регули­
рует клапан 14. Правильность регулировки давления в напорных магистралях
контролируется манометром 75.
Перед самой остановкой ползуна в КВП кулачная планка 11 нажимает на KB 9,
который подготавливает схему управления к следующему ходу ползуна.
В аварийных случаях (отключение электроэнергии, поломка гидросистемы),
когда исчезает давление жидкости, ведущие диски автоматически (под действи­
ем пружины 16) отводятся от маховика, винт (действием пружины 24) заторма­
живается и ползун останавливается в любом положении.
Основные параметры и размеры винтовых фрикционных прессов с Р^^^ =
= 400 кН... 100 МП регламентирует ГОСТ 713. В качестве основного параметра
также принимают эффективную энергию L^ подвижных частей пресса в конце
рабочего хода, равную 1,25...5000 кДж для прессов с нормальным числом ходов
ползуна в минуту {п = 5 ...36) и в 1,5... 1,6 раза меньше - для прессов с увеличен­
ным числом ходов (п = 8...42).
Выполнение технологических операций с малым рабочим ходом, например
чеканки, калибровки и т. п., на прессах с нормальным числом ходов допускается
только при уменьшенном не менее чем вдвое ходе ползуна.
13.2. Динамический расчет двухдискового пресса
При винтовом движении обода маховика поступательное S и угловое ф пе­
ремещения его точек подчинены следующему соотношению:
S = /гф/27С, или dS = (/г/2тс) ^ф,
где h - шаг резьбы винта.
Скоростные характеристики движения: (х) = пп/30 - угловая скорость махо­
вика, рад/мин; п - частота вращения маховика, мин" ; v^^^ = (oR^^ - окружная
скорость точек обода на радиусе R^^; v = ho)/2n - скорость поступательного дви­
жения тех же точек.
340
Глава
13. Винтовые фрикционные прессы
Ход ползуна вниз. Движение рабочих частей пресса
вниз совершается под действием двух внешних сил. Это,
прежде всего, активная сила сцепления /^сц.н? создающая
крутящий момент на маховике M^^ = /^сц.н^мах (рис. 13.3).
Модуль силы Р^,ц н определяется силой Р^^ нажатия ве­
дущего диска на маховик и условиями трения между
ними, а направление совпадает с вектором относитель­
ной скорости проскальзывания диска по маховику. Сле­
довательно,
Сила тяжести G рабочих частей пресса создает до­
полнительный крутящий момент MQ, определяемый из
баланса работ:
^\<ьрщ
GdS = MQ d(p; М^ = Gh/ln.
Рис. 13.3. Схема сил,
действующих в передаточном механизме
маховик - ползун, при
ходе вниз
Элементарная работа суммарного активного момента
dA = (M^^ + M^)d(?=^iiiP,^R,^
+ Gh/2n)d((>
(13.1)
расходуется на создание кинетической энергии dL^ и на преодоление сил трения
dA^p в сочленениях механизма:
dA = dL^ + dA тр(13.2)
Элементарная кинетическая энергия системы
f
V
2
,^2\
^СО
у
,2 Л
dL^ = d т— + J— = d\ J + т47с'
2
2
Л
со
где т - масса подвижных частей главного исполнительного механизма; J - сум­
марный момент инерции маховика и винта.
Учитывая уравнения (13.1), (13.2) и то, что di^ = o^dt, получаем
(Mj^+M(.)co = co J-^m
h2
471'
Л
Jco
dt
+
dAтр
dt
(13.3)
Элементарная работа сил трения при повороте маховика на угол ^ф
h
dA,p = Z | ^' Qi^'i " ^ ^ ' • ^ ' • ^ 1 ' ^ ^ '
(13.4)
где |Li^ - коэффициент трения в /-й паре; Q^ - реакция на контактной поверхности
/-Й пары; г^ - радиус подшипника в /-й паре; 7V^ - нормальная сила в направляю­
щих /-Й пары.
341
Раздел IIL ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
Работа сил трения складывается из затрат энергии на относительное про­
скальзывание маховика по диску, по боковой цилиндрической и опорной по­
верхностям в резьбовом соединении винта с гайкой, в подпятнике винта в на­
правляющих ползуна.
Указанные потери постоянны на протяжении всего хода вниз (вверх). Сле­
довательно, выражение в круглых скобках под знаком суммы в (13.4) является
постоянным по величине суммарным моментом трения М^р „. Поэтому работа
сил трения за угловое перемещение ф при ходе ползуна вниз Н^ до удара
A^,,= M^,,2nHjh,
(13.5)
где Н^ - ход ползуна пресса вниз до начала рабочего хода.
Тогда из выражений (13.3) и (13.5) следует, что
2 Л
J +т
^
4п\
= М„ + М^-М,р.„=М„р.„,
(13.6)
т. е. движение механизма совершается под действием приведенного к винту мо­
мента М^р н, величина которого для данного механизма зависит только от силы
нажатия P^^^ диска на маховик.
Угловое ускорение маховика при ходе вниз
е=^ =
""Т;
. ^
dt
J + mhy(4n^)
т. е. движение равноускоренное.
Интегрируя (13.7) при начальном условии: / = О, со = О, получаем
со=
М
(13.7)
^^^^—t.
J + ~mh'l{A%')
Окружная скорость маховика
•^о.мах
^^
мах
^
^пон
т 2 I/ л
2\
мах^ *
J + mh /{An )
Скорость поступательного движения ползуна вниз
h
hM
v = co—=—р
f-^t.
(13.8)
2n
2я[У + т/г7(47г')]
Интегрируя (13.8) при начальном условии: / = О 5'= О, определяем ход пол­
зуна
S=
342
г ^^Т/
2 1^"47l[j +т/г 7(471^ )J
(^^-^^
г л ава 13. Винтовые фрикционные прессы
Уравнение (13.9) позволяет выразить окруж­
ную скорость маховика в функции хода ползуна: voi
5.
(13.10)
Окружная скорость в точке контакта ве­
дущего диска с маховиком
(13.11)
('-0+^),
где Гц-радиус точки контакта в начале хода вниз,
Рис. 13.4. Изменение скорости
различных механизмов винтового
пресса при ходе вниз
Го = аЯ„ = (0,3...1,0)Я„.
Из уравнений (13.10) и (13.11) следует, что
окружная скорость v^ д изменяется по линей­
ному закону, а Vp^^^^ - по параболическому. При этом в зависимости от нагрузки
парабола может либо располагаться ниже прямой v^ д, либо иметь с ней точку
касания, либо пересекать прямую (рис. 13.4). Согласно работам А.И. Зимина,
расчет двухдисковых прессов следует вести из условия, что парабола изменяет­
ся в соответствии с кривой О^ЕВ (см. рис. 13.4).
В этом случае нагрузка Р^, „, а следовательно, и М^^^ должны иметь опреде­
ленные значения. Это вытекает из условия, что точка касания кривых скоростей,
где Vo^aJ^ = Voд, располагается в точке Е с абсциссой О^Е^ = 00^=г^. Тогда
на основании уравнений (13.10) и (13.11) при 5=г^ = аН^ устанавливаем за­
висимость
Tm^\j +
mh^l{An^)\haH„
М пр.н
Сила нажатия Р^, необходимая для выполнения требуемого режима движения,
р
=
н.н
л^пр.н + л/,р.„-ел/(2я)
м.
Как следует из (13.9), время полного хода вниз (5 = Я„)
nh
\ а
К началу рабочего хода кинетическая энергия подвижных частей
343
Раздел III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
L^ =J
2
+m
2
2
4507? мах
J -\-m
47г'у
Незадолго до начала рабочего хода диск отводится от маховика и подвиж­
ные части свободно перемещаются до удара. Накопленная кинетическая энергия
расходуется при ударе на пластическое деформирование обрабатываемого ме­
талла, упругое деформирование деталей станины и главного исполнительного
механизма, на преодоление трения в сочленениях и перемещение станины в на­
правлении удара. Энергия упругой деформации станины и винта в разгрузочной
фазе удара при выполнении операций объемной штамповки возвращается под­
вижным частям в виде начальной энергии отражения, способствуя подъему вин­
та с несамотормозящей резьбой (угол наклона резьбы больше угла трения).
Ход ползуна вверх. Движение вверх также совершается под действием
двух внешних сил: активной силы сцепления Р^ц g = Ц^н.в? создающей крутящий
момент на маховике М^ = \xP^^R^, и силы тяжести, вызывающей противодейст­
вующий подъему момент М^ = Ск/(2к).
Уравнение баланса моментов аналогично (13.6), за исключением знака
у момента М(^:
2 Л
J -\-т
4п\
- ^ = Мз - М^ - М,р 3 = М„р,
Энергетические параметры. Отмечено сходство в работе маховичных при­
водов винтовых фрикционных и кривошипных прессов. Ведущие части - шкив,
вал и диски винтового пресса - выполняют функцию первичного аккумулятора
кинетической энергии аналогично маховику кривошипного пресса, а фрикцион­
ный передаточный механизм - аналогично фрикционной муфте включения.
Очевидно, что после переключения ведущих частей на обратный ход диски при­
тормаживают, отдавая часть своей энергии на разгон ведомого маховика. Через
клиноременную передачу это торможение воспринимает и двигатель. Замедле­
ние вращения его ротора ограничено допустимым скольжением. При подъеме
вверх наблюдается аналогичная картина.
После завершения двойного хода длительностью t^^^ двигатель восстанав­
ливает угловую скорость дисков, отключенных от маховика, в течение времени t^.
Сумма указанных отрезков времени составляет длительность технологического
цикла /ц = /дв X + ^х- Поскольку время рабочего хода мало, в первом приближении
можно записать
^ц-^дв.х/Рп.
(13.12)
где ^дв X определяют по стандартному номинальному числу ходов п в минуту,
а/?и - согласно данным табл. 3.3.
344
г л ава 13. Винтовые фрикционные прессы
Средняя за цикл мощность асинхронного электродвигателя с короткозамкнутым ротором
N,,=Ajt^.
(13.13)
В течение цикла работа затрачивается на достижение заданной кинетичес­
кой энергии маховика L^ за вычетом активной работы подвижных частей GH^:
на преодоление силы тяжести:
A,^GH„,
(13.14)
а также на преодоление вредных сопротивлений и холостое вращение дисков.
Последние затраты Ю.А. Бочаров предлагает учитывать среднецикловым
к п д Лмех = 0,50...0,56.
Следовательно,
Л=Л+Л/Лмех(13.15)
Как указано в § 4.5, при расчете мощности пресса необходимо предусмот­
реть ее запас, введя коэффициент к= 1,2... 1,6 в зависимости от фактически ис­
пользуемого числа ходов ползуна, которое в данном случае определяется
выражением п^^^^ = п/р^. Чем больше ^факт? тем меньше номинальное скольже­
ние ^Hoj^ электродвигателя и больше к. Тогда средняя мощность за цикл
Л^ср=^^э/(Лмех^ц)-
Номинальная мощность N^^^ > TV^p13.3. Винтовые прессы с муфтой включения
Для привода винтовых фрикционных прессов, выполненных по схемам Ml,
М2, МЗ, характерен линейный контакт в сцеплении ведущих (диски, ролики) и
ведомых (маховики) частей. Конечно, в реальных условиях вследствие упругого
сжатия фрикционных элементов (лента, накладки) контакт происходит хотя и по
площади, но очень малой. Поэтому контактные давления при этом достигают
критических величин, что приводит к интенсивному износу фрикционных эле­
ментов. Вертикальное скольжение маховика по диску делает износ неравномер­
ным вследствие смещения полюса проскальзывания. В целях устранения подоб­
ных негативных явлений Л.И. Живов с сотрудниками предложили использовать
фрикционную муфту для соединения ведущих и ведомых частей пресса.
Известны две конструктивные схемы винтовых прессов с муфтой включе­
ния. Различия между ними состоят в способе накопления кинетической энергии
в приводе и расхода ее в период рабочего хода на деформирование заготовки.
345
Раздел III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 13.5. Схемы муфт включения с одним и двумя маховиками {а, б)
и циклограмма работы винтового пресса {в)
В схеме, приведенной на рис. 13.5, а, весь запас кинетической энергии акку­
мулирован в маховике 6, установленном на радиальных и упорных подшипниках.
Первые предназначены для фиксации оси маховика по оси пресса, вторые - для
вращения на верхней траверсе 8 станины. На хвостовике винта 10 смонтирована
ступица муфты 7 с ведомым диском и фрикционными накладками (по аналогии с
консольной фрикционной муфтой, приведенной на рис. 5.12). Муфта включается
нажатием на кнопку «Пуск». Через нее крутящий момент от маховика передается
на винт. Гайка 9 свинчивается с винта, и ползун 1 движется вниз.
После удара верхнего штампа 77 по заготовке 12 происходит резкое тормо­
жение ползуна с гайкой, а следовательно, винта с ведомым диском муфты. Тор­
мозной момент через фрикционную связь действует на маховик. В результате
притормаживает ротор электродвигателя 5: между ротором и статором нарастает
скольжение. Но, как отмечалось в § 13.2, скольжение не может превысить крити­
ческого значения. Поэтому муфта должна быть моментально выключена в про­
цессе самого удара по команде соответствующего датчика угловой скорости или
силы на ползуне. Отсюда становятся понятными очень жесткие требования к сис­
теме управления и механизму включения муфты (обычно гидравлической).
346
г л ава 13, Винтовые фрикционные прессы
Навинчивание гайки на винт для ее подъема исключено в связи с неревер­
сивностью электродвигателя. Возвратный ход ползуна проводят при выключен­
ной муфте посредством силовых цилиндров 3 впуском рабочей жидкости под
поршень 4, штоки 2 которых тянут ползун вверх. Эти цилиндры можно исполь­
зовать в качестве тормозных при подходе к КВП.
Заметим, что впуск рабочей жидкости в подпоршневое пространство ускоряет
разгон маховика, увеличивая его энергию L^ и уменьшая время хода ползуна вниз.
В схеме, изображенной на рис. 13.5, б, предусмотрены две маховые массы:
ведущий 1 и ведомый рабочий 2 маховики с приведенными моментами инерции
Ji и ^2 соответственно.
Привод первого маховика осуществляется от электродвигателя 4 через клиноременную передачу в течение всего времени работы пресса, второго - на
большей части хода вниз также от электродвигателя 4 при включенной муфте 3,
а в конце хода при выключенной муфте маховик вращается как свободное тело
по инерции; при ходе вверх привод маховика осуществляется только от гидро­
привода. Последовательность действия приводов обеспечивает конечный вы­
ключатель в системе управления.
Движение масс показано на циклограмме (рис. 13.5, в). Электродвигатель 4
раскручивает маховик до начальной угловой скорости, соответствующей син­
хронной частоте вращения (о\ = (о^ (точка а). После нажатия на кнопку «Пуск»
срабатывает муфта 3, сцепляющая маховики 7 и 2. При этом скорость cOj падает,
а 0)2 возрастает до тех пор, пока они не станут равными в точке Ь. Далее до точ­
ки с маховики вращаются как одна целая масса Jj + ^2 с некоторым ускорением
за счет работы электродвигателя и силы тяжести от ползуна. В результате ско­
рость cOj возрастает, а СО2 падает до со 2 - (^2Ползун начинает ход вниз от точки О (кривая SJ с ускорением до точки с.
Затем с некоторым замедлением он подходит к точке d, соответствующей со­
прикосновению верхнего штампа с заготовкой и началу рабочего хода длитель­
ностью /р х- С этого момента кинетическая энергия маховика 2
L^=J,(coiy/2
за вычетом потерь на трение и упругое деформирование деталей пресса расхо­
дуется на пластическое деформирование заготовки. В точке е при нормальном
ведении процесса штамповки скорости ползуна v = О и маховика сОз = 0. Если
запас энергии не исчерпан (со 2 > 0), то для ее поглощения предусмотрены встро­
енные в штамп амортизаторы.
Как отмечалось ранее, нельзя выполнить возвратный ход ползуна вверх изза невозможности реверса вращения электродвигателя 4. Для этого предназна­
чен независимый гидропривод. По команде конечного включателя происходит
переключение золотников распределителя (подобно показанному на рис. 11.11):
347
Раздел
III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
рабочая жидкость высокого давления поступает под поршни гидроцилиндров
(см. позиции 4 и 3 из, рис. 13.5, а). Ползун начинает подниматься, раскручивая
маховик 2 против направления движения часовой стрелки (паразитное врапдение
с потерей части энергии). При достижении ползуном точки g на кривой S^ (см.
рис. 13.5, в) системой управления дается команда на дросселирование стока из
подпоршневой полости (см. рис. 13.5, а). Ползун резко тормозит и окончательно
останавливается при ударе по амортизаторам (см. 13 на рис. 13.1) в КВП. Махо­
вик 1 в это время разгоняется электродвигателем 4 (рис 13.5, б) до начальной
угловой скорости cof.
При работе на одиночных ходах производятся вспомогательные операции
в течение /g^n и длительность цикла составляет
^ц ~ ^н
^в
^всп
или В первом приближении
^ц==^дв.х/(2;?и).
так как привод работает в течение половины времени двойного хода. Здесь /„, t^продолжительность хода вниз и вверх соответственно.
Согласно формуле (13.13), средняя мощность цикла электродвигателя 4 при
отсутствии потерь на преодоление силы тяжести (см. (13.14)) составит
где Н^ = S^^^ - полный ход ползуна от КВП до КПП и обратно.
Средний КПД такого цикла существенно больше в связи с отсутствием по­
терь энергии на проскальзывание: г\^^^ = 0,7...0,8.
При конструировании прессов такого типа возникает вопрос о соотношении
моментов инерции Jj и/2 маховиков. Целесообразны следующие пределы:
^мах=^/,/Л=4...7.
При к^^^ < 4 возможно опасное возрастание скольжения, а при к^^^ > 7 за­
труднен разгон соединенных маховиков 1 и 2 (см. рис. 13.5, б) до заданной час­
тоты вращения за время включенной муфты.
Глава 14. ЭЛЕКТРОВИНТОВЫЕ И ГИДРОВИНТОВЫЕ
ПРЕССЫ
14.1. Электровинтовой пресс с дуговым статором
Первый опытный электровинтовой пресс был сконструирован и изготов­
лен в СССР в 1932 г. по предложению проф. А.Т. Голована. Этот пресс обла348
Глава
14. Электровинтовые и гидровинтовые прессы
дал всеми признаками современных электровинтовых прессов, имел достаточ­
но высокий КПД, но из-за несовершенства конструкции очень сильно нагре­
вался электродвигатель. Поэтому широкое внедрение таких прессов в промыш­
ленность задержалось до тех пор, пока в 1960-х годах не были созданы
надежные электродвигатели.
Особенность отечественных электровинтовых прессов заключается в непо­
средственном электрическом приводе главного исполнительного механизма без
промежуточных механических или гидравлических передач.
Рассмотрим в качестве примера устройство и принцип действия электровин­
тового пресса с дуговым статором. Этот пресс - машина закрытого типа. У малых
машин (рис. 14.1) станина / цельнолитая, у средних и крупных {P^^Q^ > 1,6 МЫ) составная, состоящая из литого основания со стойками и верхней траверсы. Для
повышения жесткости цельнолитая станина стянута двумя стяжными болтами 2
(шпильками); необходимость таких болтов для составных станин очевидна.
Гайка 4 винтовой пары установлена на ползуне 3. Посредством продольного и
поперечного клиньев положение гайки можно регулировать относительно оси пол­
зуна. Винт 5 упирается кольцевым буртом в средней части в упорный подшипник
скольжения 6, размещенный на нижней плоскости верхней траверсы пресса. При
рабочем ходе усилие штамповки передается по цепочке деталей: верхний штамп ползун - гайка - винт и его бурт - упорный подшипник - траверса станины и ее
стойки и замыкается на столе пресса, где установлен нижний штамп.
Сверху на концевой части винта на шлицах закреплен маховик-ротор 11,
положение которого относительно оси пресса фиксирует цилиндрический под­
шипник скольжения 7, установленный в корпусе 9 привода; нижним торцом
обода маховик опирается на упорный подшипник качения.
С регулируемым зазором относительно поверхности инерционного обода
маховика в корпусе привода размещен статор 10. Применяют два типа стато­
ров: круговой (замкнутый кругостатор) и дуговой (разомкнутый дугостатор). В
отечественных конструкциях электровинтовых прессов используют дуговые
статоры (отсюда и название пресса). В пазах статоров уложена обмотка, через
которую пропускают электрический ток промышленной частоты. Два симметрично
расположенных справа и слева от маховика-ротора дуговых статора обеспечивают
взаимное уравновешивание электродинамических сил. Таким образом, статоры
и маховик-ротор образуют асинхронный электродвигатель специального исполне­
ния. Возникающее в статорах электромагнитное поле действием электродинами­
ческих сил вращает маховик-ротор.
Тормоз 8 пресса двухколодочный, причем в качестве тормозного барабана
служит меньший обод маховика-ротора, расположенный под инерционным
ободом. Колодки установлены на корпусе привода и управляются от электро­
пневматической системы. Для охлаждения предназначен вентилятор 72, обду­
вающий статоры. Ползун - литая (или сварная) прямая призма - смонтирован в
направляющих станины.
349
Раздел
III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
ФФФФ Ф
ф ФФФ Ф
г л ава 14. Электровинтовые и гидровинтовые прессы
Пресс снабжен пневмомеханическим ниж­
ним выталкивателем, состоящим из собст­
венно толкателя 4 (рис. 14.2) с подкладной
пружиной б, нижней поперечины 7, связан­
ной тягами 3 с ползуном 5 пресса, и замка,
содержащего пневмоцилиндр 2, ползушку 7
и рабочую пружину 8.
Система смазки у пресса комбиниро­
ванная: жидкая для смазывания подшипни­
ков привода и главного исполнительного
механизма и пластичная для смазывания
направляющих ползуна и резьбы гайки.
Жидкая смазка подается от поршневого на­
соса с пневмоцилиндром, пластичная - от
ручного насоса.
Рассмотрим работу пресса. В исходном
положении ползун находится в КВП и глав­
ный исполнительный механизм заторможен.
Штамповщик закладывает заготовку в
штамп и нажимает на кнопку или педаль Рис. 14.2. Схема пневмомеханичес­
управления. При этом срабатывает золотник кого нижнего выталкивателя
распределителя 1 (рис. 14.3); сжатый воздух
из левой полости цилиндра 3 тормоза выпус­
кается через глушитель 70 в атмосферу и по­
дается в правую полость. Тогда колодки 2
тормоза расходятся, освобождая обод тор­
мозного барабана маховика, и главный ис­
полнительный механизм растормаживается.
От хода рычага 4 правой колодки срабатыва­
ет бесконтактный конечный выключатель
(БКВ), электродвигатель пресса включается
и следует разгон ползуна при ходе вниз.
При недоходе ползуна до заготовки на
30...50 мм флажок 7 (рис. 14.4) взаимодейст­
вует с БКВ 8, установленным на правой
стойке станины, и электродвигатель выклю­
чается. Дальнейшее движение главного ис­
полнительного механизма происходит под 12 11
действием силы тяжести. В процессе удара
от флажка 2 срабатывает другой БКВ 7 на
левой стойке и дает сигнал на обратное вра­ Рис. 14.3. Схема управления элек­
щение ротора электродвигателя для хода тровинтовым прессом
351
Раздел III, ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
ползуна вверх. При недоходе ползуна до КВП от
флажка 5 срабатывает БКВ 6, от действия которого
выключается электродвигатель. Одновременно сра­
батывает золотник распределителя 1 (см. рис. 14.3)
и перебрасывает подачу сжатого воздуха в левую
полость цилиндра 3 тормоза, а из правой производит
выпуск - начинается процесс торможения и главный
исполнительный механизм останавливается в КВП.
Цикл одиночного хода пресса закончен.
Система управления прессом обеспечивает
также работу непрерывными ходами. Для этого не­
обходимо задействовать БКВ 4 (см. рис. 14.4). Тог­
да при достижении ползуном КВП и окончании
процесса торможения флажок 3 через БКВ 4 вклю­
чает электродвигатель на прямое вращение и рас­
тормаживает главный исполнительный механизм, в
результате следует немедленный ход ползуна вниз.
Непрерывное возвратно-поступательное движение
ползуна продолжается до нажатия на кнопку «Стоп»
Рис. 14.4. Расположение бес
контактных конечных выклю­ на пульте управления прессом. При оснащении
пресса устройствами автоматизации включение на
чателей на станине пресса
ход ползуна вниз в цикле непрерывного движения
осуществляется соответствующим датчиком, установленным на рабочем органе
автоматизирующего устройства, причем БКВ 4 в этом случае заблокирован.
Наладочные ходы ползуна пресса получаются при кратковременном пре­
рывистом нажатии на соответствующие кнопки на пульте управления.
Отштампованная заготовка из полости штампа выталкивается следующим
образом. При ходе ползуна вниз перед ударом золотник распределителя 6
(см. рис. 14.3) выпускает воздух из цилиндра 9 и под действием рабочей пружи­
ны 7 ползушка 8 смещается влево, занимая такое положение, когда сквозное от­
верстие в поперечине 1 (см. рис. 14.2) оказывается перекрытым. Поэтому при
последующем подъеме ползушка набегает на толкатель 4 (см. рис. 14.2), подни­
мает его и тем самым выталкивает заготовку из штампа. В конце хода вверх пол­
зуна и, следовательно, поперечины срабатывает распределитель 6 (см. рис. 14.3).
В результате сжатый воздух подается в цилиндр 9. Ползушка смещается вправо,
открывая отверстие в поперечине: толкатель 4 (см. рис. 14.2) под действием
силы тяжести падает вниз на пружину 6 в исходное положение, освобождая по­
лость штампа для новой исходной заготовки.
Реле давления 11 (см. рис. 14.3) необходимо для того, чтобы при чрезмер­
ном падении давления воздуха в сети отключать пресс. Предохранительный
клапан 12 работает в блоке с регулятором давления и в случае отказа последнего
также отключает пресс.
352
г л ава
14. Электровинтовые
и гидровинтовые
прессы
Как известно, кинетическая энергия подвижных частей винтового пресса за­
висит от угловой скорости маховика. Разгон маховика до номинальной скорости
обеспечивает удар с номинальной энергией. При уменьшении угловой скорости
уменьшается и кинетическая энергия. Из принципа действия винтовых прессов
следует, что с увеличением хода ползуна вниз маховик разгоняется сильнее, с
уменьшением хода его угловая скорость падает. Таким образом, уровень кине­
тической энергии можно регулировать, изменяя положение флажков 5 и 7
(см. рис. 14.4) на ползуне пресса. Чем раньше воздействует флажок 5 на БКВ 6,
тем меньше подъем ползуна вверх и, следовательно, меньше его ускорение при
ходе вниз. В свою очередь, чем раньше воздействует флажок 7 на БКВ 8, тем
быстрее отключается электродвигатель и уменьшается скорость маховика.
14.2. Параметры привода электровинтового пресса
с дуговым статором
Угловая скорость статора асинхронного электродвигателя
ЮЗ, = У Р / ( 2 Я « , ) ,
(14.1)
где V - частота переменного тока; (3 - угол дуги статора; п^ - число пар полюсов.
Эта угловая скорость не может быть слишком большой (сОэл = 12... 16 рад/с),
иначе потребуется редуктор в качестве промежуточного механизма, понижаю­
щего угловую скорость электродвигателя.
С учетом номинального скольжения ^^^^ = 0,12...0,2 определяем номиналь­
ную угловую скорость маховика:
С0ном = С0зл(1-^номХ
(14.2)
или, выражая через номинальную скорость v^^^ ползуна,
^ном=2ЯУ„,,//2,
(14.3)
где h - шаг резьбы винта.
На основании (14.1)-(14.3) устанавливаем необходимое число пар полюсов
1
л 2
'^ ^ном
По заданному значению кинетической энергии L^ определяем приведенный
момент инерции подвижных частей
353
Раздел III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
Считают, что до 90 % всей массы подвижных частей сосредоточено в инер­
ционном ободе маховика. Если в первом приближении обод принять в виде коль­
ца, то момент инерции маховика
где D - наружный диаметр обода, D = D^^ - 2А; D^^ - внутренний диаметр стато­
ра; А - зазор, необходимый для компенсации теплового расширения и удлинения
от электромагнитных центробежных сил, А = 3...4,5 мм; d - внутренний диаметр
обода; В - высота обода; р - плотность материала обода (сталь или чугун).
Время хода ползуна вниз
где ^1 - время разгона маховика электродвигателем на пути ~ 0,9Я^, для равно­
ускоренного движения ^1 ^1,8Я^/у„о^; v^^^ = ho^^^^/2n; /2 - время движения
подвижных частей при выключенном электродвигателе под действием силы тя­
жести G для равномерного движения с постоянной скоростью v^^^, достигнутой
в конце первого периода хода вниз, ^2 ~ ^ЛН^jv^^^; ^р^ - время рабочего хода
(удара),/р.х-0,1...0,15 с.
Таким образом, время хода ползуна вниз
?„«1,9Я„/у„„„+0,1...0,15.
При заданном стандартном числе ходов п ползуна в минуту время хода вверх
t,^60ln-t,.
Как правило, t^ = 2t^.
При ходе ползуна вверх электродвигатель развивает средний крутящий мо­
мент
Мз = м„р.з + м^ + м,р.з,
где Мпр в - средний приведенный момент, необходимый для разгона инерцион­
ной массы подвижных частей при ходе вверх; М^^^, - суммарный момент, необ­
ходимый для преодоления сопротивления сил трения при ходе вверх.
На пути разгона 5' ~ 0,8Д„ на раскручивание маховика при ходе вверх затра­
чивается работа
где а'- угол поворота маховика на этом пути, a' = 2nS/h = l,6nH^/h.
Работа А преобразуется в кинетическую энергию L^ подвижных частей прес­
са. При угловой скорости маховика cOg ~ 0,8со^^
354
Глава 14. Электровинтовые и гидровинтовые прессы
Из уравнения баланса A=L^ получаем
M„^,, =
J(olh/{3,2nHJ.
В электровинтовом прессе в отличие от двухдискового фрикционного нет
потерь на проскальзывание диска по маховику, отсутствуют потери, вызванные
нажатием диска на маховик, и нет пяты винта в ползуне, но маховик опирается
на упорный подшипник качения. Отсюда
G,
Л^тр.в =
где \х^ - коэффициент трения в гайке корпуса ползуна; г^^ - средний радиус
резьбы; |Lij,a4 - коэффициент трения качения; DQ - средний диаметр дорожки ка­
чения; d' - диаметр тела качения (шарика или ролика).
Поскольку при подъеме ползуна наблюдаются наиболее тяжелые условия
работы электродвигателя, его среднюю выходную мощность необходимо опре­
делять по крутящему моменту М^ для хода вверх, угловой скорости cOg с учетом
электрических потерь мощности в роторе-маховике и запаса мощности к= 1,25:
''
2(1-._)
где5отн = 0Д5...0,17.
14.3. Гидровинтовой пресс
Стремление повысить энергоемкость и КПД винтовых прессов привело уче­
ных и конструкторов к идее использования электрогидравлического привода,
который по сравнению с электрическим и электромеханическим характеризует­
ся большой скоростью подвижных частей в момент удара (до 1,5 м/с), повы­
шенной энергоемкостью на единицу массы подвижных частей, упрощенной
схемой и конструкцией устройств для регулирования скорости подвижных час­
тей в момент удара, а значит, эффективной энергии, более высоким КПД, а также
возможностью изготовления поковок из жаропрочных и труднодеформируемых
сплавов, т. е. более высокой стойкостью штамповой оснастки.
На рис. 14.5 показан гидровинтовой штамповочный пресс с номинальным усили­
ем 25 МН, изготовленный на Воронежском заводе тяжелых механических прессов.
Станина рамной конструкции сборная, состоит из массивных поперечин верхней 5 и нижней 1 и двух стоек 2, стянутых четырьмя шпильками 14. Рабочие
цилиндры 11 поршневого типа расположены и прикреплены к стойкам. Штоки 12
поршней соединены с кронштейнами 13 массивного ползуна 4, который пред­
ставляет литую стальную призму и движется по регулируемым направляющим,
355
Раздел
IIL ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
Рис. 14.5. Схема гидровинтового штамповочного пресса
356
г л аеа 14, Электровинтовые и гидровинтовые прессы
длина которых в 1,5 раза больше расстояния между стойками. Направляющие 3
обеспечивают высокую точность положения ползуна и при жесткой конструк­
ции станины предопределяют необходимую точность размеров штампованных
поковок. Две передние направляющие жестко закреплены на стойках и являются
нерегулируемыми. Задние направляющие имеют раздельную регулировку с ис­
пользованием клиньев, установленных на стойках.
К нижнему торцу ползуна прикреплена подштамповая плита с Т-образными
пазами для установки и крепления верхнего штампа (см. рис. 14.5). В центральном
гнезде ползуна шарнирно нижним концом закреплен винт 8, который имеет несамотормозящую пятизаходную резьбу с наружным диаметром 630 мм; профиль
поперечного сечения резьбы имеет вид неравнобокой трапеции. Винт при пере­
мещении вращается в гайке 10, которая установлена в гидростатических подшип­
никах. Гайка может быть неподвижной, а может вращаться как в направлении
вращения винта, так и в противоположном. Для этого предусмотрена зубчатая
передача 7 между маховиками винта и гайки. Вращение гайки в противополож­
ную сторону по отношению к винту, по мнению конструкторов, должно разгру­
зить фундаментные болты от восприятия поворотного момента при деформи­
ровании заготовки. Винт и гайка оснащены маховиками 6\\9, что увеличивает их
моменты инерции и обеспечивает большее накопление кинетической энергии
вращательного движения (накапливает «энергонасыщенность» пресса на единицу
массы подвижных частей). В маховике винта установлен фрикционный предохра­
нитель пресса от перегрузки по предельному крутящему моменту.
Пресс снабжен верхним и нижним выталкивателями, расположенными со­
ответственно в ползуне и нижней поперечине. Привод пресса электрогидравли­
ческий аккумуляторный. Как и для мощных гидравлических прессов, привод
гидровинтового пресса установлен в отдельном помещении и представляет насосно-аккумуляторную станцию: три насоса УН 200/125, два гидропневматичес­
ких аккумулятора с четырьмя воздушными баллонами. Рабочей жидкостью
служит водная эмульсия. Управление гидроприводом обеспечивает возможность
трехступенчатого изменения числа ходов в минуту: 5, 10, 15.
Чтобы рассчитать на прочность детали пресса, необходимо определить ко­
личество накапливаемой кинетической энергии к моменту удара:
L^=J(x)^l2 + mv^l2,
(14.4)
где т - масса поступательно движущихся частей пресса.
Скорости углового и поступательного движений зависят от давления жид­
кости в рабочем цилиндре и от прямого холостого хода (хода приближения). Эти
зависимости устанавливают в результате решения уравнений движения и балан­
са работ:
P-7V(cosa + |Lisina) =mj\
PdS-\iN
d(^= mjdS-i-J
Insina
^ф,
dt
357
Раздел
III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
где Р - равнодействующая сил, приложенных к ползуну пресса со стороны ра­
бочего цилиндра; N- нормальная сила, приложенная на контактной поверхности
резьбы винта и гайки; а - угол подъема резьбы винта; dS - перемещение ползу­
на, соответствующее бесконечно малому углу поворота винта, dS = (h/2K)d(p.
В общем случае значение равнодействующей силы Р не является постоян­
ной. Однако в предварительных расчетах для определения скорости и ускорения
можно принимать ее в процессе прямого холостого хода постоянной. Тогда
^
т-\
4п'Б
/
^ J
h^ А
cosa + |isina
где J? = (|Li sin a + cos a) sin a;A = (sin a - |i cos a) cos a.
В этом случае скорости углового и поступательного движений ползуна оп­
ределяют по формулам
0^={2K/h)^f2jS;
v = ^[2JS.
(14.5)
Из формулы (14.5) следует, что скорости углового и поступательного дви­
жений зависят от давления жидкости и длины прямого холостого хода (хода
приближения). Для более точных расчетов необходимо воспользоваться методи­
кой определения скорости подвижной поперечины гидравлического пресса.
Подстановка значений со и v из (14.5) в (14.4) позволит определить эффективную
(в данном случае кинетическую) энергию удара.
358
Р а з д е л IV. МОЛОТЫ
Глава 15. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О МОЛОТАХ
15.1. Принцип действия и классификация
Общим для всех молотов является характер действия их в период рабочего
хода, основанного на преобразовании кинетической энергии подвижных частей
привода, исполнительного механизма и даже станины посредством удара в энер­
гию пластического деформирования обрабатываемого металла.
Молоты классифицируют по следующим признакам, раскрывающим прин­
цип действия, устройство и применение их как машин-орудий: по виду привода,
технологическому назначению, конструктивному исполнению.
Вид привода. Это характеристика двигательного и передаточного механизмов
молота. Она определена особенностями системы, служащей для преобразования
подводимой внешней энергии в энергию поступательного перемещения подвижных
частей. Для привода подвижных частей молотов используют энергию: водяного
пара, сжатого воздуха или газа, горючих смесей и взрывчатых веществ, вращатель­
ного движения, жидкости высокого давления и электричества. В соответствии с
этим различают молоты: паровоздушные, высокоскоростные (газовые, взрывные,
пневматические) и приводные (механические, гидравлические и электрические).
Паровоздушный молот (рис. 15.1, а). Это типичная паровая машина с рабо­
чим цилиндром, в нижнюю и верхнюю полости которого попеременно впускают
или выпускают пар (сжатый воздух). Тем самым обеспечивают возвратно-посту­
пательное движение вверх-вниз поршня, образующего с цилиндром двигательный
механизм, штока (передаточный механизм) и бабы (исполнительный орган) с верх­
ним бойком или штампом. Поршень, шток и бабу принято объединять в одном
конструктивном узле подвижных или падающих частей.
Источник водяного пара (котельная) или сжатого воздуха (компрессорная
станция) обеспечивает групповое питание молотов.
359
Раздел
IV. МОЛОТЫ
п/^ г
/5V
,_rwi
I
М
й
Г/
////^
45^
Рис. 15.1. Классификация молотов по виду привода:
а - паровоздушные; б - высокоскоростные взрывные; в
с доской; д - рессорные; е-с гибкой связью
пневматические; г - фрикционные
У паровоздушных молотов максимальная скорость падающих частей при
ходе вниз не превышает обычно 7...8 м/с, что объясняется относительно не­
большой удельной концентрацией энергии в приводе.
Высокоскоростные молоты. В качестве интенсивного ускорителя в них
используют энергию расширения инертных газов, сжатых под большим давле­
нием, взрыва горючих газовых смесей и взрывчатых веществ (ВВ). Примерная
схема высокоскоростного газового молота показана на рис. 15.1, б. Верхний ци­
линдр служит газовым аккумулятором. При открытии проходного отверстия
происходит интенсивное перетекание газа в нижний цилиндр и его давление на
поршень. Подвижные части ускоренно двигаются вниз. Их подъем осуществляет
давление газа, находящегося в нижней полости цилиндра.
Взрывной молот по принципу действия подобен двигателю внутреннего
сгорания с использованием в качестве рабочего тела горючих смесей. Взрывной
молот, работающий на ВВ, аналогичен огнестрельной системе (пушке) и содер­
жит казенную часть, в которую закладывают дозированный заряд (например,
в виде патрона), и затвор с детонатором электрического или ударного действия.
При взрыве газовые продукты с большим давлением действуют на боек, ускоряя
его до десятков метров в секунду.
Пневматический молот (рис. 15.1, в) имеет встроенный компрессорный ци­
линдр для перекачки воздуха в нижнюю или верхнюю полости левого рабочего
цилиндра.Сжатый воздух, выполняя функции рабочего тела, упруго связываю­
щего компрессорный и рабочий поршни, принуждает падающие части к цикли­
ческому возвратно-поступательному перемещению. У пневматических молотов
привод индивидуальный от электродвигателя, вращательное движение которого
преобразуется в прямолинейное возвратно-поступательное компрессорного порш­
ня с использованием кривошипно-ползунного механизма.
360
Глава
15. Общие сведения о молотах
Приводные молоты. Механические молоты также имеют индивидуальный
привод от электродвигателя, причем передача движения от конечного звена
привода к падающим частям (бабе со штампом или бойком) осуществляется при
помощи механических связей жесткого, упругого или гибкого типа. Первый тип
связей применяют во фрикционных молотах с доской (рис. 15.1, г), в которых
подъем бабы обеспечивают силы сцепления, возникающие между вращающи­
мися в разные стороны роликами и доской. Движение вниз осуществляется под
действием силы тяжести при разведенных роликах.
В рессорно-пруэюинных молотах (рис. 15.1, Э) рессора служит не только для
преобразования вращательного движения от электродвигателя в возвратнопоступательное движение бабы, но и является накопителем потенциальной
энергии, ускоряющим движение падающих частей вниз.
В качестве гибкой связи, преобразующей вращательное движение приводного
вала в поступательное движение бабы вверх, используется канат, цепь или ремень
(рис. 15.1, е). При отсоединении звездочки или наматывающего барабана от ведуще­
го вала падающие части молота совершают ход вниз под действием силы тяжести.
В гидравлическом молоте рабочим телом служит жидкость высокого давления
(от индивидуального насосного привода), впускаемая в полость рабочего цилиндра
под поршнем при ходе вверх или над поршнем при ходе вниз. Таким образом, мо­
лот работает по схеме, подобной указанной на рис. 15.1, а.
В электрическом молоте используют энергию поля, образуемого обмотками
электромагнита, втягивающего металлический сердечник-шток и поднимающего
падающие части вверх.
Молоты применяют для выполнения многих технологических процессов кузнечно-штамповочного производства и металлообработки: ковки, объемной и лис­
товой штамповки, а так называемые импульсные ножницы, т. е. взрывные
молоты, - для разрезки сортового проката.
Технологическое назначение. В соответствии с технологическим назначе­
нием различают ковочные, штамповочные и листоштамповочные молоты.
Отраслевое назначение молотов очень широко. Их можно использовать на
заводах, в деревенских кузницах и даже на кораблях (корабельные пневмати­
ческие молоты).
Конструктивное исполнение. Многообразие привода молотов не дает воз­
можности подробно классифицировать их по конструктивному исполнению,
как, например, кривошипные прессы. Однако имеются признаки, позволяющие
обособить большинство молотов по общим конструктивным группам: способу
удара подвижных частей; кратности действия энергоносителя; конструкции ста­
нины; устройству фундамента.
Способ удара подеиэюных частей характеризует перемещение их по отно­
шению к обрабатываемому металлу: с одной или с двух сторон.
В первом случае заготовку устанавливают на нижней половинке рабочего
инструмента (штампе, бойке и т. п.), закрепленного переходными деталями не361
Раздел
IV. МОЛОТЫ
посредственно на массивном неподвижном основа­
нии 7 молота (шаботе). Подвижные части 2 с другой
половиной
инструмента движутся в направлении
К^
заготовки. Это так называемые шаботные молоты
i^Xr" (рис. 15.2, а). У молотов с нижним ударом заготовка
Поковка
лежит на инструменте, движущемся снизу вверх, но
верхняя поперечина, соединенная тягами с шаботом,
1 rJQH,i X i неподвижна и, следовательно, принципиальных от­
личий у такого молота от обычного шаботного с верх­
ним ударом нет.
Во втором случае по направлению к обрабаты­
ваемой заготовке с двух противоположных сторон дви­
жутся с соизмеримой скоростью близкие по массе
Рис. 15.2. Классификация подвижные части 2 и 7 с инструментом. Это так на­
молотов по способу удара:
зываемые бесшаботные молоты (рис. 15.2, б).
а - шаботные; б - бесшаботные
Кратность действия энергоносителя характери­
зует условия использования внешней энергии: предна­
значена ли она только для подъема падающих частей, а движение вниз совершается
под действием земного притяжения, или же и при ходе вниз внешняя энергия ис­
пользуется для создания дополнительного ускоряющего силового воздействия на
падающие части. Первую группу называют молотами простого действия, или па­
дающими, вторую - молотами двойного действия.
Конструкция станины, служащая для компоновки всех узлов, является объ­
единяющим признаком. По конструктивному оформлению она может быть од­
но- или двухстоечной, рамного, арочного или мостового типа.
Устройство фундамента - важный дополнительный признак для шаботных
молотов (самой многочисленной группы молотов). Если его подошва покоится
на грунте, то молот имеет обычное основание; если же на амортизаторах, то виброизолированное.
По общим особенностям принципа действия и устройства современные моло­
ты можно подразделить на три класса: паровоздушные, высокоскоростные и при­
водные с последующим углублением по наиболее характерным признакам.
X
Лл
4fDi
15.2. Циклы подвижных частей
Перемещение подвижных частей молота из одного крайнего положения
в другое может прерываться остановками (паузами) в результате различных
причин. Пауза в крайнем верхнем положении (КВП) может произойти из-за осо­
бенностей энергетики машины - аккумуляции энергоносителя в цилиндре высо­
коскоростного молота. Технологические паузы связаны с необходимостью мани­
пуляций с обрабатываемой заготовкой, например переложить ее из ручья в ручей
штампа или перевернуть.
Если циклы возвратно-поступательного движения происходят с остановками
(паузами) в крайних положениях, то их называют единичными ходами. Они могут
362
г л ава 15, Общие сведения о молотах
быть с верхней или нижней либо с верхней и нижней паузами. Если остановок
нет, то такие циклы движения называют последовательными ходами.
Для начала хода подвижных частей молота при любом цикле необходимо
обеспечить возникновение подъемной силы и соответствующего ей положитель­
ного ускорения, направленного в сторону движения (рис. 15.3, а, кривые 2 VL4
соответственно для единичного и последовательного ходов). Под действием
подъемной силы подвижные части ускоряют свое движение вверх, а их скорость
повышается (кривые 7 и 3). В определенный момент движения управляющий ме­
ханизм молота обеспечивает создание тормозящей силы (отрицательного ускоре­
ния). В результате при подходе к КВП скорость хода гасится до нуля, чтобы не
произошло удара подвижных частей в ограничивающие элементы конструкции.
Однако конечные силовые условия в КВП для обоих циклов неодинаковы. При
единичном ходе длительная остановка означает, что все силы, действующие на
подвижные части, должны быть уравновешены, а ускорение равно нулю. В цикле
последовательных ходов остановка исключена, а должен последовать немедлен­
ный реверс движения. Значит, при приближении к КВП должна возрасти тормо­
зящая сила, которая после мгновенной остановки обеспечит движение вниз.
В начале хода вниз в рассматриваемых циклах на подвижные части действует
максимальная движущая сила и, следовательно, положительное ускорение. При
единичном ходе с максимумом скорости в крайнем нижнем положении (КНП) это
ускорение должно быть направлено в сторону движения в течение всего хода
(рис. 15.3, б, кривые 1 vi 4 соответственно для скорости и ускорения). При осу­
ществлении последовательного хода остановка внизу недопустима и подвижные
части после погашения скорости в КНП тотчас должны начать подъем. Это, как
и при ходе вверх, должно быть обеспечено созданием достаточно большой тормо­
зящей силы. Поэтому в цикле последовательного хода в конце его ускорение до­
стигает наибольшего отрицательного значения, а скорость оказывается максималь­
ной где-то посредине хода в точке изменения знака ускорения (кривые 6 и 2). Для
уменьшения конечной скорости в цикле единичного хода также нужно создать
тормозящую силу. В результате перемещение подвижных частей замедлится и ско­
рость в КНП окажется меньшей, чем в середине пути (кривые 5 и i).
1
КВП\
КНП
2
. \
.
3
4
\
. \
1
.
2
КВП
КНП
Рис. 15.3. Изменение скоростей и ускорений движущихся частей молота в циклах еди­
ничных {а) и последовательных (б) ходов (ударов)
363
Раздел
IV. МОЛОТЫ
Динамическое равновесие подвижных частей в любой момент движения
отображает уравнение
P = m{d^xldt^),
где Р - равнодействующая всех внешних сил, движущих (активных) или тормозя­
щих подвижные части молота с массой т. В зависимости от требуемого характера
движения на одних этапах могут преобладать активные силы, на других - тормо­
зящие. В результате их равнодействующая будет разгоняющей или тормозящей,
а ускорение j =d^xldt^ - соответственно положительным или отрицательным.
К этим силам относят переменную или постоянную активную силу Р' от при­
вода (сила пара, сжатого воздуха, газа и т. д.); переменные или постоянные проти­
водействующие движению силы Р " и Р^ от привода и трения в сочленениях
соответственно. Сила тяжести G, действующая на подвижные части вертикально­
го молота, может проявляться как активная или тормозящая сила в зависимости от
того, совпадает ли ее ускорение g с направлением скорости движения или проти­
воположно ему.
При остановках подвижных частей равновесие становится статическим:
Р = 0, Например, при единичном ходе в КВП оно характеризуется уравнением
тогда как при динамическом равновесии справедливо выражение
P^P'-P'-P^^-G
= m{d^xldt^),
15.3. Коэффициент полезного действия удара
Процесс физического удара двух упругих тел разделяют на две фазы. В те­
чение первой - нагрузочной - происходит монотонное нарастание ударных сил,
так как кинетическая энергия переходит в энергию упругого деформирования
сталкивающихся тел в точках их контакта. После максимального сближения,
соответствующего максимуму ударной силы, начинается вторая фаза процесса разгрузочная - с монотонным спадом ударных сил вплоть до прекращения кон­
такта тел. Размеры и форма их восстанавливаются. В идеальной системе при раз­
грузке энергия деформированного состояния полностью восстанавливает свой
первоначальный уровень, в реальной - только частично.
Для центрального удара двух свободных масс т и т' со скоростями VQ И V^/Q
в начале соударения, скоростью v^ в конце первой фазы, когда обе массы двига­
ются как единая система, и скоростями v^ и v^.^ в конце второй фазы, условие
постоянства количества движения имеет вид
mvQ + m'v^^ = (т + m)v^ = mv^ + mv^^^.
(15.1)
Нормальные нагрузочный и разгрузочный импульсы, воздействующие на
любую из масс, соответствуют изменению количества движения:
364
Глава 15. Общие сведения о молотах
-наг
^наг- \P.At)dt = m{v,-v^) = m\v^-v^^)-
(15.2)
о
^разг^
\ ^ р а з г ( 0 ^ ^ = ^ ( ^ с " ^ к ) = ^Х^тк
О
" ^с ) '
(15-3)
При идеально упругом ударе (без учета каких-либо потерь), когда /разг"^ ^наг?
дополнительным уравнением для определения скоростей соударяющихся тел
является условие сохранения кинетической энергии:
2
2
2
2 *
Динамика системы, состоящей из двух сталкивающихся масс молота в условиях
так называемого жесткого удара лишь с определенной степенью приближения, мо­
жет быть охарактеризована скоростными соотношениями (15.1)-(15.4). В нор­
мальных условиях эксплуатации между сталкивающимися массами закладывают
металл и развивающиеся ударные силы вызывают в нем пластическое течение. Это
уже не соударение твердых упругих тел, а упругопластический удар со своими зако­
номерностями. Однако можно полагать, что система замкнута, так как силы, дейст­
вующие на металл, уравновешены реакцией связи основания (шабота), встречных
подвижных частей или рамы. Следовательно, количество движения осталось без из­
менения, произошло только его перераспределение между столкнувшимися масса­
ми. Однако после удара общий уровень кинетической энергии в системе умень­
шается вследствие необратимых потерь, обусловленных пластической деформацией
(не учитывая рассеяния энергии на колебания и т. п.). Поэтому для реального удара
вводят эмпирический коэффициент восстановления (отскока), устанавливающий
соотношение между проекциями скоростей на линию центров до и после удара:
,
_
^разг
_
^т^к ~ ^ к
наг
Для идеально упругого удара разгрузочный импульс равен нагрузочному
ик^^= 1.
Для шаботного молота начальная скорость шабота v^^ = О, поскольку по­
следний опирается на подшаботную прокладку, фундамент и грунт. Подшаботная прокладка, обладая определенной жесткостью, вызывает отпор.
Опыт показывает, что влияние отпорного импульса отпора невелико, поэто­
му при анализе энергетики им можно пренебречь и считать шабот свободным.
Тогда получаем систему уравнений:
365
Раздел IV. МОЛОТЫ
на основании которой определяем скорости на заключительном этапе удара:
т-\-т
т+т
Поскольку кинетическая энергия к началу удара
а после его окончания
г
- ^^к , ^%к
2
2
_ т + к^^т'
т+т
устанавливаем работу пластического деформирования
т+т
Следовательно, энергетический КПД удара, т. е. отношение полезно исполь­
зуемой энергии к ее начальной величине,
л, =(1-^^,)А:„,=(1-^,,)-||-,
(15.5)
где ^^- = m'jm - коэффициент масс шабота т' и падающих частей т.
Из формулы (15.5) следует, что при ^^^ < 5 КПД удара резко падает вплоть
до нуля, а при отношении ^^^ > 10 значение Г|у мало зависит от m'/m . Поэтому
конструкторы шаботных молотов, чтобы не утяжелять машину, но и не снижать
КПД, принимают ^^. - 10... 20.
Если бы обрабатываемый материал обладал идеальной пластичностью, а эле­
менты конструкции молота были абсолютно твердыми, то разгрузочный им­
пульс отсутствовал и вторая фаза удара характеризовалась бы условием к^^ = ^,
В действительности к^^ > О, и тем больше, чем выше деформирующая сила.
В интервале температур ковки-штамповки для схем деформации с невысокими
значениями напряжений (операции ковки, заготовительные переходы объемной
штамповки) А:^^ = 0,15...0,40, тогда как при доштамповке в окончательном ручье
молотового штампа к^^ = 0,50...0,65, а при очень жестких ударах (штамп по штам­
пу) ^^=0,75...0,80.
Глава 1 6. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ
ПАРОВОЗДУШНЫХ МОЛОТОВ
16.1. Типы молотов и их применение
Область применения паровоздушных молотов охватывает все три главных
технологических комплекса: ковку, объемную горячую и листовую штамповку.
366
Глава 16^. Типовые конструкции паровоздушных молотов
Паровоздушный ковочный молот, обладая такими важными преимуществами,
как простота устройства и управления при универсальности технологических воз­
можностей, является ведущей машиной в индивидуальном и мелкосерийном произ­
водстве поковок. Однако наметившаяся тенденция к замене паровоздушных ковоч­
ных молотов по-прежнему продолжает существовать. Считают, что вместо ковочных
молотов с массой падающих частей (МПЧ) более 3000 кг в кузнечных цехах ма­
шиностроительных заводов целесообразно устанавливать гидравлические прессы
соответствующего номинала, а с МПЧ меньше 1000 кг - пневматические молоты.
Основные размеры и параметры паровоздушных ковочных молотов двойного
действия регламентированы ГОСТ 9752. Предусмотрено изготовление молотов
арочного и мостового типа с МПЧ 1000... 8000 кг при эффективной энергии удара
25...200 кДж. Стандартом установлено, что масса шабота равна 15-кратной номи­
нальной МПЧ.
Аналогично обстоит дело и со штамповочными молотами. В новых цехах пред­
почитают устанавливать КГШП, доступные самой широкой механизации и автома­
тизации. Однако во многих кузнечно-штамповочных цехах ведущей машиной пока
остается паровоздушный молот; создание фундамента на виброизолированном
основании и некоторые другие нововведения в ряде случаев побуждают проекти­
ровщиков к традиционным решениям. Поэтому в условиях серийного производ­
ства целесообразно применять штамповочные молоты с МПЧ до 25 000...40 000 кг.
Для штамповки очень крупных поковок применяют бесшаботные молоты.
Паровоздушные штамповочные молоты двойного действия изготовляют со­
гласно ГОСТ 7024 с номинальной МПЧ 630...25 000 кг ( 4 = 16...630кДж) при
полном ходе 1000... 1600 мм, причем превышение массы шабота должно быть
20-кратным. Давление пара или воздуха, предусмотренное вышеуказанными
стандартами для молотов двойного действия, равно 0,6...0,9 МПа.
Изготовление облицовочных и других деталей летательных аппаратов из не­
железных листовых сплавов требует специфического механического режима об­
работки. Наиболее подходящим оборудованием для этого оказываются л истоштамповочные молоты.
16.2. Требования к конструкции ковочных
и штамповочных молотов
Общая компоновка и конструкция отдельных деталей ковочного молота
(рис. 16.1) отличаются от таковых у штамповочного молота (рис. 16.2). К опреде­
ляющим технологическим факторам относят габариты поковок и зависящие от них
линейные размеры рабочего пространства, точность и жесткость удара.
Например, на ковочном молоте с МПЧ 5000 кг можно обработать гладкий
вал массой до 1500 кг из заготовки 250 х 250 х 3200 мм, а на штамповочном моло­
те с такой же МПЧ - вал массой не более 25 кг из круглой заготовки 75 х 850 мм.
Чтобы обеспечить отковку столь большого изделия, линейные размеры ковочно367
Рис. 16.1. Схема ковочного молота:
1 - шабот; 2 - станина; 3 - падающие части; 4 - рабочий цилиндр; 5 - предохранительное устройство; 6 - парораспределительный
механизм; 7 - механизм управления; 8 - система смазывания
г л ава 16. Типовые конструкции паровоздушных молотов
го молота должны быть увеличены. Так, в первом случае расстояние на свету
между стойками составляет 3200 мм, а во втором - 1000 мм.
Плоская форма рабочей поверхности бойков ковочного молота требует лишь
их параллельности при ударе, не предъявляя жестких условий по относительному
сдвигу в горизонтальной плоскости. Иначе у штамповочных молотов: смещение
верхнего штампа относительно нижнего искажает форму полости окончательного
ручья и приводит к неисправимому браку. Поэтому у штамповочного молота
должно быть обеспечено не только хорошее вертикальное направление падающих
Рис. 16.2. Схема штамповочного молота (1-8 см. на рис. 16.1)
369
Раздел
IV. МОЛОТЫ
частей, но и строгая фиксация направляющих относительно оси молота, обеспе­
чивающая совпадение осей верхнего и нижнего штампов.
Ковкой изготовляют поковки простой конфигурации, поэтому различного рода
поднутрения и уступы сглаживают напусками. При объемной штамповке стремятся
достичь максимального приближения формы поковки к изделию, благодаря чему
она довольно сложная - с ребрами, полостями и т. п. Кроме того, нужно удалить
излишек металла в канавку для заусенца (облоя). Поэтому при штамповке необхо­
димо, чтобы удар был как можно жестче: только в этом случае силы, требующиеся
для деформации металла, обеспечивают отчетливое заполнение полости оконча­
тельного ручья. Как показал опыт эксплуатации, такие условия достигаются, если
отношение масс шабота и падающих частей не менее 20...25, причем шабот и па­
дающие части обладают большой конструктивной жесткостью.
Таким образом, у штамповочных молотов шабот должен быть большим, а просвет
между стойками малым, и, следовательно, стойки могут крепиться непосредственно
на шаботе, образуя замкнутую раму станины с хорошей фиксацией и направлением
для падающих частей. У ковочных молотов закрепить стойки на шаботе не пред­
ставляется возможным, так как при уменьшенной массе и большом расстоянии
между стойками шабот превратится в плиту и вследствие сниженной конструктив­
ной жесткости не сможет выполнить свою функцию - воспринять удар.
Особенности технологии находят отражение и в циклах движения падаю­
щих частей. Штамповочный молот, например, должен быть устроен так, чтобы
в любой момент можно было нанести полный единичный удар с максимальной
энергией, а ковочный молот чаще всего работает последовательными ходами
с неполной энергией. Кроме того, в состав бригады любого ковочного молота
входит машинист, управляющий парораспределением по сигналам бригадира.
На штамповочном же молоте не требуется руководства технологическим про­
цессом и кузнец сам управляет работой молота. Это приводит к определенным
различиям в системах управления ковочным и штамповочным молотами.
Эксплуатационные требования к конструкции молотов обусловлены надеж­
ностью, долговечностью и удобством обслуживания. Производственный опыт сви­
детельствует о необходимости внесения множества изменений в конструкции уз­
лов и деталей в связи с различными требованиями. Например, крепление стоек
штамповочного молота к шаботу подпружиненными шпильками с наклонной
осью вместо вертикальной; использование паровоздушного предохранителя вмес­
то пружинного; глухое конусное крепление штока к бабе; отказ от шпилек, стяги­
вающих стойки штамповочного молота снизу, и др.
Аналогичным образом создана конструкция листоштамповочного молота
(рис. 16.3), характеризующаяся прежде всего большими размерами штампового
пространства в плане. В связи с меньшими при листовой штамповке силами де­
формирования (по сравнению с объемной штамповкой) нет необходимости на­
несения жестких ударов, поэтому принята значительно меньшая кратность
массы шабота по отношению падающих частей с учетом верхнего штампа (5...7).
Наконец, большая общая масса падающих частей позволяет достичь требуемой
энергии удара при малых начальных скоростях (< 3 м/с).
370
г л ава 16. Типовые конструкции паровоздушных молотов
Рис. 16.3. Схема листоштамповочного молота {1 ~8 см. на рис. 16.1)
Конструктивное многообразие паровоздушных молотов является отличи­
тельным признаком машин, выпускаемых различными заводами и фирмами.
Проведенный анализ позволил установить, что типовое исполнение деталей,
узлов и механизмов обосновано положительными результатами многолетнего
опыта эксплуатации. Рассмотрим подробнее типовые конструкции узлов и ме­
ханизмов широко распространенных в промышленности ковочных и штампо­
вочных молотов.
371
Раздел
IV, МОЛОТЫ
16.3. Станины
Ковочные молоты выпускают с двухстоечной станиной арочного или мосто­
вого типа. В узел станины арочного типа ковочного молота (рис. 16.4, а) в ка­
честве базовых деталей входят левая 2 и правая 8 стойки с регулируемыми
направляющими планками 3. Замыкание рамы станины может осуществляться
разными способами. В конструкции, изображенной на рис. 16.4, а, стойки уста­
новлены на левую / и правую 10 фундаментные плиты, стянутые тягами 9, Сверху
располагается подцилиндровая плита 4, поперечные пазы которой так же, как и
распорные трубы 6 со стяжными шпильками, фиксируют положение стоек вдоль
фронта. Поперечная их фиксация обеспечивается шпонками 7. Узел рабочего ци­
линдра монтируют на подцилиндровой плите и крепят к стойкам шпильками 5.
Стойки современных ковочных молотов изготовляют из стального литья и
обычно со скругленным коробчатым сечением.
Для ковки поковок больших размеров арочная конструкция станины стано­
вится нетехнологичной (например, для молота с МПЧ 3150 кг просвет увеличи­
вается с 2700 до 4000 мм). В этом случае применяют мостовую станину
(рис. 16.4, б) - клепаную металлоконструкцию 4 коробчатого сечения, устанав­
ливаемую на двух круглых стойках-колоннах 5, согнутых из листа и сваренных
по шву. Крепление моста 4 к стойкам, а последних - к фундаментным плитам 7
осуществляют болтами; плиты скреплены тягами 6. Сверху на мост устанавли­
вают стальные литые кронштейны 2, на которых расположен рабочий цилиндр 7;
снизу в проеме закреплены левая и правая направляющие 3.
Конструкция типовой двухстоечной станины паровоздушного штамповоч­
ного молота показана на рис. 16.5. Стойки штамповочных молотов работают в
очень тяжелых условиях импульсного нагружения. По отношению к оси молота
сила часто приложена эксцентрично. В результате происходит их сдвиг вдоль и
поперек фронта шабота, сопровождающийся изгибом в двух плоскостях. Снача­
ла стойки отрываются от шабота, а затем резко садятся на свое место. Поэтому
крепление должно допускать подвижность стоек при ударе и их последующую
точную посадку на прежнее место, а также предусматривать компенсацию изно­
са сопряженных поверхностей.
Правую 6 и левую 4 стойки устанавливают на шаботе 5, боковые приливы А
которого фиксируют их положение по фронту. Поперечное сочленение стоек
с шаботом производится в обхват при помощи переднего и заднего нижних при­
ливов Б у стоек. К шаботу каждую стойку крепят двумя передними и двумя зад­
ними подпружиненными шпильками 7. Ось шпилек наклонена под углом
10...12° к вертикали. Назначение пружин двоякое: при отрыве стоек они выпол­
няют роль амортизаторов, растягивая ударный импульс во времени и уменьшая
тем самым воздействующую на шпильки силу; при посадке горизонтальная со­
ставляющая силы сжатой пружины прижимает стойку к приливу шабота, фик­
сируя ее правильное положение.
372
г л ава 16. Типовые конструкции паровоздушных молотов
Рис. 16.4. Станины арочного {а) и мостового (б) типов ковочного молота
373
Раздел IV. МОЛОТЫ
Функции компенсаторов износа сопряженных вертикальных плоскостей
стоек и шабота выполняют два продольных и два поперечных клина. Первые два
забивают с фронтальной стороны молота между передними приливами Б стоек
и шаботом, а вторые - в зазор между боковыми поперечными плоскостями при­
ливов А и Б этих деталей. Уклон продольных клиньев составляет 1/16, попереч­
ных - 1/24. Для надежности каждый из клиньев контрят шпонкой с зубцами,
установленной в пазу станины 6 (шабота 8),
Продольную фиксацию стоек обеспечивают подцилиндровой плитой 5, укла­
дывая ее пазами на шпоночные выступы стоек. В зазоры пазов вставляют планки,
а для вертикального соединения используют четыре пары подпружиненных бол­
тов, стягивающих верхние приливы стоек, подцилиндровую плиту и плиту рабоче­
го цилиндра. Для поперечной фиксации используют шпонки.
Горизонтальное перемещение регулируемой направляющей планки 1 для
уменьшения или увеличения зазора между нею и бабой осуществляют клином 2.
Для подъема или опускания клина служат гайка и болт, квадратную головку кото­
рого располагают в пазу клина. К стойке направляющая планка прижата подпру­
жиненными шпильками 3, Точно такое же устройство направляющих применяют
и в ковочных молотах.
Рис. 16.5. Конструкция типовой двухстоечной станины паровоздушного штампо­
вочного молота
374
г л ава 16. Типовые KOHcmpyKijuu паровоздушных молотов
Стойки штамповочных молотов изготовляют из стального литья. Отливку
отжигают, а места контакта с шаботом и подцилиндровой плитой подвергают
газопламенной поверхностной закалке. Благоприятное влияние на контактную
прочность в указанных местах оказывает хорошая смазка. Прочность стоек
обеспечивают приданием ей коробчатого или двутаврового сечения в горизон­
тальной плоскости и трапецеидального с ребрами жесткости - в вертикальной.
16.4. Шабот
Шабот - это массивный цельный блок при массе менее 100... 120 т или со­
ставной блок из трех-четырех деталей при большей массе. Шаботы ковочных
молотов отливают из чугуна СЧ 21. Для снижения стоимости крупных штампо­
вочных молотов из стального литья изготовляют обычно только верхнюю часть
составного шабота, остальные плиты отливают из чугуна. Шаботы мелких и
средних штамповочных молотов делают целиком из стального литья.
Конструкция шаботов ковочных молотов ступенчатая (см. рис. 16.1): сверху
суженная в размер подбойковой плиты, что облегчает манипулирование инст­
рументом при выполнении таких операций, как рубка, прошивка и т. п.; книзу уширенная для уменьшения давления на подшаботную прокладку.
Шаботы штамповочных молотов делают прямыми (см. рис. 16.2) или в фор­
ме усеченной книзу пирамиды. В составных шаботах для центровки предусмат­
риваются продольные пазы и шпоночные выступы. Соединяют отдельные части
такого шабота шпильками, утопленными в его вертикальных пазах.
Конструкторы некоторых фирм рекомендуют устраивать посредине опор­
ных плоскостей шабота для стоек полости с канализационным выходом на боко­
вую поверхность. При отскоке стоек в зазор (область пониженного давления)
устремляется воздух и сдувает окалину наружу через эти отверстия, что способ­
ствует уменьшению износа контактных поверхностей.
Для транспортировки шабот снабжают несколькими парами расчалочных
штырей, отлитых заодно с ним, или глухими цилиндрическими полостями, куда
заводят монтажные приспособления.
16.5. Рабочий цилиндр с предохранительным
устройством
Рабочий цилиндр - составная часть привода паровоздушного молота. В его ци­
линдрической полости происходит преобразование энергии пара и сжатого воздуха
в кинетическую энергию движущегося поршня и всего узла падающих частей.
К узлу собственно рабочего цилиндра (рис. 16.6) относятся: его корпус 3, втул­
ка 4, отъемное днище 7, предохранительное и уплотнительное устройства. В корпусе
рабочего цилиндра размещаются также поршень 10, штоки 5, 9 и детали паро­
распределения и управления молотом.
375
Раздел
IV. МОЛОТЫ
Рис. 16.6. Схема узла рабочего цилиндра паровоздушного молота
376
г л ава 16. Типовые конструкции паровоздушных молотов
Корпуса молотов бывают двух типов: отлитые заодно с золотниковой короб­
кой и без нее. Корпуса первого типа сейчас унифицированы для ковочных
и штамповочных молотов, второго - иногда встречаются у ковочных молотов.
Устойчивость корпуса обеспечена боковыми ребрами и несколькими парами про­
дольных косынок (иногда их выполняют также в виде ребер жесткости по всей
длине цилиндра). Изготовляют корпуса рабочих цилиндров из стального литья.
Известно, что контактный износ зависит от скорости относительного пере­
мещения сопряженных поверхностей. Поскольку скорость поршня неравномер­
на по длине рабочего цилиндра, то неодинаков по его длине и износ - в цен­
тральной части выработка сильнее. Чтобы компенсировать износ, искажающий
форму рабочей полости, вследствие чего возрастают утечки энергоносителя, ре­
комендуется устанавливать в цилиндре втулку из чугуна СЧ 21 или (лучше) из
хромоникелевого чугуна. Плотность посадки втулки достигается в результате
предварительного подогрева цилиндра.
А.И. Зимин указывает, что толщина стенки корпуса цилиндра, рассчитанная
исходя из давления пара или воздуха, слишком мала. Поэтому ее принимают
конструктивно около 0,1 £), где D - внутренний диаметр цилиндра, а толщину
стенок втулки - 0,05 Д но не менее 20 мм. Такие размеры обеспечивают необ­
ходимое число переточек при ремонте.
При наличии в цехе большого количества молотов всегда возможны перепа­
ды давления в магистралях пара или воздуха. Даже опытным наладчикам не сразу
удается отрегулировать положение органов парораспределения. Вследствие оши­
бок при управлении молотом поршень может получить непредвиденное ускоре­
ние при движении вверх и резко ударить в
крышку цилиндра. Для предотвращения ава­
рийных ситуаций в верхней части цилиндра
монтируют специальное предохранительное
устройство.
Опыт показал, что пружинные предохра­
нители ненадежны и часто выходят из строя,
не смягчая удара. Паровоздушные предохра­
нители сложнее по конструкции, но зато по­
ломка крышки при них почти исключена. В
этих устройствах плунжер 1 (см. рис. 16.6),
свисающий в рабочий цилиндр, воспринимает
удар поршня и, поджимая пар или воздух в
отсеченной полости цилиндра предохраните­
ля, гасит скорость падающих частей. Для
компенсации утечек полость предохранителя
всегда соединена трубкой 2 с подводящей
трубкой 8 свежего пара или воздуха, для вы­
хлопа которых предусмотрена труба 6. Снизу
в рабочий цилиндр входит шток 9, Герметиза- Рис. 16.7. Конструкция уплотницию цилиндра обеспечивает уплотнительное тельного устройства
377
Раздел IV. МОЛОТЫ
устройство в виде манжет 2 (рис. 16.7) шевронного сечения из асбестовой ткани
АТ2 или АТ4, пропитанной теплостойким клеем. При сборке устанавливают
5-8 манжет, фиксируя их кольцами 1 и 3 из бронзы или антифрикционного
чугуна. Нижнее кольцо 3 поджимают разрезной втулкой 4.
16.6. Падающие части
Номинальная МПЧ - главный размерный параметр - складывается из масс
поршня, штока, бабы. Верхний боек, или штамп, не является деталью молота, рег­
ламентация его массы необходима для того, чтобы предупредить при эксплуата­
ции утяжеление падающих частей сверх меры, приводящее к значительному из­
менению параметров молота. Так, ГОСТ 9752 на ковочные молоты допускает
превышение номинала всего на 5 %. По ГОСТ 7024 на штамповочные молоты до­
пускается увеличение фактической МПЧ относительно номинальной не более чем
на 15 % без учета массы верхнего штампа. Масса же верхнего штампа не должна
превышать 30 % от номинальной МПЧ.
Типовой узел падающих частей (рис. 16.8) состоит из раздельно выполнен­
ных поршня 2, штока 5, бабы 6 и более мелких соединительных деталей.
Длительный опыт эксплуатации штамповочных молотов показал целесооб­
разность заклиненного конусного крепления поршня на штоке и штока в бабе.
Прочность такого крепления обеспечивается достаточными нормальными на­
пряжениями на поверхности контакта и соответствующим углом конусности а
сопряжений (а= 1,25...2,30°). В результате значительные касательные силы, дей­
ствующие в контакте, располагаются внутри конуса тре­
ния, наглухо заклинивая соединяемые детали.
Нормальные напряжения при посадке поршня на
шток создаются вследствие линейной усадки по диамет­
ру отверстия при охлаждении поршня, предварительно
подогретого до 400...450°С. Расклепка верхнего торца
штока не рекомендуется, так как она опасна в связи с
ослаблением посадочного натяга. Шток с поршнем мон­
тируют в рабочем цилиндре, выверяют установку бабы
и сильным ударом с разгона забивают шток в бабу.
Крепление штока в бабе предусматривает установку
в цилиндрическом гнезде бабы промежуточного разрез­
ного стального стакана-сухаря 5. Поверхностная твер­
дость материала стакана ниже твердостей материалов
бабы и штока. Поэтому стакан воспринимает весь износ
и при необходимости его заменяют. При сильных ударах
Рис. 16.8. Схема типо­ нормальные напряжения становятся значительными и в ко­
вого узла падающих час- нусном соединении при контакте стали со сталью может
тей молота
начаться необратимый диффузионный процесс. Выбить
378
Глава
16, Типовые конструкции паровоздушных молотов
шток из бабы тогда трудно. Для предупреждения этого между штоком и стака­
ном кладут латунные или медные прокладки 4 толщиной 1 ...2 мм.
Для унификации у ковочных и штамповочных молотов применяют одинако­
вую конструкцию узла падаюш.их частей.
Поршни молотов изготовляют коваными из стали 45 или 40ХН. Диаметр
поршня в зависимости от его размера на 0,7...3 мм меньше внутреннего диаметра
втулки рабочего цилиндра. Зазор необходим из-за различной степени теплового
расширения сопрягающихся деталей. Для уплотнения служат разрезные кольца 7
из стали 20 или 30, устанавливаемые в 2-4 канавки поршня. Замок кольца обычно
косой и плоский, реже - ступенчатый с лучшей герметизацией, но более трудный
в изготовлении. Зазор в канавке между поршнем и кольцом должен быть таким,
чтобы при монтаже обеспечить посадку поршня в рабочий цилиндр.
Бабы молотов с МПЧ до 5000 кг выполняют коваными, а при большей МПЧ литыми из стали 45, 35Х, 40ХН или даже 40ХНА в зависимости от условий рабо­
ты молота.
Шток элементарен по форме, но условия его работы чрезвычайно сложны,
а поломка - частое явление в кузнечных цехах. Почти все исследователи указы­
вают, что штоки ломаются заподлицо с бабой или в ее конусе. Это обусловливается
характером напряженного состояния металла штока в месте поломок: продольными
напряжениями от действия массовых сил при резком торможении падающих час­
тей, напряжениями изгиба вследствие разворота бабы при эксцентричном ударе
и постоянно действующими поперечными напряжениями сжатия от посадки што­
ка с натягом. При осмотре места излома обнаруживается усталостный характер
разрушения: внешняя кольцевая темная поверхность свидетельствует о появлении
поперечной усталостной трещины, а блестящая шероховатая внутренняя часть об остаточном межкристаллическом изломе. Факторы, определяющие прочность
и стойкость штока, можно разделить на две категории: свойства металла, из кото­
рого изготовлен шток, и условия нагружения штока.
Чем выше способность металла сопротивляться динамическим нагрузкам,
тем дольше служит шток. Поэтому наиболее желательно изготавливать его из
хромоникелемолибденовой стали, например ХНЗМ или 40ХНМА. Однако мо­
либден дефицитен, и приходится использовать стали хромоникелевого класса
(ЗОХНЗА, 40ХН, 18ХНВА и т. п.). При облегченных условиях штамповки можно
применять даже сталь 45 и, наоборот, при ковке высоколегированных сталей с
жестким ударом шток даже ковочного молота должен быть изготовлен из высо­
кокачественного металла.
Стойкость штока будет в десятки раз ниже, если заготовка имеет металлур­
гические дефекты, вроде флокенов, расслоений, пор и т. п. Штоки из такого ме­
талла ломаются в любом месте по его длине.
Важно обеспечить хорошую термообработку штока. Перед обдиркой заготов­
ка должна пройти нормализацию с отпуском до твердости 260 НЕ. При оконча­
тельной термообработке две трети длины штока от конца, загоняемого в бабу,
379
Раздел
IV. МОЛОТЫ
закаливают по режиму, соответствующему данной марке стали, с охлаждением в
масле до 400...450 °С. Затем шток охлаждают до 150 °С в утепленной яме. В ре­
зультате его твердость составляет 40,5 ...45,5 HRCg.
Коробление при термообработке не допускается, поэтому нагрев рекоменду­
ют производить в шахтных печах. Применяют индукционный нагрев штоков.
Определенное влияние на стойкость штока оказывает качество обработки
его поверхности: чем меньше параметр шероховатости, тем больше устранено
концентраторов в виде микротрегцин, надрезов и т. д. Поэтому поверхность
штока после чистового точения шлифуют до Rz = 0,63...0,32 мкм. Для повыше­
ния стойкости применяют также упрочняющую обкатку роликом, прижатым к
штоку силой 30...40 кН.
После того как шток изготовлен, его консервируют, густо смазывая, и пере­
дают на хранение. При этом царапины, забоины и тем более ржавчина совер­
шенно недопустимы.
Современное исследование напряженного состояния в штоке при ударе па­
дающих частей основано на типовой задаче волновой механики об ударе стерж­
ня с начальной скоростью VQ О жесткую преграду. Наличие поршня при этом
учитывается как дополнительное ударное воздействие его массы т^ на стержень.
Результаты такого решения удовлетворительно подтверждают данные экспери­
ментальных исследований, согласно которым условие прочности штока можно
записать в виде
^ ЕК^ 4(l-coscoi:J
где X^=1/CQ
- время прохождения ударной волны по штоку; / - длина штока;
CQ =->JЕ/Р - скорость ударной волны (для стального штока с^ = 5П2 м/с). Коэффи­
циент отскока А:^ введен здесь для того, чтобы учесть жесткость удара, поскольку
в реальных условиях определенная часть эффективной энергии расходуется на упругопластическую деформацию поковки, инструмента, подштамповой плиты и т. п.,
и тем самым приблизить расчетные значения напряжений к экспериментальным.
В качестве допускаемого напряжения необходимо принимать предел вынос­
ливости при сжатии-растяжении с симметричным циклом нагружения:
Таким образом, долговечная и надежная работа штока определяется пре­
дельно допустимой скоростью падающих частей перед ударом. Деформирование
поковки с большей скоростью приведет к быстрой поломке штока.
Если удар наносится с эксцентриситетом, то из-за поворота бабы во фрон­
тальной плоскости вследствие зазоров в направляющих происходит импульсный
изгиб штока и в нем возникают поперечные напряжения. Для их снижения нет
380
Глава
16. Типовые конструкции паровоздушных молотов
необходимости в каких-либо конструктивных изменениях молота, достаточно
лишь строго выдержать зазоры между бабой и направляющими. В пределах тре­
бований на нормы точности для штамповочных молотов эти зазоры должны
быть следующими: 0,20...0,35 мм на сторону для мелких и средних молотов
и 0,40...0,50 мм - для крупных. Для ковочных молотов допускают зазоры
0,25...0,375 мм на сторону независимо от размеров молота.
Для повышения прочности штоков полезны технологические мероприятия,
устраняющие обработку металла в эксцентрично расположенных заготовитель­
ных и черновых ручьях в результате применения периодического проката или
вальцованных заготовок.
16.7. Механизмы парораспределения и управления
Механизм, предназначенный для регулирования параметров энергоносителя
и, следовательно, циклов движения и скорости падающих частей, называют па­
рораспределительным.
Регулирование является количественным, если соотношения между силами
изменяются за счет объема энергоносителя, поступающего в рабочий цилиндр.
Если же изменяется качество энергоносителя, т. е. давление, то регулирование
называют качественным. Количественное регулирование можно осуществить,
изменяя время открытия проходных сечений для впуска энергоносителя с на­
чальными параметрами (свежего) в рабочий цилиндр или выпуска отработавше­
го. Качественное регулирование достигают дросселированием энергоносителя
при протекании его через специальные переменные сечения с изменяющимся
сопротивлением.
Рабочие органы парораспределительного механизма могут быть выполнены
в виде:
1) клапанных устройств, в которых подъем клапанов от седла открывает,
а посадка на место прекращает подачу энергоносителя;
2) золотниковых устройств, в которых полки цилиндрического золотника в хо­
де возвратно-поступательного движения перекрывают отверстия (окна) втулки,
прекращая впуск свежего энергоносителя или начиная выпуск отработавшего;
3) крановых устройств, в которых проходные окна открываются или закры­
ваются при повороте внутренней втулки относительно наружной.
Цилиндрические золотники - наиболее распространенная конструкция уст­
ройства количественного регулирования. Поворотные устройства, позволяющие
тонко изменять проходные сечения, применяют для качественного регу­
лирования и обычно называют дросселями.
Перемещение рабочих органов парораспределителей производит механизм
управления, образующий кинематическую цепь из качающихся рычагов и по­
ступательно движущихся тяг. Механизм управления приводит в движение непо­
средственно кузнец или машинист молота, воздействуя на конечное звено
381
Раздел
IV. МОЛОТЫ
кинематической цепи (рукоять, педаль), либо ход бабы, воздействующий на осо­
бое звено, связанное с остальной цепью управления.
Первый тип управления называется ручным, второй - автоматическим.
Если
возможно и ручное, и автоматическое управление, то оно называется смешанным.
Золотниковый механизм штамповочного молота для регулирования количе­
ства пара (воздуха), поступающего в главный цилиндр, включает в себя втулку
(см. рис. 16.6), вертикально установленную в ту часть корпуса цилиндра, которую
называют золотниковой коробкой, и двухполочный золотник с его скалкой 5 для
связи с механизмом управления. Втулка имеет три ряда окон. Верхний и нижний
ряды соединены каналами с соответствующими полостями рабочего цилиндра,
средний - через дроссель с подводящей трубой 8 свежего пара. Сквозная полость
внутри золотника соединена с выхлопной трубой 6 отработавшего пара. Изменяя
положение полости, отсеченной полками золот­
ника и стенкой втулки, обеспечивают попере­
менное соединение верхнего и нижнего рядов
окон со средним на впуск свежего пара. Через
ряд окон, находящихся в это время за внешней
кромкой золотника, происходит выпуск отрабо­
тавшего пара (из верхних окон через внутрен­
н ю ю полость золотника).
Золотниковый механизм успешно работа­
ет, если выполнено важнейшее условие: золот­
ник быстро и плавно опускается во втулке по
всей длине под действием силы тяжести. Для
этого зазор между втулкой и золотником на­
значают из расчета 0,1 мм на 100 мм диаметра
с обязательной притиркой. В последних моде­
лях штамповочных молотов втулка и золотник
изготовлены из чугуна СЧ 2 1 .
Дроссель кранового типа состоит из наруж­
ной втулки, неподвижно установленной в золотА !
н
^\ j / ^
никовой коробке, и внутренней, скалка которой
!
I
^L^^^
соединена с механизмом управления (рис. 16.9).
1-7 1
^
Обе втулки имеют окна, совпадение которых
!—Г
^JJI
обеспечивает максимальный проход для свеже!-!Г^
А
го пара. Поворотом внутренней втулки площадь
окон уменьшается вплоть до полного перекры­
тия с прекращением доступа свежего пара.
В состав механизма управления (см. рис. 16.9)
входят следующие детали: педаль 14, ось кото­
Рис. 16.9. Схема механизма управ­ рой закреплена в приливах шабота; тяга 13\ пру­
жина 72, удерживающая рычаг 7, а следовательно,
ления молотом
"
382
u^-V
Глава 16. Типовые конструкции паровоздушных молотов
и педаль 14 в верхнем положении; контроллер 77, состоящий из наружного обо­
да с тягами 2 и 70 к рычагу 7 и балансиру 4 соответственно, а также внутреннего
поворотного диска с ручкой, сцепленного тягой 9 с рычагом 8 скалки дросселя;
балансир 4 (двуплечий рычаг), ось качания которого укреплена в стойке молота;
сабля 3 (кривой двуплечий рычаг), качающаяся на оси левого плеча балансира,
причем сабля контактирует с плоским скосом бабы, а ее правое плечо шарнирно
соединено с тягой 5, идущей к внешнему плечу рычага 6, среднее плечо которо­
го через серьгу 7 связано со скалкой золотника. Такое устройство механизма
управления позволяет, во-первых, изменять установочное положение дросселя,
поворачивая его внутреннюю втулку, и золотника, поднимая или опуская его
при помощи скалки, и, во-вторых, обеспечивать движение золотника, при кото­
ром падающие части автоматически совершают цикл холостых качаний или
управляемых единичных ходов с нанесением полных или неполных ударов.
Для управления дросселем предназначен контроллер. При длительных пере­
рывах в работе ручку контроллера устанавливают горизонтально, в результате
чего рычаг скалки поворачивается вверх на 15° и перекрывает окна (рис. 16.10, а).
Для осуществления пуска ручку контроллера поворачивают вниз и рычаг скалки
переводится тягой в горизонтальное положение. Окна дросселя приоткрываются
примерно на половину своего полного проходного сечения (рис. 16.10, б).
Пока педаль молота не нажата, золотник занимает исходное положение
(рис. 16.11, а): нижний ряд окон втулки полностью открыт на впуск свежего па­
ра (СП) в нижнюю полость рабочего цилиндра, а верхний соединен с выхлопной
трубой, и из верхней полости происходит выпуск отработавшего пара (ОП).
В результате начинается подъем падающих частей. Тотчас вступает в действие
кинематическая цепь, связывающая бабу с золотником (см. рис. 16.9); скос бабы
Рис. 16.10. Расположение окон дросселя при различном положении рукоятки
383
Раздел
И
СП
IV. МОЛОТЫ
1
СП
1
^
и
СП
СП
и
оп
оп
г
ОП1
д
Рис. 16.11. Положения (а - д) золотника относительно окон втулки
нажимает на саблю, поворачивая ее против направления движения часовой
стрелки вокруг оси левого плеча неподвижного балансира. Правое плечо сабли
при этом поднимается, автоматически поднимается и золотник. Сначала он от­
секает окна (рис. 16.11, б), затем соединяет нижние окна с выхлопной трубой,
а верхние приоткрывает на впуск свежего пара. В конце хода вверх, пройдя путь
Аз^, золотник занимает положение, указанное на рис. 16.11, е.
Движение падающих частей и золотника вверх с предваряющим открытием
верхних окон обеспечивает гашение кинетической энергии падающих частей на
сжатие пара в верхней полости цилиндра. Это не только предотвращает удар
в крышку цилиндра, но и (самое главное) позволяет падающим частям после дос­
тижения КВП немедленно изменить направление (реверсировать) своего дви­
жения под действием противодавления верхнего пара.
Сабля при ходе вниз поворачивается в направлении движения часовой
стрелки. Золотник, копируя движение падающих частей, опускается и переходит
в положения, представленные на рис. 16.11, а и б. В связи с относительно низ­
ким начальным положением золотника нижние окна не полностью открываются
на выпуск пара из-под поршня. Это тормозит падающие части, приводя к мгно­
венной остановке в промежуточном положении, расположенном выше КНП, и не­
медленному реверсу движения.
При полуоткрытом дросселе и не нажатой педали реверсивное движение па­
дающих частей выполняется сколь угодно долго и составляет цикл холостых ка384
г л ава 16. Типовые конструкции паровоздушных молотов
чаний. Соотношение между ходами h^ иН соответственно золотника и падающих
частей в любой период этого цикла подчинено линейной закономерности
где к^ - коэффициент кратности, равный 0,025...0,04 - для молотов с МПЧ
630...3150 кг и 0,050...0,066 - д л я молотов с МПЧ 5000... 16000 кг.
Если теперь при подходе падающих частей к КВП до конца нажать педаль,
то, во-первых, опустится контроллер и тяга к рычагу скалки дросселя дополни­
тельно повернет внутреннюю втулку, полностью открыв окна (рис. 16.10, в); вовторых, левое плечо балансира поднимется, передвинув золотник на величину
йпед в самое высокое положение (рис. 16.11, г), при этом сабля, двигаясь вверх,
проскользнет по скосу, но сохранит с ним контакт.
В течение всего хода вниз педаль остается нажатой, поэтому ось вращения
сабли неподвижна в своем верхнем положении. Однако сабля при падении бабы
может поворачиваться вокруг этой оси. Движение сабли обеспечивается силой
тяжести, опускающей золотник пропорционально ходу падающих частей. При
подходе их к КПП, т. е. перед ударом, золотник занимает положение, приведен­
ное на рис. 16.11, д, оставляя верхние окна чуть приоткрытыми на впуск свежего
пара, а нижние - на выпуск.
В течение всего хода вниз верхние окна открыты на впуск, в результате в
верхнюю полость цилиндра постоянно поступает свежий пар, энергия которого
непрерывно ускоряет движение падающих частей. Нижние окна открыты на вы­
пуск, что обеспечивает минимальное сопротивление отработавшего пара в ниж­
ней полости. По достижении КПП падающие части приобретают максимальную
скорость и производят полный удар с максимальной энергией.
Тотчас после удара штамповщик освобождает педаль. Под действием отжим­
ной пружины балансир отпускает золотник в положение, указанное на рис. 16.11, а,
при этом дроссель занимает положение, приведенное на рис. 16.10, б. Парорас­
пределительный механизм оказывается в исходном положении, и падающие
части начинают первый холостой ход вверх. Если при подходе к КВП штампов­
щик вновь нажмет педаль, падающие части пойдут вниз и произведут удар без
разделения циклом качаний. Если рабочему надо осуществить вспомогательные
операции, например взять новую заготовку, то при свободной педали падающие
части начнут качаться и очередной удар последует после ее нажатия.
Глубина нажатия на педаль несколько возрастет при увеличении МПЧ мо­
лота: в моделях Воронежского завода кузнечно-прессового оборудования с МПЧ
630...3150 кг она изменяется от 55 до 80 мм. Подъем падающих частей от педа­
ли не превышает 70...75 % его полного хода от сабли:
/г„,, = (0,70...0,75)/гз„.
Если педаль нажата частично, то золотник не поднимается до КВП (рис 16.11, г),
а останавливается ниже. Поэтому при его автоматическом опускании возможна
385
Раздел IV. МОЛОТЫ
не только отсечка верхних и нижних окон, но и открытие нижних окон на впуск, а
верхних - на выпуск. В результате поступление пара в верхнюю полость цилиндра
сократится, а его сопротивление в нижней полости увеличится, поэтому конечная
скорость в КНП уменьшится и произойдет неполный удар, при этом чем слабее на­
жата педаль, тем меньше будет энергия удара по сравнению с максимальной.
Механизм управления штамповочного молота позволяет работать и сериями
очень легких автоматических последовательных ударов при чуть нажатой педали.
По сути это преобразованный цикл качаний, когда в результате приподнятого зо­
лотника в верхнюю полость поступает столько свежего пара, что его энергии дос­
таточно для совершения полного хода с нанесением удара. Однако противодав­
ление нижнего пара оказывается большим, так как золотник от сабли опускается
слишком низко, и падающие части без задержки в КНП после легкого удара не­
медленно начинают подниматься при нажатой педали.
Профиль сабли строят графическим способом с учетом обеспечения пря­
мой пропорциональности между ходом золотника h и падающих частей Я, а
также минимального износа трущихся поверхностей сабли и бабы.
Механизм управления ковочным молотом позволяет работать единичными
ударами разной интенсивности, удержанием падающих частей на весу, при­
жимом поковки.
16.8. Система смазывания
В современных молотах применяют комбинированный способ смазки минераль­
ными маслами или пластичными смазочными материалами. Выбор системы смазки
и смазочного материала зависит от условий работы сопрягаемых деталей и узлов.
Приводная маслостанция, состоящая из плунжерного насоса с электродвига­
телем и установленная на специальной стойке рядом с молотом, непрерывно по­
дает цилиндровое масло марки 11 или 24 для смазывания цилиндра, золотника
и дросселя.
Направляющие и скос под саблю смазывают вручную смесью, состоящей из
70 %, цилиндрового масла, 10 % цинковых белил и 20 % коллоидного графита.
Контактные плоскости, например стоек с шаботом, прошприцовывают со­
лидолом УС-3, а плоскости скольжения - цилиндровыми маслами.
16.9. Фундаменты
Молоты монтируют на фундаментах - массивных железобетонных блоках,
которые могут опираться непосредственно на грунт либо на опоры (упругие
амортизаторы, подвижные пневмоопоры и др.).
Фундаменты, подошва которых опирается на грунт. На этих фундамен­
тах смонтировано большинство молотов, в конструкциях таких фундаментных
блоков для штамповочных и ковочных молотов имеются некоторые различия.
386
г л ава 16. Типовые конструкции паровоздушных молотов
Фундамент для штамповочного молота - это цельнолитой блок в форме
прямоугольного параллелепипеда с выемкой в верхнем торце (см. рис. 16.11). На
дно выемки укладывают подшаботную прокладку (подушку) из нескольких ря­
дов деревянных плит. На эту прокладку устанавливают шабот молота и фикси­
руют его в выемке при помощи двух продольных и двух поперечных брусьевраспорок без жесткого крепления их к фундаменту. Для удобства работы линию
разъема штампов располагают на высоте 840 мм над уровнем пола и соответст­
венно заглубляют подошву шабота и верхний торец блока. До уровня пола де­
лают засыпку песком. Справа в фундаменте предусматривают отверстие для
стойки маслостанции.
Плиты прокладки - это квадратные брусья, изготовленные из качественного
дуба или бука после их воздушной сушки на влажность до 20...25 %. Брусья
стягивают болтами и располагают так, чтобы волокна брусьев верхних плит бы­
ли перпендикулярны волокнам нижних. Высота деревянной прокладки состав­
ляет 400... 1800 мм для молотов с МПЧ 630...25 000 кг.
Поверхность выемки в блоке, на которую опирается прокладка, должна быть
строго горизонтальна. Если при изготовлении фундамента был допущен перекос, то
устранять его при помощи цементной подливки нельзя, поскольку она выкрошится
при работе молота. Горизонтальности добиваются, стесывая лишний бетон.
Железобетонные блоки фундаментов для ковочных молотов также делают
цельнолитыми. Стойки ковочного молота крепятся отдельно, поэтому в фундаменте
предусматривают колодцы для стяжных болтов (см. рис. 16.11). Выемка под шабот
здесь значительно глубже, так как он весь располагается ниже уровня пола. Подшаботная прокладка также деревянная, состоящая из нескольких рядов плит. Рекомен­
дуется класть однорядные деревянные плиты и под подошвы стоек.
Во время удара шабот подвергается воздействию силового импульса и, на­
чиная перемещаться вниз, сжимает подушку, а через блок оказывает давление на
грунт. В процессе нагружения прокладки и грунта создается энергетический по­
тенциал, поэтому последующая разгрузка связана с возникновением колеба­
тельного движения обеих масс. При этом амплитуда колебаний фундаментного
блока может достигать 1,5 мм и более. Под действием неоднократного динами­
ческого нагружения в грунте от фундаментного блока распространяются попе­
речные и продольные упругие волны, которые и называются вибрациями.
Вибрации приводят к нежелательным последствиям:
1) изменению механических характеристик грунта, что вызывает неравно­
мерную осадку зданий и других строительных сооружений и может явиться
причиной их повреждения;
2) искажению показаний приборов даже в далеко расположенных зданиях,
вибрации технологического инструмента, обваливанию земляных литейных
форм и т. п.;
3) вредному физиологическому воздействию на человека, так как основная
частота виброколебаний находится в интервале инфразвуковых частот.
387
Раздел IV. МОЛОТЫ
1-^т
П\
[ВВРШРВВ
ввпшпвв
п
о
п
и
В]
и
п
и
п
Рис. 16.12. фундамент для штамповочного молота
Опорные виброизолированные фундаменты (рис. 16.12). Применяют их
для смягчения воздействия ударного импульса на грунт и предупреждения рас­
пространения упругих волн. В этих фундаментах на грунт опирается железобе­
тонный короб 2. Фундаментный блок 1 обычной конструкции свободно установ­
лен на расположенных на дне короба амортизаторах 4 и виброгасителях 3.
Амортизаторы воспринимают большую часть энергии первого смещения
фундаментного блока после удара, осуществляя тем самым его виброизоляцию.
Воздействие на грунт будет тем меньше, чем больше масса блока или амплитуда
упругого сжатия амортизаторов (рис. 16.13, а) - пружинных блоков из локомо­
тивных и вагонных пружин. Однако пружинные амортизаторы очень слабо рас388
г л ава 16. Типовые конструкции паровоздушных молотов
к ф
//
т
1
1*
1^
U ^
ф
ф
*
^
* 1
^ 1
ф
^
^
*
а
б
Рис. 16.13. Опорный виброизолированный фундамент {а) и виброгасители (б)
сеивают энергию колебаний фундаментного блока, поэтому необходимы еще
и виброгасители (рис. 16.13, б). Чаще всего для них
используют резиновые подушки с большим внутрен­
ним трением.
Приближенный расчет виброизолированного
фундамента можно провести, пренебрегая упру­
гостью подшаботной прокладки, жесткость с^ кото­
рой более чем на порядок выше по сравнению с
виброизоляцией под фундаментным блоком. Тем
самым массы блока т^ и опертого на него молота
т^ (без падающих частей) можно объединить в од­
ну т^ (рис. 16.14). По массе т^ падающие части на­
носят центральный удар, разгрузочную фазу ко­
торого характеризует коэффициент отскока к^^. Это
позволяет установить скорость блока Уф непосред­
ственно после удара по формуле
v^ =
т -(1 +
т + т^
^OT)VO
т (\ + k,,)v„
т.
(16.1)
где т - масса падающих частей; VQ их скорость перед ударом.
Рис. 16.14. Схема установ­
ки молота на виброизоли­
рованном фундаменте
389
Раздел IV. МОЛОТЫ
В процессе движения фундаментный блок подвержен действию силы
инерции
Р^^ = т^х,
сопротивления виброгасителей, пропорционального скорости х
блока:
P.r = hx,
перемещения
а также упругого сопротивления пружин и виброгасителей, пропорционального
их деформации х\
где h - коэффициент гашения.
Таким образом, дифференциальное уравнение движения можно записать
в виде
т^х+ hx + СфХ =0
или в канонической форме
x + 25i + co^x=0,
где 6 = h/(2m^) - коэффициент затухания; со =Jc^/m^
(16.2)
- круговая частота сво­
бодных колебаний блока.
При начальных условиях: t = О, х = О и х = v^, общее решение уравнения
(16.2) имеет вид
X = —е~^^ sin kt,
к
где к =л/со^~6^.
Максимальное перемещение фундаментного блока от удара падающих
частей
х_=(0,92...0,86)Уф/сй.
(16.3)
Тогда на основании (16.1) и (16.3) масса фундаментного блока
(0,92...0,86)Vom^^
,
Амплитудная характеристика виброизолированного фундамента не должна
быть слишком большой, иначе раскачка всего молота затруднит его эксплуата­
цию. Однако она не должна быть и малой, чтобы блок не получился слишком
громоздким или не возникло большого давления на грунт. Считают, что для ко­
вочных молотов с m = 1000...5000 кг х^^^ ^ l98...2,4 мм, а для штамповочных
ст= 1000...25000 кг х^^ = 2,5...5 мм.
390
г л ава 17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
В точных расчетах виброизолированных фундаментов дополнительно про­
веряют виброустойчивость против резонансных явлений, возникающих в связи
с возможным совпадением частот ударов падающих частей и собственно фун­
дамента. Необходимо также установить, не превышает ли полное давление ко­
роба допускаемой прочности грунта.
Глава 17. ТЕРМОМЕХАНИЧЕСКИИ РАСЧЕТ
ПАРОВОЗДУШНЫХ МОЛОТОВ
17.1. Термомеханическая система
тепловой машины
Для тепловых машин типично взаимное преобразование термической и ме­
ханической энергии, поэтому эти машины можно считать термомеханическими
или системами с двумя степенями свободы.
У большинства тепловых машин, в том числе у паровоздушных и газовых
молотов, термомеханическая система в качестве поверхностей раздела содержит
цилиндр и поршень, а в качестве рабочего тела - находящийся в цилиндре газ
или водяной пар (далее пар). Подвижность поршня определяет механическую
внешнюю степень свободы, а ввод (отвод) газом или паром теплоты (термиче­
ская работа) в систему (из системы) - термическую внешнюю степень свободы.
В этом смысле газ или пар исполняет функции переносчика энергии, поэтому
его часто называют энергоносителем.
Если энергоносителю (газу) придают идеальные свойства: 1) силы взаимо­
действия между молекулами газа отсутствуют, а сами молекулы - это матери­
альные точки, не имеющие геометрического объема и 2) свойства идеального
газа в любой точке термомеханической системы идентичны, то равновесную
систему считают идеальной. Равновесное состояние такой системы описывается
уравнением Клапейрона
pV = KRT,
где р - давление газа в системе. Па; V - объем газа, ш \ К - масса газа, кг; R газовая постоянная, Дж/(кгК); Т- абсолютная температура, К.
Для единицы массы идеального газа зависимость между давлением р и удель­
ным объемом Гуд = VIК принимает вид
Преобразование энергии в системе, безусловно, подчинено закону сохране­
ния энергии (первый закон термодинамики):
dQ = dU + ApdV,
(17.1)
391
Раздел IV. МОЛОТЫ
согласно которому поступившая в систему теплота dQ расходуется на изменение
внутренней энергии dU и совершение механической работы в связи с изменением
объема системы: ApdVirjxQ А - тепловой эквивалент механической работы).
В удельных величинах уравнение (17.1) примет вид
dq = dU^^ + ApdV^^.
(17.2)
В общем случае в координатах/? - F произвольный термодинамический про­
цесс можно представить в виде политропы с показателем степени п:
pV"" = const.
При определенных значениях п это уравнение описывает следующие основ­
ные процессы: изобарный (п = 0), изохорный (п = оо), изотермический (п = 1).
Процесс без теплообмена с внешней средой (dQ = 0) совершается по модифици­
рованной политропе, называемой адиабатой, уравнение которой имеет вид
/7F^ = const.
(17.3)
Показатель адиабаты к равен отношению удельных теплоемкостей при изо­
барном и изохорном процессах:
к=Ср1су.
Для двухатомных газов и их смесей (воздух) к= 1,4.
Разность указанных теплоемкостей определяет другую термодинамическую
константу:
Cp-Cy = AR.
Сообщение термомеханической системе двух связанных между собой степеней
свободы само по себе не делает процесс преобразования одной энергии в другую
определенным. Например, нельзя без конца подогревать газ в цилиндре, повышая
его давление - рано или поздно поршень выйдет из цилиндра или произойдет по­
ломка. Для того чтобы преобразование энергии продолжалось неопределенно дол­
го, систему необходимо периодически возвращать в исходное состояние.
Такое повторяющееся состояние термомеханической системы можно осу­
ществить, если подвод и отвод теплоты, вызывающие соответствующие измене­
ния объема газа, производить при различных положениях системы. Графики,
отображающие эти процессы в координатах/7 - Кили T-S, образуют замкнутые
кривые (рис. 17.1). Подобные процессы называют круговыми или циклами.
В зависимости от направления цикла термомеханическую систему можно ис­
пользовать в качестве теплового двигателя либо холодильной машины.
Понятие энтропии S ясно из определения теплоты Q как термической рабо­
ты, совершенной системой:
dQ = TdS,
392
Глава 17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
Pi 1
b
а
А
ii 1 1 1 1S 1 1
^ 11
1 \К
'Vl i V
ъ
а
-^
1 ._п<'
?с
е dC-тТТ iO
у\
1 1[у^
1 1 1V*
/^^ЮЬУ,С
V
\ j ^
^ ^ ^
о
g
f
^\
о
>>^
f
S
Рис. 17.1. Схемы циклических термомеханичес­
ких процессов:р - V{a)\ T-S{6)
где Q - в Дж; 5 - в Дж/К. Температура Т здесь - качественный фактор интен­
сивности протекания процесса теплового взаимодействия между системой и сре­
дой (сравните с понятием силы, перемещающей тело в пространстве), а эле­
ментарное изменение энтропии dS является количественной мерой (фактором
экстенсивности) состояния взаимодействующей системы (сравните с длиной
пути, пройденного телом под действием силы).
В тепловом двигателе термомеханическая система совершает прямой цикл
обратимых процессов/? =/(F). Для выполнения этого условия формально необхо­
димо, чтобы на координатной плоскости линия расширения цикла лежала выше
линии сжатия. В этом случае работа расширения, соответствующая площади
abcfga, превышает работу сжатия edfge (см. рис. 17.1, а), и в целом система со­
вершает положительную работу против сил внешней среды.
В прямом цикле системе сообщается положительная теплота Q (термическая
работа). Она определяется разностью теплоты gj, полученной в процессе воз­
растания энтропии, и Q2, отданной при последующем уменьшении энтропии:
Q = Qi- Qi- Значит, должен существовать не только источник (нагреватель),
передающий теплоту рассматриваемой термомеханической системе, но и оп­
ределенная система, воспринимающая неиспользованную в процессе преобра­
зования энергии теплоту (холодильник).
Поскольку в круговом процессе не должно быть приращения внутренней
энергии (все параметры и функции состояния системы в конце цикла равны пер­
воначальным), по закону сохранения энергии теплота Q эквивалентна механи­
ческой работе. Тогда термический КПД цикла
Лх
(17.4)
17.2. Энергоносители паровоздушных и газовых молотов
Газ. Отличие реального газа от идеального обусловлено его микрофизичес­
ким строением. Во-первых, между молекулами реального газа существуют силы
393
Раздел
IV. МОЛОТЫ
межмолекулярного притяжения, приводящие к возникновению внутреннего дав­
ления и соответствующему повышению полного давления газа при заданном
объеме и температуре. Во-вторых, суммарный объем молекул в газовой системе
вполне реален. Поэтому при сжатии, когда его доля все возрастает, начинают
сказываться силы межмолекулярного отталкивания. Следовательно, для реаль­
ного газа уравнение Клапейрона не выполняется.
Известно много уравнений, достаточно точно описывающих свойства реаль­
ных газов. Наибольшее распространение получило уравнение Ван-дер-Ваальса:
(p + <^lK)K-b)=RT,
(17.5)
где сг/У^^ - коэффициент, учитывающий внутреннее давление; Ъ - коэффици­
ент, учитывающий изменение объема молекул.
Для исследования термически изолированной системы, в которой протекает
адиабатический процесс, очень удобно использовать уравнение (17.3). При этом
следует помнить, что для реального газа показатель адиабаты не является посто­
янной величиной вследствие изменения теплоемкостей газа в зависимости от дав­
ления и температуры. Любой реальный процесс в газовой системе сопровождается
потерями энергии. Так, при конечной разности температур между системой и внеш­
ней средой существует теплообмен, являющийся следствием реальных теплоизо­
лирующих свойств разделяющей поверхности. Помимо этого имеются энергети­
ческие потери на трение и диффузию. В результате термомеханическая система
оказывается неравновесной и без изменений во внешней среде процесс провести
нельзя. В таком случае без затраты внешней работы система не может быть воз­
вращена в начальное состояние и, следовательно, реальные газовые процессы не­
обратимы. Второй закон термодинамики постулирует это правило для идеального
и реального газов. Поэтому неопределенно долгое действие тепловой машины
становится возможным только при работе термомеханической системы по круго­
вому циклу с несовпадающими процессами прямого и возвратного ходов.
В пределах же отдельных участков термомеханической системы всегда мож­
но наблюдать равновесие определенных факторов. Например, при тех размерах
цилиндров тепловых машин, которые используются в натуре, давление в их по­
лостях в каждый данный момент всюду практически одинаково и обусловливает
мгновенное механическое равновесие системы. В пределах требуемой точности
можно принять, что перепад температур по цилиндру также незначителен, исклю­
чая, быть может, малый объем, непосредственно прилегающий к стенкам.
Водяной пар. Чтобы подчеркнуть специфические условия существования
реального газа в состоянии, близком к насыщению, т. е. к превращению в жид­
кость, его называют паром, чаще всего адресуя это понятие к газообразному со­
стоянию воды.
Насыщенный водяной пар может существовать в виде однофазной системы при
полном испарении воды (сухой пар) или двухфазной, но физически однородной
394
Глава
17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
системы, являющейся смесью сухого пара и взвешенных в
нем мельчайших капелек воды (влажный пар).
Влажный пар характеризуется степенью сухости х^,
равной доле массы сухого пара в смеси, и давлением
или температурой. Величину, дополняющую значение
степени сухости до единицы, называют степенью влаж­
ности Xgl
Дополнительный подвод теплоты к змеевику паро­
перегревателя котельной установки сначала подсушива­
ет влажный пар, а затем повышает температуру сухого
пара, превращая его в перегретый. Разность температур Рис. 17.2. Термомехани­
сухого насыщенного и перегретого паров одного и того ческие кривые реально­
же давления называют степенью перегрева. Очевидно, го газа и пара
что при достаточно высоком перегреве пар становится
газом в обычном понимании.
Если на термомеханическую систему с водяным паром наложить наперед за­
данные связи, то его можно заставить работать так, что определенный параметр или
характеристическая функция состояния будет выдерживаться постоянной, т. е. со­
вершаться один из основных газовых изопроцессов. Для влажного пара характер
протекания изопроцессов усложнен существованием двухфазной структуры.
Для идеального газа изотерма имеет вид монотонной гиперболы. Для пара
(рис. 17.2) это - сложная кривая, имеющая характеристические точки в связи
с изменением фазового состояния воды. На участке АВ существует только вода.
В точке В начинается процесс парообразования, и ее координаты характеризуют
состояние кипящей воды. При заданном давлении процесс парообразования со­
вершается при неизменной температуре (экспериментальный факт). Поэтому
изобара ВС для двухфазной структуры влажного пара одновременно является и
изотермой. В точке С вся жидкость выкипела и обратилась в сухой насыщенный
пар. Поскольку физическое строение системы изменилось, кривая Т^ const пос­
ле точки С (в области перегретого пара) меняет свой ход, снижаясь с расшире­
нием объема пара при уменьшении его давления.
Существует критическая точка К с параметрами р^, v^ и Г^, при которых пре­
дельно возможно проявление жидкости в виде отдельной фазовой структуры.
В этой точке горизонтальный участок изотермы обращается в точку перегиба.
Поэтому область влажного пара четко очерчена кривой аВКСЬ с участками:
аВК - кривой жидкости и КСЬ - кривой пара. При высоких степенях перегрева
пара изотерма модифицируется, приближаясь к гиперболе.
В технике поршневых тепловых машин применяют влажный насыщенный
пар либо пар с небольшой степенью перегрева (участок CD). Следовательно, для
них неприменимы уравнения состояния газовой системы. Однако в приближенных
395
Раздел
IV. МОЛОТЫ
расчетах паровых машин можно пользоваться эмпирической формулой, анало­
гичной уравнению (17.3). Для влажного пара показатель к определяют по фор­
муле Цейнера:
^ - 1 , 0 3 5 +ОД х,о,
где х^^о - начальная сухость пара. Для сухого насыщенного пара А: =1,135,
для перегретого ^ = 1,3.
Показатель к не связан с основными свойствами пара и, будучи сугубо экс­
периментальным коэффициентом, относится к среднему состоянию пара в тече­
ние исследуемого процесса. Часто идут по пути еще большего упрощения,
полагая для всей области влажного пара к=\. Тогда получают уравнение вида
pV= const.
Это приближенное уравнение адиабатического процесса влажного пара, ко­
торое не имеет никакого отношения к изотермическому расширению-сжатию
последнего.
Изменение параметров газа и пара в потоке. Действующей термомехани­
ческой системе присуща третья внешняя степень свободы - кинетическая, обу­
словленная необходимостью перемещения рабочего тела с конкретной скоростью w
из резервуара с запасом газа или пара (воздушный ресивер, газовый баллон, паро­
сборник) в цилиндр системы. Для обеспечения неразрывности потока при разных
поперечных сечениях резервуара F^^^, труб F^yg и цилиндра F^ скорости движения
элементарных объемов газа должны сильно различаться. В правильно подобран­
ном резервуаре это будет очень малая скорость, в цилиндре она должна обеспечи­
вать движение поршня со скоростью v, заданной кинематическими требованиями
к машине, а в трубе, т. е. на входе в цилиндр, быть пропорциональной отношению
площадей:
Как и любая движущаяся масса, рабочее тело обладает кинетической энер­
гией. Увеличение скорости потока означает повышение уровня кинетической
энергии:
dL=AKd(oy2,
что может быть достигнуто за счет расходования энергии другого вида, в дан­
ном случае термической.
Адиабатическое истечение. Этот случай перетекания газа или пара из одно­
го резервуара в другой особенно важен для исследования поршневых тепловых
машин.
Дифференциальное уравнение процесса адиабатического истечения без теп­
лообмена с внешней средой имеет вид
d{(x^^l2) = -Vdp.
уд
396
(17.6)
Глава
17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
Интегрируя уравнение (17.6) при заданных />i, Vj и условии W2»W|,
получаем
, 2^
TjiQ а = k/(k-l);
b= Р2/Р1;
^-{Pl/Pl)
(к-\)/к
(17.7)
с =а ^
Из уравнения (17.7) следует, что изменение скорости потока газа (пара)
должно сопровождаться изменением давления, т. е. истечение газа (пара) в ци­
линдр тепловой машины может начаться только тогда, когда давление на входе
превышает давление в цилиндре.
Обычно считают развившимся истечением такой процесс, когда перепад
давлений составляет около 10%. Этой величиной нельзя пренебречь даже при
грубых технических расчетах. Тогда критическая скорость для газа (воздуха)
W-60 м/с при к= 1,4, а для влажного пара w ~ 80 м/с при А: ~ 1.
Дросселирование. Если на пути газа или пара встречаются сопротивления
в виде местных сужений, то на их преодоление необходимо затрачивать энер­
гию. Проявляется это в форме работы адиабатического расширения, сопровож­
дающегося падением давления. Понижение давления при перетекании через
местные сужения без использования освобождающейся при этом кинетической
энергии называют дросселированием (мятием).
В самом сужении возникают струйные завихрения, но уже в непосредствен­
ной близости за ним вихревое движение затухает и скорость потока газа или па­
ра становится такой же, как и до сужения.
Анализ термодинамических диаграмм показывает, что это условие при
Р\>Р2 выполняется, если возрастает энтропия. В результате работоспособность
энергоносителя на входе в цилиндр машины падает. На этом основан метод ка­
чественного регулирования тепловых машин.
17.3. Циклы молотовых установок
Каждая из полостей рабочего цилиндра паровоздушного молота представляет
собой термомеханическую систему, в которой в качестве рабочего тела (энергоно­
сителя) используется пар либо сжатый атмосферный воздух. Энергоноситель с тре­
буемыми параметрами необходимо генерировать и транспортировать в пределы
термомеханической системы, обеспечив бесперебойное ее действие, а отработав­
ший энергоноситель - удалять. Для выполнения всех этих операций нужна сово­
купность агрегатов, составляющих энергосиловую установку привода паровоздуш­
ного молота. В ее пределах энергоноситель совершает замкнутый цикл.
На рис. 17.3, а приведена простейшая схема паросиловой установки. В котле 1
за счет энергии сгорающего топлива из воды генерируется влажный пар. При
необходимости пар подсушивают и перегревают в пароперегревателе 2. Для
397
Раздел IV. МОЛОТЫ
Pk
b\c
d\
e
О
Рис. 17.3. Схема простейшей паросиловой установки молота (а) и ее
диаграмма (б)
компенсации неравномерности в расходовании пара при одновременной работе
нескольких молотов в схеме обычно устанавливают паросборник 3 достаточно
большого объема. От паросборника по трубопроводам пар с начальными пара­
метрами/? и 7 (свежий, или острый, пар) поступает в молот 4, Отработавший пар
с конечными параметрами р^ и Т^ отводится из молота в конденсатор 5, где он,
проходя по охлаждаемым водой трубкам, конденсируется. Насос 6 перекачивает
образовавшийся конденсат в котел 1. Цикл энергоносителя завершен.
Обращаясь к курсу теплотехники, устанавливаем, что полный цикл рас­
смотренной установки - это цикл Ренкина (рис. 17.3, б). Его линия аЬ отобража­
ет сжатие воды в насосе при подаче ее в котел. Поскольку вода практически
несжимаема, этот процесс принят изохорным. Подвод теплоты по линии bcde
происходит в котле и включает следующие этапы: be - нагрев воды до темпера­
туры кипения; ed - генерирование влажного пара; de - перегрев в пароперегре­
вателе. Линия е/отражает адиабатическое расширение пара в рабочем цилиндре
молота, а яияия fa - полную конденсацию пара.
На экономичность паросиловых установок значительное влияние оказывает
правильный выбор начальных и конечных параметров пара.
Для паровых машин непрерывного действия (турбины) и периодического
действия с установившимся режимом работы (поршневые двигатели) термичес­
кий КПД является достаточным показателем экономической эффективности паро­
силовой установки. Высокое качество изготовления и эксплуатации этих машин
позволяет свести до минимума утечки пара во время работы. При остановке же
трубопровод свежего пара у них обязательно перекрывают. По этим причинам
целесообразно повышать давление пара до 9 МПа и выше, благодаря чему можно
снизить общий расход энергоносителя при той же полезной работе.
Эксплуатация и состояние молотов и условия их работы оставляют желать
лучшего: утечки энергоносителя чрезвычайно велики. Можно еще как-то при398
Глава
17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
мириться с неизбежностью потерь при совершении технологических ходов (уда­
ров) и в цикле качаний падающих частей. Поскольку суммарное время пауз
(простоев) у молотов оказывается больше суммарного машинного времени, а
трубопроводы при этих паузах не перекрывают, непроизводительные потери
энергоносителя оказываются очень большими. В результате полезный расход
пара в молотовых установках обычно составляет 15...20% от общего и лишь
изредка повышается до 30...40 %.
Работать на паре слишком высокого давления нецелесообразно, потому что
получить достаточно низкое давление в конце расширения можно только при
очень малом впуске свежего пара, а это усложняет управление молотом. Нельзя
забывать и об ограничении по условиям техники безопасности: высокое давле­
ние может привести к перетеканию пара из верхней полости в нижнюю и вслед­
ствие этого - к самопроизвольному подъему падающих частей в цикле прижима.
Однако неприемлемо и заниженное давление свежего пара. Конечно, при давле­
нии в 0,3...0,4 МПа потери на утечки значительно уменьшаются, но для сохра­
нения энергии удара и быстроходности молота приходится увеличивать размеры
рабочего цилиндра. Это нежелательно, так как усложняет изготовление и ремонт
молота, увеличивает потери вследствие возрастающей конденсации пара при его
возросшем объеме, а также потери на трение при движении поршня.
Суммируя все эти противоречивые факторы, приходим к выводу, что опти­
мальным можно считать давление свежего пара/^ = 0,7...0,9 МПа.
Несмотря на явную экономию теплоты при работе молотов на перегретом
паре, его почти не применяют в кузнечных цехах. Производственники объясня­
ют это эксплуатационными факторами: короблением рабочих элементов органов
парораспределения, быстрым рассыханием сальникового уплотнения, утечками
пара и увеличением износа цилиндра. Однако передовой опыт показывает, что
перегрев пара до 260...280°С не приводит к короблению цилиндрических зо­
лотников и дросселей. Два других фактора прямо зависят от ухода за молотом
и функционирования системы смазывания. Если смазывание недостаточно, то
влажный пар с его обильным конденсатом хоть как-то его восполняет. Поэтому
стандарты осторожны в отношении рекомендаций по перегреву, ограничивая его
температурой 200 °С.
Нельзя дать однозначной рекомендации о давлении отработавшего пара,
даже если выпуск проводят в такой неограниченный по объему резервуар, как
атмосфера z р^^0,\ МПа. Объясняется это тем, что давление выпуска помимо
прочего функционально определяется кинетикой потока энергоносителя при вы­
талкивании его из цилиндра. Чем больше скорость движения поршня, тем выше
скорость истечения и больше перепад давления в цилиндре и трубе отработав­
шего пара. В результате давление выпуска в паровоздушных молотах колеблется
в пределах 0,11...0,31 МПа в зависимости от характера хода падающих частей
и особенностей рабочих элементов парораспределительных органов. При по399
Раздел IV. МОЛОТЫ
строении индикаторных диаграмм давление р^ всякий раз задают средним зна­
чением на все время выпуска.
КПД молота даже для идеальной паросиловой установки невысок. Это сви­
детельствует о его несовершенстве как тепловой машины из-за оговоренных
выше параметров энергоносителя. Если их улучшать, то идеальный термический
КПД будет возрастать, однако реальный КПД будет уменьшаться, так как для
небольшого увеличения теплоперепада в систему приходится вносить количест­
во теплоты, непропорционально возрастающее в связи с утечками.
Повлиять на КПД всей паросиловой установки все же можно, если полезно
утилизировать теплоту отработавшего пара. Одним из эффективных способов
повышения экономичности паросиловых установок является теплофикация.
Схема энергосиловой установки привода молота со сжатым воздухом
(рис. 17.4, а) построена на базе двух круговых термодинамических процессов: пер­
вичного, например цикла Ренкина конденсационной электростанции с турбогенера­
торами, и вторичного цикла установки, состоящей из компрессора и воздушного
двигателя (молота). Состав схемы первичного цикла аналогичен составу схемы, по­
казанной на рис. 17.3, а, но вместо молота здесь установлена паровая турбина 7.
Преобразователем, связывающим оба термодинамических цикла, служит система,
содержащая электрогенератор 2 и электродвигатель 3. Схема вторичного цикла
включает в себя компрессор 4, холодильник 5, нагреватель 6 и молот 7.
Кроме кузнечных цехов сжатый воздух на заводах потребляют и другие
производства (для привода пневматического инструмента, приспособлений, в це­
пях управления и т. д.). Чтобы обеспечить надежную и безопасную работу всех
этих потребителей, необходимо подавать сжатый воздух с нормальной темпера­
турой (15...20 °С). Теплота у воздуха отбирается непосредственно через стенки
компрессорного цилиндра либо в холодильнике 5.
Идеальным случаем является полный отбор теплоты при сжатии по изотер­
ме. Если компрессорный цилиндр теплоизолирован, то процесс сжатия носит
адиабатический характер. В реальных условиях компрессор работает по поли­
тропе с показателем ^ = 1,15... 1,25.
Р\ b с
Воздух
/Г
5
/Y
6
О
Рис. 17.4. Схема энергосиловой установки на воздухе (а) и ее диаграмма (б)
400
Глава
17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
Проанализируем энергетический баланс тепловой установки, состоящей из
компрессора и воздушного двигателя, с идеальным циклом, считая, что у них
отсутствует мертвое пространство и нет термокинетических потерь (рис. 17.4, б).
Круговой процесс начинается в точке а, где впущенный в компрессор атмосфер­
ный воздух с начальными параметрами р^ и t^ начинает изотермически сжимать­
ся согласно кривой pV= const до точки b с давлением /?^ = гр^ (где 8 - коэффи­
циент сжатия) и температурой t^j = t^.
В нагревателе 6 (см. рис. 17.4, а) воздух подогревается по изобаре be,
и в систему поступает теплота. Затем следует адиабатическое расширение в ци­
линдре воздушного двигателя согласно кривой cd. Как известно, располагае­
мый теплоперепад в пределах заданного адиабатического расширения ра­
бочего тела определяет полезную работу, отданную системой. При движении
по изобаре от d к а объем газа увеличивается и, следовательно, теплота пере­
дается отработавшему воздуху в естественном теплообменнике или, попросту,
в атмосфере.
При подаче воздуха без промежуточного подогрева точка с сливается с точ­
кой b и параметры воздуха перед расширением соответствуют его параметрам
после изотермического сжатия. Начальное давление сжатого воздуха на входе
в молот выбирают из тех же соображений, что и для пара.
Перевод молота на подогретый до 200 °С сжатый воздух значительно по­
вышает термический КПД: от 40,6 % до 52,4 %. Это происходит потому, что
с повышением температуры подогрева располагаемый теплоперепад возрастает
при неизменной работе сжатия.
Сжатый воздух может конкурировать с паром. Однако конечная оценка
их должна основываться на конкретно-временных критериях применительно
к данным условиям производства и существующим ценам на энергию, сило­
вое оборудование и т. п. Расчеты показывают, что, например, при 250-мет­
ровой магистрали трубопровода работа на влажном паре с р = 0,1 МПа
и х^ =^ 0,98 оказывается столь же выгодной, как и на неподогретом воздухе.
При этом КПД паросиловой установки г\^^ = 0,070, а турбокомпрессорный
Лв.м = 0,069. При подогреве значение КПД меняется в пользу сжатого возду­
ха: при t = 200 °С Г|з^ = 0,0840, а TJ^.M = 0,0754. При более коротких трубо­
проводах показатели работы молота на паре улучшаются, а при длинных ухудшаются: сказываются возрастающие потери на конденсацию и утечки, а
также термокинетические потери.
Для кузнечного цеха очень важно влияние вида энергоносителя на произво­
дительность. Оказывается, что при переводе молота на сжатый воздух произво­
дительность обслуживающей бригады повышается вследствие улучшения усло­
вий труда: молот обычно в лучшем состоянии и меньше изношен, утечки не
мешают работе и т. п. Эффективная мощность молота при работе на сжатом воз­
духе в идентичных условиях незначительно повышается.
401
Раздел
IV. МОЛОТЫ
17.4. Методы термомеханического расчета
паровоздушных молотов
Проектирование тепловой машины предусматривает расчет экономичного
энергоносителя ее термомеханической системы. В связи с этим прежде всего
обосновывается выбор энергоносителя, поскольку его свойства непосредственно
влияют на весь ход расчетов.
Сложность конечных формул зависит от характера закономерностей, кото­
рым подчиняется состояние энергоносителя в термодинамических процессах.
При расчете, например, паровой турбины необходимо максимальное приближе­
ние к реальным условиям системы в силу высоких требований к конечной точ­
ности формул, вытекающей из назначения турбины. Для молотов же с их
произвольным режимом работы оказываются вполне приемлемыми упрощения,
лишь бы они в определенной степени отвечали условиям работы рассчитывае­
мой системы.
Влажный пар как энергоноситель особенно удобен для аналитического ис­
следования, поскольку его адиабатическое расширение и сжатие (основные про­
цессы в цилиндре молота) описываются с достаточной степенью приближения
уравнением наиболее простого вида:/?К= const.
При тепловом расчете рассматривают не полный термодинамический цикл
паросиловой установки, а частное изменение параметров влажного пара раз­
дельно в верхней и нижней полостях рабочего цилиндра, а также вызванное
этим циклическое движение поршня и бабы.
Действительные индикаторные диаграммы записывают непосредственно
на молотах при помощи соответствующих приборов. Расчетные индикаторные
диаграммы получают аналитическим путем по методикам, предложенным уче­
ными. Расчетные индикаторные диаграммы позволяют определить эксплуата­
ционные качества молота и установить энергию удара, скорости и числа ходов
падающих частей в единицу времени. На основании этих диаграмм определя­
ют расход пара и рассчитывают линейные размеры органов парораспределения
и управления.
Разработка теории паровоздушных молотов начата трудами известных рус­
ских ученых: И.А. Тиме, П.К. Мухачева, Я.Н. Марковича и др. На первых порах
они ограничивались изучением последовательных ударов ковочного молота при
работе на влажном паре.
Расчетная схема рабочего цилиндра в принципе не отличалась от современ­
ной и учитывала объемы нижнего и верхнего вредных пространств как цилиндра
(F^i и К^1 соответственно), так и проходных каналов (F^2 и V^j) или их суммы:
Периоды состояния пара при прямом ходе поршня включали впуск, расши­
рение-сжатие и выпуск. Примем современные их обозначения в долях от полно402
г л ава 17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
го хода поршня Н^: уН^ и уН^ - участок впуска нижнего и верхнего пара соот­
ветственно; рД„ и Р'Д„ - участок расширения и сжатия пара соответственно;
(1-у-Р)Я^ и (1-У-р')Я^ - участок выпуска нижнего и верхнего пара соот­
ветственно. Здесь у, у\ р, р^, (1-у-р), ( l - y - p ' ) - коэффициенты на соот­
ветствующих участках хода поршня. (Все параметры, относящиеся к верхнему
пару, здесь и далее в этой главе приведены со штрихом.)
Приведенные длины нижнего и верхнего вредных пространств
Ф„Я„ = % ;
aF
Ф,Я, = - ^ ,
F
где ф^, фо - коэффициенты соответственно нижнего и верхнего вредных про­
странств; a F - площадь кольцевой части нижней полости цилиндра; F - полная
площадь поперечного сечения верхней полости цилиндра.
Для паровоздушных молотов двойного действия важно правильно выбрать
значение коэффициента а. При заниженном значении а сокращается площадь по­
перечного сечения нижней полости, что при неизменном характере рабочего про­
цесса нижнего пара немедленно приведет к уменьшению его работы при подъеме
падающих частей. В результате скорость при ходе вверх снизится, а время возрас­
тет и, следовательно, производительность молота уменьшится.
Поскольку существующие конструкции молотов обладают приемлемой
быстроходностью, для практических расчетов можно использовать следующие
значения коэффициента а и диаметра D рабочего цилиндра:
т,кг
а
Дмм
630
0,81
230
1000
0,81
280
2000
0,85
380
3150
0,85
460
5000 10000 16000
0,87 0,88 0,88
530
720
920
Первые исследователи пренебрегали влиянием термокинетики потока пара
и рассматривали процессы впуска-выпуска, совершающимися при постоянном
давлении. Поэтому индикаторные линии пара, например при ходе поршня вниз,
в цикле последовательных ходов выглядели так, как показано на рис. 17.5 штри­
ховыми линиями. В КВП поршня золотник также наверху и верхний ряд окон
втулки открыт, соединяя верхнюю полость цилиндра с трубой свежего пара. По­
скольку мятием пара пренебрегали, впуск характеризовала прямая аЬ\, парал­
лельная оси абсцисс (линия ОО отсчета давления). В точке Ь\ золотник, опускаясь,
отсекает верхнюю полость, и в ней начинается процесс адиабатического расшире­
ния впущенного пара с изменением его параметров по кривой/>F= const до точки
с\, где в результате дальнейшего опускания золотника верхняя полость сообща­
ется с выхлопной трубой отработавшего пара. Поскольку влияние термокинетики
не учитывалось, допускали мгновенное падение давления верхнего пара р^^ до
р^',
далее не изменяющегося при ходе поршня от точки d' до точки е . Участок
403
Раздел IV. МОЛОТЫ
(1-у'-р')Я„
р'Я„
у'Я„
Ix^Hm
1'мНт
а'
^1 а'а
к
/1
/
/\
^
е'
-Г~
и^иНт
^-
(i'
^L/ о
1
-^
кнп
^-
"^
квп
Рис. 17.5. Индикаторная диаграмма пара в цикле после­
довательных ходов
а е это еще не выпуск (поршень все еще идет вниз), а лишь его предварение,
поэтому этот период и назвали предварением выпуска (то же и для впуска).
Анализ действительных индикаторных диаграмм обнаружил, что параметры
пара, замеренные в ходе испытаний, не совпадают с таковыми по теоретическим ин­
дикаторным диаграммам. На основании результатов экспериментов проф. А.И. Зи­
мин уточнил допущения, принятые при построении расчетных индикаторных
диаграмм на участках хода поршня при впуске свежего пара и выпуске отработав­
шего. Позднее он еще раз скорректировал основы теории с тем, чтобы насколько
возможно приблизиться к ожидаемому изменению параметров пара. Связывая ре­
зультаты расчетов с этим последним условием, А.И. Зимин назвал полученные ин­
дикаторные диаграммы оэюидаемымщ или предположттелъными. Методика термо­
механического расчета паровоздушных молотов по этим диаграммам получила
всеобщее признание и была принята конструкторами молотов как типовая.
17.5. Предполагаемое изменение параметров пара
В реальных условиях с самого начала впуска, как только поршень начинает
перемещаться, возрастает скорость пара, а это вследствие термокинетических
потерь, увеличивает перепад давлений на входе в цилиндр. Примем оговоренное
ранее допущение: до тех пор, пока скорость потока не достигнет фиксированной
скорости мятия WMfT
l = 80 м/с, изменением давления пренебрегать и считать его
равным начальному давлению р.
404
Глава
17. Термомеханический расчет паровоздушных молотое
В общем случае причинами ускорения потока на впуске могут быть увели­
чение объема полости при возрастающей скорости поршня либо уменьшение
площади проходных сечений на входе в полость, либо то и другое. Оба фактора
отображаются условием неразрывности потока:
где у^я^, - скорость поршня в начале мятия; F^j^ - минимальная площадь проход­
ного сечения цилиндра на входе пара.
При построении предположительных индикаторных диаграмм принято КВП
поршня относить к правой стороне диаграммы и движением справа налево ото­
бражать ход падающих частей вниз. С левой стороны диаграммы обычно распо­
лагают КНП поршня. На определенном расстоянии от оси абсцисс проводят
линии начального давления/? и конечного/?!.
Характеристическую точку а^ (см. рис. 17.5), соответствующую началу мятия
верхнего пара при ходе вниз {а^ - для нижнего пара при ходе вверх), координиру­
ем на линии начального давления отрезком у^Н^ (у^Н^). Существование точки
а^ - первое отличие предположительной диаграммы от теоретической в рас­
сматриваемом цикле автоматических (последовательных) ходов.
Дальнейшее изменение параметров пара приобретает очень сложный харак­
тер. Поскольку пар - газообразное тело с очень малым модулем объемного сжа­
тия, то кроме случая заполнения полости цилиндра при впуске он всегда
расширяется. Увеличение скорости потока на входе способствует превалирую­
щему проявлению процесса расширения. Это обстоятельство - основание для
фундаментального допущения в теории проф. A.M. Зимина: пренебрегая некото­
рым переходным этапом, процесс изменения параметров пара при интенсивном
мятии на впуске можно отображать на предположительных индикаторных диа­
граммах как адиабатическое расширение по закону /?F== const. Упрощение
A.M. Зимина состоит в том, что исходная точка а'^ кривой pV= const на гори­
зонтали начального давления определена для верхнего пара отрезком у^^Н^
(Ухв^т ~ для нижнего), равным полусумме полного хода при впуске
уН^(уН^)
и хода Y^H^{y^H^) при постоянном начальном давлении до начала мятия:
т. е. точка адиабаты а^ расположена посредине отрезка (у^ +Ум )^тПосле перекрытия впускных окон при ходе поршня от точки Ь' до точки с'
происходит расширение пара в отсеченной полости цилиндра. Затем окна от­
крываются и полость соединяется с выхлопной трубой. На теоретических инди­
каторных диаграммах этому моменту соответствует мгновенное падение
давления в цилиндре дор^.В действительности же давление в полости не может
измениться скачкообразно в связи с термокинетическими процессами на входе.
405
Раздел
IV. МОЛОТЫ
Согласно теории проф. А.И. Зимина, закон адиабатического расширения можно
распространить на весь период предварения выпуска - участок с'е. Однако может
оказаться, что в конце расширения давление пара будет несколько выше выхлоп­
ного, и тогда при последующем реверсе движения произойдет ускоренный спад
давления до/?].
Изменение параметров пара на выпуске тоже следовало бы определять
с учетом термокинетики процесса, но это слишком усложняет расчет без особо­
го выигрыша в точности. Поэтому давление при выпуске предполагают посто­
янным (отрезок e'd').
После выпуска при ходе вверх золотник отсекает верхнюю полость (при хо­
де вниз - нижнюю) и начинается адиабатическое сжатие пара - участок dy\ которое, согласно исследованиям А.И. Зимина, можно распространить на весь
последующий период предварения впуска - участок/'^2', - когда полость соеди­
нена с трубой свежего пара, но давление в ней растет постепенно.
Давление пара р^ в период выпуска при построении предположительных
индикаторных диаграмм, как правило, назначают в соответствии с результатами
испытаний хорошо отлаженных (требуемые число ходов и энергия удара обес­
печены при экономном расходовании энергоносителя) молотов в зависимости
от характера ударов, начального давления, степени расширения и возможного
перепада давлений при реверсе движения поршня.
У штамповочных молотов давление нижнего пара на всем участке хода вниз
для полного единичного удара
р, = 0,63(;7-0,1)-0,075,
(17.8)
а давление верхнего пара на участке выпуска для первого холостого хода вверх
где/?1 - в МПа; PQ^ - давление в выхлопной трубе.
17.6. Основные размеры цилиндра молота
Эффективная энергия полного удара падающих частей молота стандартизо­
вана в качестве основного параметра, и достижение ее при единичном ходе обя­
зательно. Стандарт ограничивает ее минимальное значение и этим исключает
возможность неполной отдачи, например при уменьшенном ходе поршня.
При обработке заготовок на ковочных молотах недоход поршня до КПП
может достигать 10 % от полного хода у однотонных и до 25 % - у восьмитон­
ных прессов. Поэтому при расчете ковочных молотов эффективную энергию
удара необходимо задавать с соответствующим запасом:
4 = (1,1...1,25)1згостУ штамповочных молотов удар с максимальной отдачей энергии наносят
при завершении обработки в окончательном ручье, когда высота поковки не406
г л ава 17. Термомеханический расчет паровоздушных молотое
велика. Здесь необходимо ввести некоторый запас, так как высота штамповоч­
ных кубиков обычно увеличена для того, чтобы можно было провести ремонт.
Поэтому
4 = (1,08...1,15)1згост.
Значения полного рабочего хода Н^ падающих частей приведены ниже:
т,кг
Я^, м
1000
2000
3150
5000
1,2-1,0 1,2-1,25 1,25-1,4 1,3-1,6
8000
1,4-1,8
Размеры вредных пространств цилиндра задают приведенными значениями
дольных коэффициентов. В современных молотах для нижнего вредного про­
странства коэффициент ф^ = 0,09, а для верхнего - ф^ = 0,12.
Условия на входе в цилиндр характеризуются прежде всего площадью
поперечных сечений отверстий, пропускающих пар, т. е. окон втулки золот­
никового механизма или дросселя. Суммарную площадь прямоугольных окон
втулки обычно задают так, как это принято в современных штамповочных
молотах: для нижнего ряда F„ ~ О, IF, для среднего - F^^ = 1,25F„ и для верх­
него - F3 - F„.
Суммарную длину Ь^, Ь^р или Ь^ любого из рядов окон принимают равной не
более диаметра рабочего цилиндра: &„ = б^р = b^-D, высоты нижнего и верхнего
рядов окон а^ = а^~ 0,08Д а среднего ряда а^^ ~ 0,Ш.
Для штамповочного молота площадь проходного сечения окон дросселя при
нажатой педали F^^ = 0,5F„, а при свободной - Fдp = 0,25F^.
17.7. Холостые качания падающих частей
штамповочного молота
При горячей штамповке необходимо быстрое чередование ударов: от са­
мых сильных (полных) до очень легких. Причем должна существовать воз­
можность нанесения сильного удара в любое время независимо от характера
предшествующих ходов падающих частей молота. Для этого предназначен
цикл холостых качаний, благодаря которому возможно циклическое движение
падающих частей от КВП до некоторого промежуточного положения и обрат­
но без остановки в крайних положениях. Кроме того, необходимо иметь воз­
можность нанести полный удар в любое время независимо от характера
предшествовавших ходов. Это обеспечивается возрастанием давления в верх­
ней полости при подходе поршня к КВП до начального, т. е. до давления све­
жего пара, или несколько большего значения. Подобное непроизводительное
движение падающих частей, разумеется, должно сопровождаться минималь­
ным расходом пара.
407
Раздел IV, МОЛОТЫ
Индикаторные линии нижнего и верхнего пара при первом холо­
стом ходе вверх. Для движения падающих частей вниз с нанесением удара
необходимо нажать педаль управления. Если предполагают нанести полный
удар, то ее нажимают до конца и удерживают так в течение всего хода
вниз вплоть до удара. Тотчас же после этого штамповщик освобождает пе­
даль, в результате чего очень быстро изменяется положение механизма
управления и золотник занимает крайнее нижнее положение, впуская све­
жий пар в нижнюю полость цилиндра. Начинается подъем бабы молота так называемый первый холостой ход вверх. Без задержки в КНП золотник
автоматически перемещается вверх пропорционально ходу поршня. Кроме
того (и это очень важное обстоятельство!), при отпускании педали повора­
чивается втулка дросселя, до предела уменьшая его проходное сечение.
Поэтому давление нижнего пара в период впуска при первом холостом хо­
де вверх никогда не достигает начального давления р, а меньше его при­
мерно на 0,1 МПа (рис. 17.6).
С некоторого момента (точка а^ мятие нижнего пара становится заметным
и при том же исходном давлении свежего пара в трубе давление в цилиндре па­
дает. Как принято, переходный процесс в конце периода впуска уН^ заменяем
адиабатой расширения, продолжающейся и после отсечки нижней полости при
ходе поршня на участке ^Н^. Для удаления конденсата при последующем ходе
вниз необходим хотя бы незначительный выпуск (1-у-Р) Н^ ~ 0,1Я^. При ходе
вверх этому периоду соответствует предварение выпуска.
КНП
квп
Рис. 17.6. Индикаторные линии нижнего и верхнего пара при
первом холостом ходе вверх
408
г л ава 17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
В конце хода вверх давление нижнего пара достигает р^^, которое можно
рассчитать по уравнению адиабатического процесса, причем объем полости
должен быть взят полным, с учетом вредного пространства:
;7,.„(ф„+1)Я„а^= (/7-0,1)(Ф„+Ух„Ж„аК
(17.9)
Из уравнения (17.9) следует, что впредь параметрические соотношения
можно записывать, исключив площадь поперечного сечения полости и ее отно­
сительный размер, т. е.
^^к.н(ф.+ 1) = (Р-0Л)(Ф.+Ухн)Отсюда
.Ф«+Ухн
;^K.H-(p-o,i)-
ф«+1
А.И. Зимин предлагает рассчитывать давление нижнего пара так, чтобы ко­
нечное давление в нижней полости при подходе поршня к КВП было достаточно
высоким, как и наблюдается в действительности. Для этого необходимо обеспе­
чить впуск нижнего пара на большей части хода вверх.
Положим, что у^н = 0,6, и так как для современных молотов ф^ = 0,09, то
;.,., = 0,63(^-0,1).
При немедленном после удара подъеме вследствие термокинетического
торможения потока в верхних окнах втулки золотника выпуск верхнего пара
происходит при j!?i = 1?5ро1- После отсечки верхней полости пар в ней адиабати­
чески сжимается не только на участке Р'Я^, но и на участке впуска у'Н^.
Во избежание удара в крышку скорость поршня должна быть погашена
к моменту подхода к КВП, т. е. баланс работ всех сил, действующих на падаю­
щие части при подъеме, должен быть нулевым:
о
о
где Pg - изменяющаяся активная сила от действия нижнего пара; Р^ - изменяю­
щаяся сила противодавления от действия верхнего пара; Р^^ - сила, учитываю­
щая влияние атмосферного давления.
Принимая во внимание характер индикаторных линий на рис. 17.6, после
интегрирования и преобразований получаем
(/7-0,l)aFY,, + ( ; . - 0 , l ) a F ( 9 , +y,J\nk^
-
-РЛ1-(Г+Ю]-РЛФО+(У+Ю]1ПС-l,lG + ;?o(l-oc)F-0,
(17.10)
409
Раздел IV. МОЛОТЫ
где
К--
Ф»+1 . ,/ _Фо + ( / + Ю
'
еж
*
Ф.+YxH
ФО
Поскольку коэффициент у^^^ оговорен в связи с особенностями парораспреде­
ления, уравнение (17.10) позволяет рассчитать сумму коэффициентов у + р ' и, сле­
довательно, период выпуска верхнего пара ( 1 - у - Р ' ) Я ^ при первом холостом ходе
вверх. Кроме того, при известной сумме коэффициентов из адиабатического соот­
ветствия параметров верхнего пара при сжатии легко установить давление в КВП:
1 +—(Y+Ю
Р.Л
Фо
Расчетное значение р'^^ принимают с небольшим превышением над давле­
нием свежего пара, на впуск которого приоткрыты верхние окна золотниковой
втулки (см. рис. 16.11, в).
Индикаторные линии верхнего и нижнего пара при первом холостом
ходе вниз. В связи с большим противодавлением верхнего пара, достигнутым
в период предварения впуска, давление в верхней полости принимают равным
начальному/7. Однако верхний пар должен совершить работу по перемещению
поршня вниз только на части полного хода Н^-Н^, где Н^ - недоход до КНП.
Это означает, что период впуска должен быть предельно мал (рис. 17.7).
уя,п
0 - у-Р)Я
^ря„^
хНщ
Г^.Ч
к
\
а'а
Г
11
Ян
о
4-
е
о
\
II
со
о'
'
1
и
Сг-
^1
i
ф « / 1т
' (1-у'-р')Я;„
^
КНП
Р'я„ J
'
УНт
—*"
^т
• ^
КВП
Рис. 17.7. Индикаторные линии верхнего и нижнего пара
при холостом ходе вниз
410
г л ава 17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
В результате последующего мятия и расширения пара давление в конце хода
вниз минимально и не превышает давления в выхлопной трубе:/>j^g -РтПо технологическим причинам величина недохода должна составлять
(0,25...0,35)Я,.
Участок выпуска нижнего пара при первом холостом ходе вниз очень мал:
(1 - у - Р ) / / ^ ~ 0,1^^. Невелико и открытие нижних окон. Поэтому давление пара
в нижней полости начинает повышаться с самого начала хода вниз.
При реверсе движения поршня возникает перепад давлений и конечное дав­
ление нижнего пара в КВП при первом холостом ходе вверх снижается пример­
но на 0,05 МПа. Тогда начальное давление в нижней полости при первом хо­
лостом ходе вниз может быть принято равным/?,^„ - 0,05 МПа.
17.8. Рабочие ходы штамповочного молота
Управляемые рабочие ходы паровоздушного штамповочного молота пред­
ставляют собой единичные ходы с полной или неполной энергией удара, непре­
рываемые и прерываемые холостыми качаниями.
Первый тип рабочих ходов предполагает нанесение ударов с полной энерги­
ей, следующих один за другим без задержки вверху и внизу. Один двойной ход
в этом цикле распадается на два этапа: холостой ход вверх при отпущенной педа­
ли, совершающийся автоматически, и ход вниз при полностью нажатой педали.
После первого холостого хода вверх, а затем вниз падающие части молота
переходят в установившийся режим качаний. Если возникает потребность на­
нести удар, штамповщик при подходе их к КВП резко нажимает педаль, осу­
ществляя единичный ход вниз. Важно то, что ни в первом, ни во втором
случаях в момент нажатия на педаль нет отрицательного перепада давлений
в верхней полости цилиндра и подводящей трубе. Поэтому движение поршня
вниз совершается вплоть до начала мятия под действием номинального давле­
ния свежего пара, и падающие части развивают, как это и требуется, макси­
мальную скорость.
Для расчета числа ударов в единицу времени, расхода энергоносителя, КПД
пресса и других характеристик особый интерес представляют единичные хода с
полной энергией удара, непрерываемые циклами качаний.
Чтобы составить предположительные индикаторные диаграммы рабочих
процессов в верхней и нижней полостях цилиндра, необходимо соответствую­
щим образом соединить индикаторные линии верхнего и нижнего пара при пер­
вом холостом ходе вверх и единичном ходе вниз.
Индикаторная линия нижнего пара при ходе вверх полностью соответствует
таковой для первого холостого подъема. Индикаторную линию выпуска нижнего
пара при ходе вниз уточним, исходя из следующих соображений. В КВП давление
нижнего пара равно/Р^^^, И ДЛЯ ХОЛОСТЫХ ХОДОВ МЫ принимали возможность пере411
Раздел IV. МОЛОТЫ
пада в 0,05 МПа при реверсе движения (см. рис. 17.7). При единичном ходе вслед­
ствие подъема золотника от педали проходное сечение верхних окон увели­
чивается - перепад возрастает до 0,075 МПа и выпуск нижнего пара происходит
при меньшем торможении с давлением, определяемым согласно формуле (17.8).
Индикаторная линия верхнего пара при подъеме падающих частей также
полностью соответствует таковой для первого холостого хода вверх, а для хода
вниз ее можно построить на основании следующих соображений. Парораспре­
деление в паровоздушных штамповочных молотах устроено так, что при нане­
сении полных единичных ударов верхние окна остаются максимально от­
крытыми до начала мятия и только затем их перекрывает полка золотника,
опускающегося автоматически под действием кинематических связей между
ним и бабой. Поскольку проходные сечения окон дросселя оказываются наполо­
вину меньше проходных сечений верхних окон золотника, то мятие пара начи­
нается именно в дросселе. Поэтому
При неизменной движущей силе легко определить путь, пройденный порш­
нем при равноускоренном движении от КВП (рис. 17.8, точка а) до начала
мятия (точка а^):
2
1м^
т
2
^ Ун^ мят
mv^,
2Р„
где Рн1 - движущая сила на этом участке хода вниз; j \ - ускорение поршня
при входе вниз.
У'Нт
Ухв ^т
_
_
а'
а'а
1
^
1
^
Ь'
,
dc
>е
1
^
II
''
^иНт
Фо^т
Нщ
"
^
КНП
^
КВП
^
Рис. 17.8. Индикаторные линии верхнего пара при рабочем ходе
412
Глава
17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
Поскольку при полном единичном ударе впуск продолжается на протяже­
нии всего хода вниз, то у' = 1 и
Индикаторные диаграммы единичного хода с полным ударом показаны
на рис. 17.9, где замкнутая кривая 1 обозначает изменение параметров верхнего,
а кривая 2 - нижнего пара.
Согласно балансу работ всех сил, эффективная энергия полного единично­
го удара
О
где Рд - активная сила верхнего пара, постоянная на участке аЪ'^, равная pF
и изменяющаяся от точки а'^ до конца хода вниз по закону адиабатического рас­
ширения:
Рп=/
н
После интегрирования и преобразований получаем
L,=
[pFj^,+pF(<p,+y^Jlnk;-p,aF-^0,9G-p,(l-a)F]H^,
где А:;=(фо+1)/(фо+У;,в)Если штамповщик уменьшит нажатие на педаль, то золотник поднимется
меньше и при ходе падающих частей вниз, опускаясь от сабли, перекроет верх-
кнп
квп
Рис. 17.9. Индикаторная диаграмма рабочего хода с полным ударом
413
Раздел
IV. МОЛОТЫ
ние и нижние окна. Появятся периоды расширения верхнего пара и сжатия ниж­
него. В результате работа верхнего пара уменьшится, а противодавление ниж­
него - возрастет. При этом движение падающих частей молота вниз замедлится
и удар будет неполным.
17.9. Скорости движения и число ударов молота
Если на каком-либо участке падающие части перемещаются под действием
постоянной движущей силы, то рассчитать время хода бабы нетрудно, посколь­
ку ускорение неизменно. Например, рассмотрим первый холостой ход вверх при
подъеме падающих частей штамповочного молота. Поскольку отрезок индика­
торной линии для верхнего пара в начале хода вверх (рис. 17.10) обычно меньше
отрезка у^н^т Д-^^ нижнего пара, когда давление его начинает падать, то на участ­
ке (1-у'-|3')Я^ движение равноускоренное от КПП и совершается под действи­
ем силы Рв1 = const. Следовательно,
^-
.2
2т
а время движения
^ _
в1
\2m{\-i-^')H„
\
р
И падающие части в конце участка достигнут скорости
V
т
При переменном давлении энергоносителя движение падающих частей опи­
сывается нелинейными дифференциальными уравнениями, по которым можно
рассчитать скорости и время движения.
Для приближенных расчетов v и / по адиабатам предположительных ин­
дикаторных диаграмм применяют графоаналитические методы. Для этого
вычерчивают в достаточно крупном масштабе индикаторные линии верхнего
и нижнего пара (например, для хода вверх), а оставшийся путь (у'+Р')Я^
падающих частей до КВП делят на 10 равных участков. Согласно закону
сохранения энергии, положительное или отрицательное приращение работы
А^^ внешних сил на любом участке к вызывает равное увеличение или
уменьшение уровня кинетической энергии падающих частей AL^. Работу
внешних сил на участке к с допустимой точностью, обусловленной заменой
4М
Глава
17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
КНП
КВП
Рис. 17.10. Индикаторные линии верхнего пара при ходе вверх
кривой индикаторного давления р =f{H)
определить по формуле
линейной зависимостью, можно
А Л = ОД(у'+р')Я„[/'з.ср-^в'.ср-1ЛС + /7о(1-сх)Л,
где Рв ср ~ осредненная сила, зависящая от среднего давления нижнего пара
г\
Р k
' Р Jc-4-\
i-f
на рассматриваемом участке, Р^^^р^—^
^-^aF\ р,^, pi^+^ - индикаторное
давление нижнего пара соответственно в начале и в конце участка; Р^ ^^ - осредненная сила противодавления верхнего пара, Р^^^--
^'
Рк^ Ркк+\
индикаторное давление верхнего пара соответственно в начале и в конце рас­
сматриваемого участка. Однако
откуда скорость в конце участка
2АА
Ч+]
'- + vl
т
Точно так же по индикаторным линиям верхнего и нижнего пара при пол­
ном единичном ударе можно рассчитать скорости при ходе вниз.
415
Раздел
IV. МОЛОТЫ
Пренебрегая изменением ускорения на участке 0,1('/+рОЯ^, что вполне до­
пустимо, поскольку участков достаточно много и ошибка будет совсем неболь­
шая, считаем движение от / 4 ^ ^к+\ равноускоренным. Тогда по известному
из механики соотношению
ОД(у' + р ' ) Я „ = ^ К + у , , , ) ^ ,
определяем
_ (у'+Юя„
hВремя хода вверх
10
Время хода вниз до удара падающих частей в КНП
10
1
Время одного цикла движения вниз-вверх t^^^, если опустить чрезвычайно
малое время самого удара,
^дв.х ~ ^в
'^н*
Число ударов молота в минуту находим по рассчитанному времени одного
двойного хода (без учета длительности пауз):
п=
60
.
^дв.х
Полученное число ударов в минуту является номинальным показателем.
17.10. Коэффициент полезного действия
паровоздушного молота
Потери при трансформации тепловой энергии пара, внесенной в цилиндр
молота, в кинетическую энергию его падающих частей обусловлены особен­
ностями протекающих термодинамических процессов. Для тепловых машин, ра­
ботающих при минимальном противодавлении выпуску отработавшего пара,
термический КПД (см. формулу (17.4)) невысокий - Г|^ = 0,10...0,14.
Молоты работают в исключительно нестабильных режимах: циклы холос­
тых качаний, удары с различной энергией (от самой низкой до максимальной),
416
г л ава 17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
теплообмен с внешней средой. Потери энергии такого рода учитывает относи­
тельный КПД
Лотн-0,325...0,375.
Движению падающих частей препятствует трение скольжения, вызывая
расход энергии. Эти потери учитывает механический КПД
Лмех-0,8...0,9.
Суммарные потери энергии в термомеханической системе характеризует
полный экономический КПД
Л-г|,ЛотнГ|мех-0,026...0,047.
(17.11)
Как известно из § 15.3, не вся кинетическая энергия падающих частей рас­
ходуется на пластическое деформирование заготовки. Часть ее безвозвратно те­
ряется вследствие несовершества самого удара. Это обстоятельство учитывает
КПД удара Г|у.
Комплексное представление об использовании первичной энергии дает так
называемый эффективный КПД
Лз = Г|Г|у.
(17.12)
Минимальное значение Г|з характерно для жестких ударов при обработке
в окончательном ручье штамповочного молота: Г|з = 0,014, максимальное - для
заготовительных переходов объемной штамповки: Г|з = 0,024.
17.1 !• Расчет молота при работе на сжатом воздухе
или перегретом паре
Для сжатого воздуха и перегретого пара адиабата расширения-сжатия являк
ется степенной функцией гиперболического типа: pV = const. Известно, что при
к > 1 кривая такого рода ниспадает к оси абсцисс тем интенсивнее, чем больше
показатель степени.. Поскольку для сжатого воздуха А:= 1,4, а для перегретого
пара к= 1,3, при одном и том же падении давления от начального уровня сте­
пень расширения оказывается наименьшей у сжатого воздуха, несколько больше у перегретого пара, но самая большая она у влажного пара. Сжатие же на одну
и ту же степень вызывает у воздуха самое высокое повышение давления; для
перегретого пара оно несколько меньше.
Механическая работа в адиабатическом процессе происходит за счет внут­
ренней энергии газа (см. уравнение 17.1):
417
Раздел
IV. МОЛОТЫ
Поскольку уровень внутренней энергии является функцией степени нагретости
газа, т. е. его температуры, то приращение
щ, = -cy^т^-cy{т,-т,).
Тогда удельная механическая работа
к-\
"^ к-\
п^ 1
Pi
(17.13)
\ y \ j
Уравнение (17.13) показывает, что при возрастании показателя степени функ­
ции pV^^ механическая работа, совершаемая энергоносителем при расширении,
уменьшается, а работа, затрачиваемая на его сжатие, увеличивается.
Положим, что паровоздушный молот рассчитан на работу на влажном паре.
Что произойдет при переводе этого молота на работу на сжатом воздухе?
Как известно, рабочий процесс в цилиндре молота определяется соотноше­
ниями между периодами работы энергоносителя, т. е. между впуском-выпуском
и расширением-сжатием. При расчете параметры парораспределения у, у', р, р',
(1-у-Р), (1-У-Р') оказываются фиксированными; они реализуются в конструк­
ции золотника и механизма управления. Поэтому при установленных периодах
отсечек и заданных давлениях впуска-выпуска работа расширения нижнего воз­
духа, например при ходе вверх, окажется заниженной, а работа сжатия верхнего
воздуха - завышенной по сравнению с процессом влажного пара. В результате
поршень и, следовательно, падающие части не дойдут до КВП. Для того чтобы
обеспечить подъем падающих частей на полный ход, необходимо затратить то
же количество энергии, что при работе на влажном паре. Использовать внутрен­
нюю энергию воздуха при заданных степени расширения и давлении выпуска
невозможно. Недостающую энергию можно получить только в результате до­
полнительного введения свежего энергоносителя в цилиндр молота. Это дости­
гается увеличением периода впуска нижнего воздуха посредством регулировки
установочного положения парораспределительного механизма (необходимо
опустить золотник).
Очевидно, что при тех же параметрах р и р^ для достижения требуемого
уровня кинетической энергии диаметр рабочего цилиндра D должен быть не­
сколько больше, чем для молота, работающего на влажном паре.
Переключение молота, работающего на воздухе, на работу на влажном паре
может привести к сильному удару поршня в крышку цилиндра, если не преду­
смотреть изменений в регулировке давления пара. Проще всего уменьшить про­
ходные сечения дросселя и, следовательно, увеличить предварительное мятие
пара, тем самым снизив давление свежего пара, поступающего в цилиндр. Эффек­
тивная энергия удара при этом не уменьшится, так как работа верхнего пара почти
не изменится, а противодавление нижнего пара даже несколько упадет.
418
Глава
18. Бесшаботные и паровоздушные молоты
Глава 18. БЕСШАБОТНЫЕ ПАРОВОЗДУШНЫЕ
МОЛОТЫ
18.1. Типовые конструктивные схемы
Высокая плотность застройки заводских площадок и близость жилых
кварталов заставили инженеров искать эффективную защиту от виброколеба­
ний грунта, возникающих при работе шаботных молотов. Основной задачей
сочли не локализацию виброколебаний в системе молот - фундамент, а устра­
нение их причины для того, чтобы кинетическая энергия максимально гаси­
лась непосредственно при соударении частей молота и не передавалась на
несущие части его конструкции и фундамент. Напрашивалось естественное
решение: осуществлять не односторонний удар двигающихся с большой ско­
ростью падающих частей по поковке на неподвижном шаботе, а соударение
двух подвижных масс по поковке, расположенной в плоскости их возможного
столкновения. Поскольку нагрузочный импульс при таком ударе не передается
на грунт, отпадает необходимость в шаботе. Поэтому эти модели паровоздуш­
ных молотов получили название бесшабашных.
Однако они не вытеснили обычные шаботные молоты, так как нижний
штамп их подвижен и по этой причине возникают определенные затруднения
с удержанием поковки при выполнении многоручьевой штамповки. Очень хо­
рошо на бесшаботных молотах осуществлялась штамповка в торец осесимметричных деталей вроде шестерен, фланцев и т. п. Чтобы избежать эксцентричных
ударов при штамповке несимметричных в плане деталей, предусматривали
предварительную обработку заготовок на других машинах или на том же моло­
те, но с последовательной установкой штампов по операциям.
Основным признаком для классификации бесшаботных молотов является
тип привода подвижных частей: паровоздушный, механический и гидравли­
ческий. Второй и третий типы в чистом виде применяют крайне редко, тогда
как первый сам по себе или в сочетании со вторым и третьим является ти­
повым.
Была предложена конструктивная схема молота, в котором от паровоз­
душного цилиндра приводилась в движение только верхняя баба 1 (рис. 18.1, а),
а нижняя 5 перемещалась от нее при помощи механической связи - двух метал­
лических лент 3, перекинутых через блоки 2.
Выполнить конструкцию молота по такой схеме несложно, достаточно только
обеспечить хорошее направление баб. Для этого на нижней плите устанавливают
станину из четырех стоек, а сверху закрепляют рабочий цилиндр. Верхнюю бабу
обычно изготовляют из качественного литья заодно со штоком и поршнем.
Связывающие ленты работают в наиболее тяжелых условиях вследствие уп­
ругих колебаний, возникающих в них при ударе. Для повышения прочности лен419
Раздел
IV. МОЛОТЫ
Линия_
соударения
Лини^
соударения
Рис. 18.1. Схемы бесшаботного молота с механической (а) и гидрав­
лической (б) связью
ты набирают из нескольких десятков тонких стальных полос марки 45 или 50
толщиной 0,3 — 0,8 мм при ширине 120... 130 мм. Полосы рекомендуется закали­
вать. Закрепляют ленты в бабах обязательно через амортизирующие буферы 4.
Блоки делают из дюралюминия, чтобы уменьшить их момент инерции и тем
самым пробуксовывание по лентам при остановке последних в момент удара.
Подвижные части молота необходимо выполнять с несколько различающи­
мися массами. Если, например, верхнюю бабу сделать на 5... 10 % легче нижней,
то она будет отскакивать после удара с большей скоростью и благодаря этому
разгружать ленты. Если сделать наоборот, то ускоренный отскок нижней бабы
приведет к резкой перегрузке лент.
В молотах с рычажной связью, несмотря на амортизацию при помощи коль­
цевых пружин трения, быстро вырабатывались шарниры рычагов, а сами пру­
жины ломались. Поэтому широкого применения эти молоты не нашли.
В схеме, приведенной на рис. 18.1, б, сила, разгоняющая нижнюю бабу, соз­
дается давлением жидкости. Однако под плунжер нижней бабы жидкость посту­
пает не от особого гидропривода с электродвигателем, а от действия собственного
паровоздушного привода. Молот работает следующим образом. При впуске све­
жего пара или сжатого воздуха в верхнее пространство рабочего цилиндра
420
Глава
18. Бесшаботные и паровоздушные молоты
падающие части 1 ускоренно перемещаются вниз, шток 3 давит на плунжер 7,
сдвигая его также вниз. В результате жидкость (минеральное масло) из боковых
полостей корпуса 10 нижней поперечины вытесняется в среднюю и перемещает
плунжер 8, а через шток 6 и нижнюю бабу 4 вверх вплоть до соударения. Несмот­
ря на некоторые потери энергии на сжатие жидкости, нижняя баба к моменту уда­
ра развивает почти такую же скорость, как и верхняя (площади поперечных
сечений плунжера 8 и двух боковых плунжеров 7 равны).
Для разгрузки штоков в местах соединения их с бабами установлены рези­
новые амортизаторы 2 и 5. Гидравлические удары в жидкости, заполняющей
полости корпуса 10 смягчаются пружинными компенсаторами 9. Они же пред­
назначены для амортизации внезапного падения верхней бабы при аварийной
утечке жидкости из корпуса.
Более высокая надежность работы молотов рассмотренной схемы привела к
тому, что эксплуатационники стали отдавать им предпочтение перед молотами с
механической связью. Как правило, молоты с гидравлической связью применяют
для тяжелой штамповки и изготовляют с энергией удара до 1,4 МДж.
Известны также схемы бесшаботных молотов с независимыми паровоздуш­
ными приводами подвижных частей.
18.2. Особенности термомеханического расчета
бесшаботных паровоздушных молотов
Методика термомеханического расчета бесшаботных паровоздушных моло­
тов в принципе аналогична созданной проф. А.И. Зиминым методике расчета
шаботных паровоздушных молотов.
В качестве главного размерного параметра, задаваемого в расчете, прини­
мают эффективную энергию L^ полного удара. Еще одним параметром является
скорость подвижных частей в момент удара. Поскольку у молотов, схемы кото­
рых представлены на рис. 18.1, массы верхних и нижних подвижных частей поч­
ти равны между собой, для выполнения основного условия (равенства ко­
личества движения масс при ударе) необходимо и равенство их скоростей. Эти
скорости малы и не превышают 3,1 ...3,3 м/с.
Каждая из баб совершает до удара одинаковый ход, поэтому в технической ха­
рактеристике молота обычно указан суммарный ход 2Н^ обеих баб: у молотов с Ь^,
равной 200, 400 и 800 кДж, он составляет 1200, 1400 и 1800 мм соответственно.
Бесшаботные паровоздушные молоты, предназначенные для горячей штам­
повки, работают циклами управляемых единичных ходов, завершающихся пол­
ными или неполными ударами. Причем парораспределение в типовых
конструкциях устроено таким образом, что в цикле единичного хода с полным
ударом впуск происходит при полностью открытых окнах, т. е. у^ == 1. Это дости­
гается отведением сабли при нажиме на рукоятку управления, в результате чего
421
Раздел IV. МОЛОТЫ
золотник удерживается без движения в самом верхнем положении. При этом
мятие энергоносителя на входе в рабочий цилиндр развиться не успевает. Зна­
чит, давления в верхней (на впуске) р и нижней (на выпуске) р^ = 0,12 МПа по­
лостях будут оставаться постоянными на протяжении всего хода баб вниз.
Таким образом, движущая сила при ходе вниз для молота с ленточной свя­
зью будет постоянной:
Р =Р' -Р'^-Р
^н
или
н
н
+ G -G -Р
а т ^ в
^н
^ тр.в
-Р
-Р
тр.н
Р, = [р-ар, -p^{\-a)]F-Y,Q.,
тр.р'
(18.1)
где Рд =pF и P^=p^aF - равнодействующие избыточного давления пара
(воздуха) в верхней и нижней полостях рабочего цилиндра соответственно;
^ат ^Poi^-^Wl Х б н ~ равнодействующая сил тяжести верхней G^ и нижней G^^
баб, а также сил трения в верхних Р^^^ и нижних Р^^^^ направляющих и ленты
о ролики Р^^^ при ходе вниз, ^ б н ~ 0,26G^.
Тогда энергия полного удара
L, = {[р - ар, -ро (1 - a)]F-0,26GJH^.
(18.2)
При свободной рукоятке золотник опущен, происходит впуск пара в ниж­
нюю полость, а подвижные части движутся в исходные положения. Восстанов­
ление кинематической связи между верхней бабой и золотником (при свободной
рукоятке сабля касается бабы) обеспечивает отсечку нижней полости цилиндра
при подходе бабы к КВП. После этого нижний пар только расширяется. В верх­
ней полости в течение всего хода вверх происходит только выпуск пара, но
уменьшение давления в нижней полости позволяет остановить бабу вверху без
удара в крышку цилиндра и удерживать ее на весу.
Расчет таких молотов связан с ограничением ускорения при подъеме. При
опережающем движении верхней бабы (а это может случиться, если ее ускоре­
ние Ув будет больше ускорения силы тяжести g = 9,8 м/с, под действием которо­
го опускается нижняя баба) натяжение лент ослабнет и могут образоваться пет­
ли. Последующий ход вниз будет сопровождаться резким рывком, и ленты
порвутся. Поэтому И.В. Климов рекомендует следующее соотношение между
ускорениями:
7B^0,9g.
Таким образом, активная сила, действующая на верхнюю бабу в начале
движения вверх, должна подчиняться условию
g
422
Глава
19. Высокоскоростные молоты
Иначе
Р =Р'-Р^^Р
^в
^в
-G
^в^^ат
+G -Р
^в^^н
^ тр.в
-Р
^ тр.н
-Р
=09G
тр.р
^'^^в?
ИЛИ
[ар-р,
+;7o(l-a)]F-XeB-0,9G3,
(18.3)
где ^ б в ~ равнодействующая тех же сил, что и в выражении (18.1), но при хо­
де вверх, 5 ] б в ^ 0,22Сз.
Сопоставляя уравнения (18.2) и (18.3), заключаем, что они образуют систе­
му с двумя неизвестными F и а:
4 = {[р - ар, -ро (1 - а)] F- 0,26GJ Я , ;
lMG, =
[ap-p,+po{\-a)]F,
решая которую, получаем диаметр цилиндра D и диаметр штока d^^.
Несмотря на небольшие ходы бесшаботные молоты вследствие невысоких
ускорений тихоходны. Например, молоты указанных ранее размеров в среднем
могут нанести соответственно 20, 7 и 6 полных ударов в минуту.
Глава 19. ВЫСОКОСКОРОСТНЫЕ МОЛОТЫ
19.1. Общие сведения
Представляют интерес схемы обработки металлов давлением со всесторон­
ним сжатием и интенсивным направленным течением металла (например, объ­
емная штамповка деталей с ребрами, шлицами, обратное выдавливание и т. п.).
В этих случаях перенос объемов сопровождается контактным скольжением ме­
талла относительно поверхности инструмента при высоких нормальных давле­
ниях. Кинетическая энергия переноса преобразуется в энергию граничного
трения. Процесс сдвигового перемещения в толще деформируемого металла
может быть представлен как движение с внутренним трением
Механическая энергия граничного трения, преобразуясь в тепловую, рассеи­
вается либо воспринимается металлом, повышая его температуру. Внутреннее
трение, с одной стороны, повышает сопротивление деформированию, а с другой,
преобразуясь в теплоту, - рассеивается или также аккумулируется металлом.
Если начальная скорость VQ увеличена настолько, что длительность t^^ нагру­
зочной фазы удара составляет тысячные или менее того доли секунды, то мощность
всех процессов при ударе резко возрастает и выделяющаяся теплота не успевает
рассеиваться. Процесс деформирования по существу изолируется от среды,
и металл разогревается настолько, что становится заметным преобладание
423
Раздел
IV. МОЛОТЫ
разупрочняющих процессов. Хотя а^ по-прежнему растет, общий расход энер­
гии на внутреннее трение может даже уменьшиться; среднее за процесс сопро­
тивление деформированию падает, а работа пластического деформирования уве­
личивается.
Важную роль в улучшении условий деформирования играет снижение сопро­
тивления граничного трения в указанной области, что способствует более равно­
мерному течению металла. Пределы этой области зависят от физико-механичес­
ких характеристик обрабатываемого металла. Так, свинец, который чаще всего
применяют при лабораторных исследованиях для моделирования горячей штам­
повки, начинает оплавляться при скоростях удара в начале штамповки около 20 м/с.
По этой же причине приходится снижать температуру верхнего предела высоко­
скоростной горячей обработки для алюминиевых сплавов. Вместе с тем такие ме­
таллы, как молибден, титан, уран, цирконий, ниобий и др., широко применяемые
в ракетной и ядерной технике, особенно хорошо деформируются при скоростях
20...30 м/с. Однако при так называемых критических скоростях, происходят не­
желательные фазовые превращения в отдельных частях обрабатываемой заготов­
ки, подверженных местному нагреву.
Действие привода высокоскоростных молотов основано на принципе термо­
механической системы типа цилиндр - поршень. Для того чтобы поршень
и связанные с ним подвижные части достигли высокой конечной скорости на от­
носительно малом пути, необходимо создать большую активную силу, возбуж­
дающую ускоренное поступательное движение в течение всего прямого хода.
В термомеханических системах высокоскоростных молотов в качестве энерго­
носителя применяют сжатый газ высокого давления, взрывчатое вещество или го­
рючую смесь. Пар или сжатый воздух с обычными параметрами для этой цели
непригодны, так как при работе на них требуются цилиндры огромных размеров.
Различия в физико-механических свойствах сжатого газа высокого давления
и взрывчатого вещества или горючей смеси определяют своеобразие конструк­
ций существующих молотов, из которых первые называют высокоскоростными
газовыми, а вторые - высокоскоростными взрывными молотами.
19.2. Высокоскоростные газовые молоты
к настоящему времени разработано и воплощено в металле довольно много
конструктивных схем высокоскоростных газовых молотов. По принципу действия
схемы этих молотов можно разделить на двухкамерные и однокамерные.
В двухкамерном молоте (рис. 19.1) помимо рабочей камеры в цилиндре 3
имеется специальная емкость для аккумуляции газа высокого давления - азота с
р=\А МПа. Аккумуляционная камера отделена от рабочей распределительным
органом - золотником 4, приводимым в движение от системы управления.
424
Глава 19. Высокоскоростные молоты
Рис. 19.1. Схема высокоскоростного газового двухкамер­
ного молота
В представленном положении полость В заполнена через отверстие IV газом
низкого давления и поршень 6 прижат к торцевому уплотнению 5. Золотник 4
смещен вниз под действием масла, нагнетаемого по трубке / в верхнюю полость
золотниковой коробки, и перекрывает сопло из полости А в полость В.
Для пуска молота в сопло по трубке / / поступает газ повышенного давления.
Несмотря на низкое давление в полости 5, поршень при этом остается неподвиж425
Раздел
IV. МОЛОТЫ
ным, так как его площадь под соплом мала по сравнению с кольцевой площадью.
Однако давление газа, поступившего по трубке //, все же достаточно велико, что­
бы сдвинуть золотник вверх, и поэтому газ высокого давления из полости А через
открывшиеся отверстия в золотниковой коробке и сопло врывается в рабочую ка­
меру, отрывая поршень от кольца 5, В результате резко возрастают площадь, на
которую действует этот газ, а следовательно, и сила. Подвижные части с большим
ускорением начинают перемещаться вниз, достигая максимума скорости в конце
хода перед началом штамповки.
Для подъема подвижных частей после удара в полость В под поршнем 6 через
трубку /// закачивается масло высокого давления. Расширившийся газ из части
полости В над поршнем вытесняется в полость А с повторным сжатием (рекомпрессией) до начального давления. Когда поршень прижат к кольцу 5 давлением
масла, опускается золотник 4, разъединяя полости. После этого давление под
поршнем в полости В падает, а газ низкого давления вытесняет масло. Молот
вновь в исходном положении и готов к следующему удару.
Конструктивно молот оформлен таким образом. Станина 12 является несу­
щим элементом и предназначена для компоновки всех узлов и деталей, но жестко
на ней укреплены только опоры 8 с направляющими втулками. В них установлены
две стяжные шпильки-колонны 10, образующие вместе с верхней 1 и нижней И
базовыми траверсами раму молота. К верхней траверсе прикреплен рабочий ци­
линдр i, а на нижней размещена нижняя половина штампа. Подвижные части мо­
лота состоят из поршня б, штока 7 и подвижной траверсы 9 с верхней половиной
штампа. Направляется подвижная траверса колоннами 10, На нижней стороне
траверсы И смонтирован гидравлический цилиндр 13 выталкивателя.
В процессе истечения газа высокого давления через соединительное сопло
возникает реактивный импульс, действующий на верхнюю крышку полости А
цилиндра 8, В результате вся рама молота движется вверх. После удара вследст­
вие упругого отскока, а затем под влиянием силы тяжести рама смещается вниз.
Для того чтобы предупредить удар рамы при посадке на нижние фиксаторы,
шпильки-колонны пропущены через демпфирующие гидроцилиндры 2 (гидропневмоцилиндры).
Подобное устройство молота обеспечивает благоприятную механику движе­
ния соударяющихся масс: подвижные части и рама встречаются в момент удара,
обладая соразмерным количеством движения. Поскольку рама «плавает» относи­
тельно станины, гашение импульсной нагрузки происходит практически пол­
ностью внутри системы подвижные части - рама. Энергия же упругого вос­
становления после удара рассеивается в демпфере. Поэтому молот работает
устойчиво несмотря на огромный уровень кинетической энергии по отношению
ко всей массе машины. Силовая замкнутость и гашение виброколебаний в системе
позволяют устанавливать молот на ставнительно небольшом фундаменте.
Процесс удара в высокоскоростном молоте происходит значительно быст­
рее, чем в паровоздушном. Поэтому удельная мощность рабочего хода на еди426
г л ава 19. Высокоскоростные молоты
ницу массы высокоскоростной установки несравнимо превосходит таковую для
обычного молота. Следовательно, важным отличием высокоскоростных газовых
молотов является их очень низкая металлоемкость.
Однако, во-первых, высокоскоростные газовые молоты имеют усложнен­
ный индивидуальный привод. Например, в молоте по рассматриваемой конст­
руктивной схеме в качестве энергоносителя применяют азот высокого и низ­
кого давления, а также масло высокого давления. Азот поступает из баллонов,
присоединяемых к цилиндру 3 (см. рис. 19.1) через систему газопроводов
с регуляторами давления и прочей арматурой. Для подачи масла предназнача­
ется специальный насосный гидропривод. Во-вторых, детали высокоскорост­
ных молотов, работающие в сложных условиях динамических нагрузок, при­
ходится изготавливать из высококачественных сталей и других материалов.
Требования к механической и термической обработке деталей также очень вы­
соки. Поэтому стоимость единицы эффективной энергии удара у эквивалент­
ных по мощности высокоскоростных газовых и паровоздушных штамповоч­
ных молотов примерно одинакова.
Необходимость совершать различные манипуляции с энергоносителями при­
водит к тому, что длительность цикла одного двойного хода у высокоскоростного
газового молота довольно велика и доходит до 30...60 с в зависимости от разме­
ров машины. Однако штамповка на таких молотах осуществляется за один удар,
поэтому часовая производительность составляет 50... 120 поковок.
К настоящему времени выпущены высокоскоростные газовые молоты с энер­
гией удара от 10 до 500 кДж.
В качестве примера однокамерной машины рассмотрим высокоскоростной
газовый молот с эффективной энергией удара 160 кДж.
В комплекс установки молота входят: исполнительная машина (собственно
молот); аккумуляторная газовая станция; гидропривод; системы газо-, воздухои маслопроводов с соответствующей арматурой, регулирующими и распре­
делительными устройствами; пульт управления; электрооборудование и фун­
дамент.
Исполнительная машина (рис. 19.2) компонуется из следующих узлов: ра­
мы 3 с подвижными частями 5; станины 6 с ограждениями; цилиндров подъема 2
и выталкивателя 7; фиксаторов 4 и амортизаторов 7; клапана управления
и системы смазки. Чтобы обеспечить требуемую прочность и жесткость, раму
молота и подвижные части изготовляют цельноковаными из легированной ста­
ли 40ХНМА.
Установка рамы в станине допускает вертикальную подвижность. Для этого
на боковых стойках рамы имеются направляющие пазы (рис. 19.3), а на станине соответствующие планки.
В О-образном проеме рамы 1 размещена массивная траверса (баба) 4 подвиж­
ных частей. Точность движения траверсы относительно рамы обеспечивается на­
правляющими - базовыми плоскостями у траверсы и регулируемыми планками 8
427
Раздел IV. МОЛОТЫ
^—\-1-.Л.
Jte
Ут
fr
iR
I
1
w
/
OS^^
Рис. 19.2. Схема высокоскоростного газового однокамерного молота
у рамы. В верхней поперечине рамы имеется сквозное отверстие для штока под­
вижных частей с дополнительным направлением по втулке 2. Снизу шток уплот­
нен верхней манжетой от утечки газа высокого давления, нижняя манжета
предназначена для удержания смазочного слоя масла, поступающего из бачка под
низким давлением. Направляющая втулка 2 крепится крышкой 3 буксы.
Головка рамы выполнена в форме пустотелого цилиндра и служит аккуму­
ляционной газовой камерой. Для увеличения объема камеры внутри штока
расточена полость. В шток ввинчивается крышка 77, снабженная сквозными
боковыми отверстиями, соединяющими его внутреннюю полость с основной
камерой цилиндра.
428
г л ава 19. Высокоскоростные молоты
Рис. 19.3. Рама газового молота
Сверху цилиндр закрыт крышкой 9, в пазу которой уложено резиновое коль­
цо 70. В это кольцо упирается острой выступающей кромкой крышка штока, ког­
да он находится в КВП, отсекая тем самым замкнутую полость 77 очень
небольшого объема между крышкой цилиндра и торцом штока.
Станина молота - закрытого типа, сварная (из листового проката). На внут­
ренней стороне боковых листов расположены планки направляющих и стопорные
ограничители хода рамы. В переднем и заднем листах имеются проемы, откры­
вающие доступ к штамповому пространству. Для безопасности (на случай полом­
ки инструмента) передний проем перекрывается подвижным ограждением,
подъем которого осуществляется при помощи двух пневмоцилиндров. На задний
проем ограждение навешивается вручную перед началом работы.
429
Раздел
5
6
7 8
IV. МОЛОТЫ
9
Рис. 19.4. Схемы фиксатора {а) и амортизатора (б)
Фундаментная плита станины сделана прочной с ребрами жесткости и служит
для крепления цилиндров подъема 5 и выталкивателя 6, а также амортизаторов 7.
Для удержания подвижных частей вверху при аварийном срабатывании сис­
темы предназначены два фиксатора (рис. 19.4, а), установленные по боковым
сторонам траверсы. Ползушка 5 фиксатора направляется втулкой 7 в раме 6
молота. Приводной пневмоцилиндр 1 фиксатора крепится в прорези боковой
стойки 2 станины. Кулисное соединение ползушки со штоком цилиндра сделано
так, чтобы она могла перемещаться вместе с рамой молота по вертикали: прямая
рамка 4 кулисы закреплена на ползушке, а сухарь 3 - на штоке. Зазор между
фиксирующей лыской ползушки и нижней плоскостью траверсы 9 не должен
превышать 1 мм, регулируется он при помощи сменной планки 8 на лыске.
Цилиндры подъема и выталкивателя представляют собой обычные гидрав­
лические механизмы двойного действия.
Как и в предыдущей конструкции высокоскоростного газового молота, рама в
процессе разгона подвижных частей несколько поднимается, а затем в результате
отскока и под действием земного притяжения движется вниз. Для погашения ки­
нетической энергии и плавной посадки на место предусмотрены два пружинных
амортизатора, симметрично расположенные относительно оси молота. Каждый из
амортизаторов состоит из пружины 1 в свободном состоянии, воспринимающей
нагрузку первой, и пружины 2 с предварительной затяжкой, воспринимающей
нагрузку второй (рис. 19.4, б). Различие в характеристиках пружин и, следова­
тельно, в частотах колебаний придает амортизаторам некоторые демпфирующие
свойства. Амортизаторы одновременно являются и фиксаторами КПП рамы.
В исходном положении (см. рис. 19.3) полости аккумуляционной камеры
в цилиндре и штоке заполнены газом высокого давления. Полость сверху штока
430
г л ава 19. Высокоскоростные молоты
под крышкой цилиндра соединена с атмосферой, и поскольку на кольцевую
часть штока снизу давит сжатый газ, возникающая при этом сила удерживает
подвижные части в КВП. Ползушки фиксаторов выдвинуты под траверсу, штоки
подъемных цилиндров и выталкивателя находятся внизу, доступ к штампам от­
крыт. Рабочий укладывает заготовку в ручей и нажимает кнопку «Удар». Тотчас
срабатывает электромагнит воздухораспределителя цилиндров ограждения,
впуская сжатый воздух из ресивера пневмосистемы. Двигаясь вверх, ограждение
закрывает проем рамы и одновременно нажимает на конечный выключатель,
управляющий воздухораспределителем фиксаторов. Ползушка уходит из-под
траверсы, освобождая ей путь вниз, и тоже нажимает на конечный выключатель
общей системы управления молотом со специальным клапаном управления
(рис. 19.5).
В корпусе 5 клапана управления установлена втулка 3, к седлам которой
притерты клапаны 2 и 4. Тарелки клапанов упираются в диафрагмы 7 и (5. Диа­
фрагмы защемлены крышками на фланцах корпуса. Со стороны, противополож­
ной тарелкам, диафрагмы поджимаются пружинами и благодаря этому при
отсутствии избыточного давления в полостях АиД клапаны оказываются поса­
женными на свои седла.
Полости ^ и Д в головках клапана управления соединены с пневмосистемой
молота, полость Г системой трубопроводов через входное отверстие Е соедине­
на с аккумуляторной станцией, а через выходное отверстие 5 - с молотом; по­
лость Б всегда соединена с атмосферой.
При срабатывании конечного выключателя от возвратного движения пол­
зушки сжатый воздух из соответствующего воздухораспределителя поступает
в полость Д, смещая клапан 4 вправо. Тогда сжатый газ из баллонов аккумуля­
торной станции устремляется через открытую полость Г в отсеченную под крыш-
1
6
Рис. 19.5. Клапан управления молотом
431
Раздел
IV. МОЛОТЫ
кой цилиндра полость П (см. рис. 19.3). Давление на шток возрастает настолько,
что усилие оказывается достаточным для отрыва его от крышки цилиндра. Тот­
час же начинается расширение сжатого газа, и подвижные части, все больше
увеличивая скорость, движутся вниз вплоть до удара.
При отходе траверсы от КВП освобождается конечный выключатель, управляюш,ий реверсивным золотником, и масло высокого давления от насоса направ­
ляется под поршни цилиндров подъема подвижных частей. Циклограмма молота
построена так, что штоки подъемных цилиндров упрутся в траверсу и начнут ее
поднимать только после того, как произойдет удар. Такое запаздывание обеспечи­
вается малой скоростью на протяжении небольшого холостого хода штоков вверх.
От действия того же конечного выключателя обесточивается электромагнит воз­
духораспределителя пневмосистемы ограждения и штампы открываются.
В процессе подъема траверса нажимает на конечный выключатель, от кото­
рого запитывается электромагнит второго реверсивного золотника гидросисте­
мы. Смещение золотника открывает доступ маслу высокого давления под пор­
шень выталкивателя.
Поскольку ход штоков всех трех гидроцилиндров ограничен (выталкиватель
и траверса доходят до упора в КВП), давление в гидросистеме повышается сверх
необходимого для извлечения поковки из ручья или подъема подвижных частей.
Установленное в гидросистеме реле давления срабатывает и включает электро­
магнит воздухораспределителя пневмосистемы. Сжатый воздух от ресивера на­
чинает поступать в левую полость А клапана управления (см. рис. 19.5). Клапан 2
сдвигается влево, открывая проход из полости В на выхлоп. В результате давле­
ние в полости П между крышкой цилиндра и штоком (см. рис. 19.3) сбрасывает­
ся и траверса зависает наверху.
От реле давления срабатывают также упомянутые ранее воздухораспредели­
тели фиксаторов, и ползушки выходят под траверсу. Ходом ползушек фиксаторов
и толкателя клапана включаются сразу три конечных выключателя, подающие
команду на движение в исходное КНП штокам цилиндров подъема и выталкива­
теля. А они, в свою очередь, блокируют систему управления таким образом, что
на пульте загорается сигнальная лампа «Готово к удару». Цикл завершен, и после
нового нажатия на пусковую кнопку произойдет следующий удар.
Газовая аккумуляторная станция состоит из шести соединенных последова­
тельно баллонов вместимостью 0,04 м каждый, причем давление сжатого азота
в баллонах равно 15 МПа. При помощи регулятора давление азота снижается до
расчетного /? == 11 МПа в аккумуляционной камере молота. Рабочее давление
воздуха в пневмосистеме 0,4 МПа.
Большой уровень аккумулированной в приводе энергии, разрядка которой
при высоких скоростях движения подвижных частей происходит очень быстро,
ставит особые требования к соблюдению правил безопасной эксплуатации вы­
сокоскоростных газовых молотов. Совершенно недопустимо проводить какие
бы то ни было работы по подналадке штампов или затяжке креплений молота
432
г л ава 19. Высокоскоростные молоты
при расположении исполнительных частей в промежуточном положении и на­
личии при этом сжатого газа в цилиндре. Все это можно делать, когда траверса
лежит либо в КВП на фиксаторах, либо в КНП на штампе.
Следовательно, полная работа, совершаемая газом при расширении в цилиндре.
^^PIJ
(19.1)
к-\
где F] и ^2 - объемы, которые занимает газ соответственно в начале и в конце
расширения.
На подвижные части с массой т^ действуют сила Р от давления расширяюще­
гося газа, сила тяжести G^ и сила трения Р^^ в уплотнении штока, а на раму с мас­
сой ^2 - соответствующие силы Р, G2, ^тр2 = ^тр1 и, кроме того, сила трения от
амортизаторов Р^^^,
Уравнения движения масс т^ и ^2 с перемещениями Xj и Х2 имеют вид
mx\=P + G,-P^,',
mx\-P-G,^P^^,-P,^2.
(19.2)
Функцию Р определяем по адиабатическому соотношению
Г
"•*
(19.3)
1^1+^шт(^1+^2),
где F^^ - площадь поперечного сечения штока.
Подстановка выражения (19.3) в систему (19.2) приводит к системе двух не­
линейных уравнений.
Для расчета конечных скоростей постараемся найти более простые уравне­
ния. Количества движения, которыми будут обладать массы т^ и ^2 в конце хо­
да, являются результатом действия импульса всех сил за время движения t^.
Причем конечный эффект будет тот же, если переменную силу от расширяюще­
гося газа заменить ее средним значением
где Н^ - полный встречный ход исполнительных частей и рамы.
Силу трения от амортизаторов определим как среднее арифметическое Р^^^
от ее начального и конечного значений:
тр.а
v^ тр.а ' ^ т р . а / /
*
433
Раздел IV. МОЛОТЫ
Тогда
m2V2={Pc,-G2+PZ.-R2)t.=Et^
Отсюда
V2 =
(19.4)
^ V i .
^ 2 ^
Работа всех внешних сил, действующих на подвижные массы, преобразует­
ся в кинетическую энергию движения, и поэтому эффективная энергия удара
L,=L +
G,H,-G,H,+P^^,H,-P^,,H,-P^,,H„
(19.5)
где Н^ и Н2- полные перемещения масс т^ и т2 соответственно навстречу друг
другу. Иначе
2
_ ^1^2
2
^^2^2 _
2А
^1^1
2Л
(19.6)
W2 А^
Для определения перемещения масс из первого уравнения системы (19.2)
вычтем второе и полученное уравнение дважды проинтегрируем, заменив силу
ее средним значением. Тогда можно записать
^2
(19.7)
Выражение (19.7) в конце хода будет иметь вид
Dtl=2{m,H,-m2H2),
(19.8)
где D = G,+G2-/>;•:,.
Преобразуем уравнение (19.8) к виду
2 \
А^{т^Н^ -m2H2)=Dm^L^
(19.9)
^ 2 А"
Дополнительным к нему уравнением служит выражение
(19.10)
Решая совместно уравнения (19.5), (19.9) и (19.10), находим путь подвиж­
ных частей Я| и рамы Яз к началу удара и по формуле (19.5) рассчитываем Z,,.
С помощью уравнений (19.6) и (19.4) определяем скорости v, и Vj.
Время движения масс от начала хода до удара рассчитываем по формуле
434
г л ава 19. Высокоскоростные молоты
Как отмечалось ранее, для удерживания подвижных частей наверху из по­
лости между поршнем и крышкой цилиндра сжатый газ сбрасывается в атмо­
сферу, а последующий отрыв и начало движения вниз обеспечиваются крат­
ковременным впуском небольшой порции газа высокого давления. Хотя объем
впускаемого газа V^^ невелик (менее 0,1 % от Fj), при непрерывной работе мо­
лота запас сжатого газа в баллонах аккумуляторной станции исчерпывается.
Число ходов п, на которое его хватит.
V
п
F„
^
^ -
/^бал
Р\
-1
)
где ^бал - ЧИСЛО баллонов, объем каждого из которых Fg^; р^^ - давление сжато­
го газа в баллонах.
19.3. Высокоскоростные взрывные молоты
Вещества или смеси, в которых при внезапном нарушении равновесия бурно
протекают химические реакции с выделением больших количеств тепловой
энергии и газообразных продуктов, называются взрывчатыми а процесс изме­
нения их состояния в ходе реакции - взрывом. Огромный внутренний потенциал
взрывчатых веществ или смесей можно использовать для обработки металлов
давлением, если выделяющуюся при взрыве энергию направить на совершение
полезной работы в соответствующей термомеханической системе.
От конструктивного оформления системы и способа взрыва зависит, будет
ли это только устройство или кузнечная машина. В первом случае энергия взры­
ва передается обрабатываемому металлу в виде энергии упругих ударных волн
через рабочее тело (жидкость или воздух) или при непосредственном контакте
продуктов взрыва с металлом. Это так называемые импульсные устройства для
штамповки взрывом. Во втором случае взрыв производится в обычной термоме­
ханической системе. Энергия взрыва воспринимается в форме работы расшире­
ния газообразных продуктов. Поскольку стенки цилиндра и его крышка не
изменяют своих размеров, работа расширения преобразуется в кинетическую
энергию подвижных частей системы - бойка, поршня, плунжера, траверсы и т. п.
Концентрация энергии очень высока, поэтому подвижные части разгоняются до
больших скоростей и при ударе совершают заданное формоизменение металла.
Чтобы ударный импульс не воздействовал на фундамент и грунт, рама ма­
шины с закрепленным на ней цилиндром в процессе разгона подвижных частей
также должна приобрести некоторую скорость. В результате, как и у высокоско­
ростных газовых молотов, удар будет погашен в системе двух столкнувшихся
масс с почти равным количеством движения.
Машины, для привода которых используются взрывчатые вещества или
смеси, были созданы сравнительно недавно. У них до сих пор много различных
435
Раздел
IV. МОЛОТЫ
названий: импульсные машины, взрывные копры, пресс-пушки и др. Наиболее
правильно их назвать высокоскоростными взрывными молотами, подчеркивая
тем самым принадлежность к определенному классу кузнечных машин с опре­
деленным принципом действия.
Во взрывных молотах применяют энергоносители двух видов: метательные
взрывчатые вещества и горючие смеси.
Метательные взрывчатые вещества создают на базе нитроцеллюлозы и
обычно называют порохами. Порох хорошо горит с относительно невысокой
скоростью перемещения фронта реакции от поверхности в глубь заряда - от не­
скольких сантиметров до нескольких десятков сантиметров в секунду. Контро­
лируемость скорости горения - очень важное качество пороха, благодаря
которому обеспечивается высокая точность метания снарядов, ракет или под­
вижных частей взрывных молотов.
При сгорании пороха образуются газовые смеси, состоящие из СО, CD2, Н2О
и N2, с общим объемом от 940 до 1060 см на 1 г твердого вещества. Поскольку
камера термомеханической системы, где производится сжигание пороха, замк­
нута, резкое увеличение удельного объема энергоносителя при распаде твердого
пороха на газы, разогревающиеся вследствие экзотермического характера реак­
ции, приводит к образованию высокого давления.
В качестве энергоносителя во взрывных молотах применяют также смеси
высококалорийного топлива, например бензина, или горючих газов с атмосфер­
ным воздухом. Сгорание подобных смесей происходит с достаточно высокой
скоростью, чтобы вызвать мгновенное повышение давления во взрывной каме­
ре, где они были подожжены. Последующее интенсивное расширение продуктов
горения в цилиндре термомеханической системы вызывает метательный харак­
тер движения подвижных частей машины.
Нормальное давление газа составляет 0,3...0,5 МПа, но сжатый воздух пода­
ется в камеру под давлением до 5 МПа, поэтому максимальное давление при
взрыве достигает 20...35 МПа.
Максимальное давление, развиваемое газовоздушными смесями взрывных
молотов, рассчитывают по формуле
/^тах
Хур
см?
где Ху- степень повышения давления при сгорании смеси в постоянном объеме,
Ху= 6,5...7,5 для природного газа и 8...9 для смеси пропана с бутаном;/7^,^ - началь­
ное давление газовоздушной смеси при коэффициенте избытка воздуха ос^ = 1.
Работу расширения, произведенную продуктами горения в термомеханичес­
кой системе, можно определить по формуле (19.1), учитывая, что показатель к
должен соответствовать условиям процесса: к= 1,22... 1,32. Для того чтобы от
единицы полного объема системы получить максимально возможную работу, по
тем же данным вводят ограничение на степень расширения: F2/F1 = 1,3...2,5.
436
Глава
19. Высокоскоростные молоты
Эффективная работа системы, преобразуемая в кинетическую энергию под­
вижных частей, меньше располагаемой в связи с механическими и газовыми по­
терями. КПД, учитывающий эти потери, составляет 0,8...0,9.
На рис. 19.6, а показана схема импульсной машины для обработки взрывом.
Машина выполнена в горизонтальном варианте без несущей станины. Вместо
последней имеется балочное основание 7, на котором на катках 2 установлена
подвижная рама. Рама составлена из массивной левой поперечины 3 и правой
головки, стянутых колоннами 4. На поперечине 6 головки укреплен цилиндр 7
с глушителем 8 и взрывной камерой 10, Шток 9 цилиндра крепится к траверсе 5,
образуя вместе с ней подвижные части машины.
Природный газ и сжатый воздух подаются во взрывную камеру 1 (рис. 19.6, б).
В начале цикла наполнения электроклапан 5 открыт и газ впускается в камеру до
тех пор, пока давление в ней не достигнет заданного. Тогда срабатывает реле
давления 4 и клапан закрывается. Тотчас открывается аналогичный клапан б
на впуск сжатого воздуха. Когда давление смеси повысится до требуемого уров­
ня, клапан 6 закрывается от реле давления 7. Машина готова к пуску. Горючая
смесь в камере поджигается при помощи запальной авиационной или автотрак­
торной свечи 2. Как и во всякой газовой системе, впускные магистрали блоки­
руются обратными клапанами 3,
После взрыва смеси подвижные части разгоняются до скоростей 20...80 м/с
в зависимости от условий деформирования обрабатываемого металла и требова­
ний к машине. (Скорость движения и, следовательно, эффективная энергия удара
регулируется изменением давления газа и сжатого воздуха, т. е. соответствующей
перенастройкой реле давлений.) Взрывной импульс, действуя на крышку камеры
цилиндра, вызывает откат рамы навстречу подвижным частям. Следует двусто­
ронний удар по обрабатываемому металлу, и энергия движения гасится в системе
машины. Поскольку сцепление рамы с балками основания благодаря каткам ми­
нимально, вибрационное воздействие удара на фундамент почти не ощущается.
5
6
78
9 10
Рис. 19.6. Схемы импульсных машин
437
Раздел
IV. МОЛОТЫ
Давление в камере сбрасывается автоматически, так как шток перед подхо­
дом к крайнему левому положению открывает выхлопные окна в цилиндре
(см. рис. 19.6, а), В результате отработавшие газы уходят в глушитель и затем
отсасываются вентиляцией.
В исходное положение подвижные части возвращаются плунжерами боко­
вых гидроцилиндров, установленных на левой поперечине. Для извлечения изде­
лия в машине должен быть гидровыталкиватель. В связи с высоким начальным
давлением энергоносителя в конструкции машины предусмотрены фиксаторы,
удерживающие подвижные части в крайнем правом положении.
Если в качестве энергоносителя использовать порох, то при сохранении об­
щей компоновки машины необходимо внести изменения в устройство цилиндра
термомеханической системы. В этом случае цилиндром обычно служит срезан­
ный ствол подходящего по калибру артиллерийского орудия после удаления
лейнера и расточки внутреннего отверстия. На казенную часть ствола навинчи­
вается камера сгорания (взрывная камера). В направляющую часть камеры за­
кладывается патрон. Поджигают порох двумя способами: при помощи ударного
механизма, боек которого ударяет по пистону, и при помощи запальной свечи
с нагревом проволоки, проходящей через массу пороха в патроне.
Компактность пороха как энергоносителя и атмосферное давление в камере
сгорания перед пуском машины - очень важные преимущества. Однако порох чувст­
вителен к влаге, требует специальных условий для хранения и учета расходования.
Поскольку природный газ имеется почти повсюду в промышленности, в настоящее
время перспективы внедрения взрывных молотов связаны именно с этим видом
энергоносителя, а также с бензино- и керосиновоздушными горючими смесями.
Пороховые машины остаются очень удобным видом оборудования для ла­
бораторных исследований высокоскоростных методов штамповки.
Глава 20. ПРИВОДНЫЕ МОЛОТЫ
20.1. Общие сведения
Машины, у которых двигательный и передаточный механизмы представля­
ют единый привод, называют приводными. Индивидуальный электропривод
достаточно широко распространен в конструкциях молотов, предназначенных
для ковки и штамповки, если МПЧ сравнительно невелика. Он существенно
упрощает подвод энергии, управление, позволяет повысить КПД и улучшить
условия труда по сравнению с паровоздушным приводом, у которого энерго­
носителем является пар или сжатый воздух, подаваемый из котельной или от
компрессорной станции. Молотам с индивидуальным электроприводом уделяют
все большее внимание, совершенствуют существующие и разрабатывают новые
конструкции и системы их управления.
438
Глава
20. Приводные молоты
В зависимости от типа передаточного механизма приводные молоты под­
разделяют на пневматические, механические (фрикционные с доской и гибкими
связями) и гидравлические.
20.2. Пневматические молоты
Назначение и принцип действия. Пневматические молоты, выпускаемые
отечественной промышленностью, предназначены для выполнения операций
ковки на плоских или вырезных бойках. Некоторые иностранные фирмы освои­
ли их выпуск для горячей штамповки.
Пневматические молоты быстроходны, позволяют регулировать эффектив­
ную энергию удара в процессе работы, обеспечивают сравнительно высокий
КПД, просты по устройству и не требуют тш,ательного ухода. Их строят с мас­
сой падающих частей 30... 1000 кг. Скорость движения в момент удара должна
достигать для малых молотов 5 м/с, а для крупных - 7,5 м/с. Это позволяет на­
капливать весьма значительную эффективную энергию удара L^ = 800 Дж для мо­
лота с МПЧ 50 кг и 28 кДж для молота с МПЧ 1000 кг. При этом для малых
молотов число ударов в минуту п = 230, а для крупных - ^ == 100. Наибольшее
распространение получили пневматические молоты с МПЧ до 400 кг. Масса ша­
бота у них равна 12-кратной МПЧ.
Основные узлы пневматического молота (рис. 20.1) следующие: станина 3,
отлитая заодно с рабочим 77 и компрессорным 2 цилиндрами; пустотелая баба 70,
которая одновременно служит поршнем и штоком рабочего цилиндра; шабот 9;
воздухораспределительные устройства 72 и привод. Последний состоит из элек­
тродвигателя 7, ременной б и зубчатой 5 передач, кривошипного вала 5, шатуна 4
и поршня 7 компрессорного цилиндра.
Энергоноситель в пневматическом молоте, как и в паровоздушном, - сжатый
воздух, однако принципы действия этих молотов различны. В пневматическом
молоте падающие части движутся под действием сжатого воздуха, который, по­
добно упругому элементу, сжимается и расширяется в замкнутых объемах ниж­
них и верхних полостей компрессорного и рабочего цилиндров. Таким образом,
воздух - энергоноситель. Он обеспечивает гибкую связь между падающими час­
тями молота и поршнем компрессорного цилиндра. В процессе работы со­
ответствующие полости компрессорного и рабочего цилиндров с помощью
распределительных устройств соединены или разъединены в зависимости от
выполняемого молотом хода (цикла).
Принцип действия, взаимное расположение поршней, а также давление
воздуха в компрессорном и рабочем цилиндрах могут быть установлены из сов­
местного рассмотрения круговой циклограммы (рис. 20.2, а), графиков хода S
и скорости V (рис. 20.2, б, д), а также индикаторных диаграмм (рис. 20.2, в, г).
Их строят на основе расчета или в результате испытания пневматических молотов.
439
Раздел
IV. МОЛОТЫ
12
у///////Л//////}>^л\
Рис. 20.1. Схема пневматического молота
Индикаторные диаграммы, построенные на основе расчета, называются
предполоэюителъными, а по данным испытаний - действительными. В первом
случае их используют при проектировании для оценки правильности выбора
размерных параметров, во втором - для оценки состояния молота.
В исходном положении давление воздуха в верхних и нижних полостях ком­
прессорного и рабочего цилиндров, которые соединены между собою и с атмо­
сферой, равно 0,1 МПа (абсолютное давление); поршень компрессорного цилиндра
находится в КВП, а рабочего - в КНП (бойки сомкнуты, как показано на рис. 20.1);
кривошип вала расположен в КВП (точка А на циклограмме, рис. 20.2, а).
440
Глава 20. Приводные молоты
ВПКЦ
В
а
О
а1КНПа2=я «4
аз
-НПКЦ
2я t ^ /?,МПаО,2 0,1 О
аз с
'
'
в
р, МПа 0,2 0,1 О
г
Рис. 20.2. Круговая циклограмма (а), графики хода и скорости (б, Э) и индикаторные
диаграммы (в, г) работы молотов (КЦ, РЦ - компрессорный и рабочий цилиндры; НП,
ВП - нижнее и верхнее положения соответственно)
При вращении кривошипного вала по направлению движения часовой
стрелки поршень компрессорного цилиндра опускается. В результате его полос­
ти отключаются от атмосферного давления и происходит сжатие воздуха в ниж­
них полостях компрессорного и рабочего цилиндров, а в верхних - расширение
(см. рис. 20.2, в). Поршень рабочего цилиндра остается неподвижным до тех пор
(точка Б на циклограмме, рис. 20.2, а), пока равнодействующая давления в ниж­
ней его полости недостаточна для подъема.
При угле поворота кривошипного вала а^ эта равнодействующая стано­
вится равной силе тяжести падающих частей и направлена вверх. При даль­
нейшем вращении кривошипного вала падающие части начинают переме­
щаться вверх; давление воздуха в нижних полостях цилиндров продолжает
возрастать, а в верхних - уменьшаться. При а2 = тг (точка В на циклограмме)
поршень компрессорного цилиндра находится в КПП и при дальнейшем враще­
нии кривошипного вала начинает двигаться вверх. Верхние полости цилиндров
при а2 = 71 соединяются с атмосферой и давление воздуха в них резко повыша­
ется до атмосферного (см. рис. 20.2, г). Поршень рабочего цилиндра под дейст­
вием давления воздуха и накопленной кинетической энергии продолжает
441
Раздел IV. МОЛОТЫ
подниматься вверх, хотя давление воздуха при а > аз в нижних полостях ци­
линдров начинает снижаться, а в верхних - возрастать (см. рис. 20.2, г).
При угле поворота аз (точка Г на циклограмме) поршень рабочего цилиндра
перекрывает канал, соединяющий верхние полости цилиндров. С этого момента
давление воздуха в верхней полости рабочего цилиндра начинает резко возрас­
тать, так как объем ее невелик, а в нижней образуется вакуум - происходит тор­
можение (см. рис. 20.2, г). В результате поршень рабочего цилиндра после
мгновенной остановки в КВП (точка Д на циклограмме) начинает опускаться.
Через некоторое время открывается обратный клапан (точка Е), верхние полости
соединяются между собой, и давление воздуха в них выравнивается. Давление
в нижних полостях цилиндров возрастает, хотя поршень компрессорного цилинд­
ра продолжает двигаться вверх. При угле поворота кривошипного вала (точка Ж
на циклограмме) происходит удар бойка по заготовке.
Скорость бабы в момент удара определяют по соответствующему графику
(см. рис. 20.2, д), который строят графическим дифференцированием диаграммы
перемещения бабы в функции времени (при равномерном вращении криво­
шипного вала для этого можно воспользоваться графиками, приведенными
на рис. 20.2, б), а эффективную энергию удара - по формуле mv /2.
Работой пневматических молотов отечественного производства управляют
при помощи трех кранов: верхнего и нижнего, осуществляющих собственно
управление и поворачивающихся от рукоятки или педали, и среднего, вклю­
чающего и выключающего управления (рис. 20.3). Пневматические молоты
позволяют осуществлять следующие циклы: холостые хода, удерживание па-
Рис. 20.3. Положение рукояток и кранов молота
442
Глава
20. Приводные молоты
дающих частей на весу, автоматические и единичные удары, прижим поковки.
Рассмотрим положения рукояток и кранов молота модели М415А при выполне­
нии этих циклов (табл. 20.1).
1. Холостой ход. Рукоятка управления нижнего и верхнего кранов занимает
среднее положение 7, а среднего - положение //. При этом нижняя полость ком­
прессорного цилиндра через камеру К (сечения Г-Г и Е-Е) соединена с атмосфе­
рой; верхняя полость компрессорного цилиндра также соединена с атмосферой
(сечение Б-Б). При движении поршня компрессорного цилиндра давление воздуха
в цилиндрах постоянно и равно атмосферному, поршень рабочего цилиндра остает­
ся неподвижным в КПП.
2. Держание падающих частей на весу. Рукоятка управления нижнего и верх­
него кранов занимает среднее положение 7, рукоятка управления среднего крана положение /. При этом нижние полости рабочего и компрессорного цилиндров
соединены; давление воздуха в них должно быть постоянным. Это возможно, если
камеру К отсоединить от атмосферы (сечение Е-Е\ а воздух из нижней полости
компрессорного цилиндра после камеры К направить через обратный клапан в ка­
меру Л и дальше по каналам нижнего крана (сечение В-В) в нижнюю полость ра­
бочего цилиндра.
3. Автоматические удары. Рукоятка управления нижнего и верхнего кранов
занимает положение 2, а среднего может быть в любом положении (/ или 11),
В этом случае верхние и нижние полости цилиндров соединены между собой
(сечения Б-Б и Г-Г). Камера 7^ отсоединена от верхней и нижней полостей ком­
прессорного цилиндра. Энергия удара зависит от степени открытия окон, опре­
деляемой углом поворота рукоятки. Чем больше угол поворота рукоятки
управления к положению 2, тем сильнее открыты окна, а следовательно, меньше
мятие воздуха и больше эффективная энергия удара.
4. Единичные удары. Рукоятка управления нижнего и верхнего кранов после
удара из положения 2 возвращается в среднее положение /. Рукоятка управления
среднего крана должна быть в положении /. Единичные удары представляют
собой комбинацию циклов «Автоматические удары» и «Держание падающих
частей на весу».
5. Прижим поковки. Рукоятка управления нижнего и верхнего кранов по­
вернута влево (положение 3), а среднего находится в положении /. Для осущест­
вления этого цикла необходимо, чтобы давление воздуха в верхней полости
рабочего цилиндра было постоянным, а нижняя полость была бы соединена с
атмосферой. Воздух из нижней полости компрессорного цилиндра поступает в
камеру К (сечение Г-Г), затем через обратный клапан - в камеру Л и через ка­
нал в верхнем кране (сечение А-А) - в верхнюю полость рабочего цилиндра.
В верхнем положении поршня компрессорного цилиндра обе его полости
соединяются с атмосферой через отверстия в поршне и штоке и каналы в ци­
линдре (рис. 20.4, а). Соединение верхней и нижней полостей компрессорного
цилиндра с атмосферой в КПП поршня показано на рис. 20.4, б.
443
Таблица 20.1. Положения кранов и рукояток пневматического молота
для основных режимов его работы (см. рис. 20.3)
Положение
рукоятки
управления
нижнего и
верхнего кранов
Положение верхнего и нижнего кранов в сечениях
Режим
работы
А-А
Б-Б
ВПКЦ
Холостой
ход
Держание
падающих
частей на весу
Камера К
ВПРЦ ВПКЦ
В-В
Камера Л
НПРЦ
Г-Г
Камера К
Положение
среднего
крана {Е-Е)
Положение
рукоятки
управления
среднего
крана
//
НПКЦ
НПКЦ
Автоматичес1сие
удары
НПРЦ
ВПРЦ
ВПКЦ
Камера К
Прижим
поковки
Камера Л
Камера К
НПКЦ
//
Глава 20. Приводные молоты
Рис. 20.4. Соединение полостей компрессорного цилиндра
с атмосферой {а) и между собой в КНП (б)
Чтобы предотвратить удар поршня о верхнюю крышку, в конструкции пре­
дусмотрено образование воздушного буфера при его движении вверх. Буферное
устройство представляет собой замкнутый воздушный объем А (рис. 20.5), кото­
рый образуется после перекрытия им канала 7, связывающего верхние полости
рабочего и компрессорного цилиндров. В этом устройстве предусмотрен клапан 2
для соединения верхних полостей обоих цилиндров при движении рабочего
поршня вниз для открытия канала 7. Наличие обратного клапана обеспечивает
более высокую скорость падающих частей при ударе.
Конструкции узлов пневматических молотов. Станины пневматических
молотов - это сложные отливки из чугуна СЧ 18. Их конструкции включают ра­
бочий и компрессорный цилиндры, что позволяет уменьшить габаритные размеры
и количество сочленений. У маленьких пневматических молотов они цельные.
Рис. 20.5. Схема буферного устройства
445
Раздел IV. МОЛОТЫ
у крупных - составные. Это создает определенные удобства при транспортиров­
ке, нет необходимости использовать специальные металлорежущие станки для
их изготовления, но при недостаточно тщательной обработке базовых плоскос­
тей и невысокой точности при сборке долговечность их меньше.
Поршень и шток рабочего цилиндра пневматического молота пустотелы, их
изготовляют как одно целое. К штоку непосредственно устанавливают боек. Для
предотвращения вращения поршня на штоке предусмотрены лыски.
Поршень рабочего цилиндра пневматического молота отковывают из стали 45,
а поршень компрессорного цилиндра отливают из чугуна СЧ21, поршневые
кольца чугунные (СЧ21) разрезные. Кривошипный вал и шатун отковывают из
стали 45. Фундаментные плиты отливают из чугуна СЧ 18.
Смазывание компрессорного и рабочего цилиндров пневматических моло­
тов централизованное от плунжерного насоса с механическим приводом, а го­
ловки шатуна и корпуса - индивидуальное.
Расчет пневматических молотов. При работе необходимо определить ско­
рость падающих частей в момент удара (эффективную энергию удара), мощность
электродвигателя для заданных или выбранных размерных и скоростных пара­
метров. Для расчета строят предположительные индикаторные диаграммы давле­
ния воздуха, графики пути и скорости поршней рабочего и компрессорного
цилиндров.
Согласно круговой циклограмме (см. рис. 20.2, а), ход падающих частей мо­
лота состоит из нескольких участков, определяемых углом поворота кривошип­
ного вала:
1) О - а^ - падающие части неподвижны;
2) а^-п- первый участок хода: падающие части перемещаются вверх, пор­
шень компрессорного цилиндра движется вниз;
3) л; - аз - второй участок хода: падающие части молота и поршень ком­
прессорного цилиндра движутся вверх; после перекрытия поршнем рабочего
цилиндра канала, соединяющего верхние полости рабочего и компрессорного
цилиндров, в первом образуется замкнутый объем воздуха (буфер);
4) аз - а4 - третий участок хода: падающие части молота движутся вниз;
давления в рабочем и компрессорном цилиндрах выравниваются, открывается
обратный клапан;
5) а4 - аз - четвертый участок хода: падающие части молота движутся
вниз, а поршень компрессорного цилиндра - вверх; участок заканчивается уда­
ром бойка (падающих частей) по заготовке;
6) аз - 27Г - падающие части молота неподвижны.
Уравнение движения падающих частей молота для всех участков хода
имеет вид
i2^
РА^Р,Л^2
446
-Р,)-Р2р2 -ФС = т ^ ^ ,
dt
(20.1)
Глава
20. Приводные молоты
где/?1,/?2 ~ абсолютное давление воздуха в нижней и верхней полостях рабочего
цилиндра соответственно; F^, 7^2 - площадь поперечного сечения поршня в ниж­
ней и верхней полостях рабочего цилиндра соответственно; /^^т ~ атмосферное
давление (обычно принимают/^^т =^ ОЛ МПа); ф - коэффициент, учитывающий
трение в направляющих ( ф = 1 , если падающие части неподвижны; 1,1, если
движутся вверх, и 0,9, если движутся вниз); S^ - ход поршня рабочего цилиндра,
отсчитываемый от КНП.
Для угла поворота кривошипного вала а^^а^, соответствующего моменту
отрыва бойка от поковки, уравнение (20.1) принимает вид
p,F,+p,,(F, -F,)-p,F,-G
= 0.
(20.2)
Давления/71 ир2 определяем из приближенных выражений:
1 + А:V
*'.,;
^02
^^ = ^ " ( r , - 5 F , ) ^ = ^ ^ ат V
(20.3)
^02 J
где FQ], VQ2 - первоначальные объемы нижних и верхних полостей цилиндров,
соответствующие КНП поршня рабочего цилиндра и КВП поршня компрессор­
ного цилиндра; к - показатель политропы (в этих выражениях принято, что дав­
ление воздуха в полостях цилиндров изменяется по политропе с показателем
к=\,4, что хорошо согласуется с экспериментальными данными); 5 ' - ход порш­
ня компрессорного цилиндра, отсчитываемый от КВП; F3, F^ - площадь попе­
речного сечения поршня в нижней и верхней полостях компрессорного ци­
линдра соответственно.
В результате совместного решения уравнений (20.2) и (20.3) получаем рас­
четную формулу для определения хода поршня компрессорного цилиндра до
начала подъема бойка молота вверх:
G
Согласно формуле (20.1), косинус угла поворота кривошипного вала
2(l-SJR)(l-^X)-^S^/R^
'
2(l + l A ) - 5 , / 7 ?
где R - радиус кривошипа; X = R/l^; /^ - длина шатуна.
447
Раздел IV. МОЛОТЫ
Чтобы установить зависимость между ходом падающих частей и углом по­
ворота кривошипного вала, нужно для каждого участка хода проинтегрировать
уравнение (20.1), подставив давления/^j и/72*
Рх = Р^
01
{V,,-SK-SF,)
Ро 1-й
Р2 = Ра
•Ро
V.01
02
{V,^-SF^-SF,Y
\ +п
S,F,-SF,
V.02
Обобщенные уравнения имеют вид
5p = a{l-cos[9(a-a,.)]} + 5p,cos[^(a-a,.)] +
V,.
ЬВ,
+-^со-sin[^(a-a,)] + q(£,\q^-\)
v={a- Si )qOism [q(a-ai)]
+
6Г,.
+V;Cos[^(a-a,)] + (0(^-1)
(20.4)
где a = S^; q = p/dd^a^ - угол поворота кривошипного вала, / = 1, 2, ...; S^^, v^ ход рабочего цилиндра и скорость падающих частей молота, соответствующие углу
поворота а^; со = кп/30 - угловая скорость кривошипного вала; п - его частота;
_ pJcgR
2 _ Ppkg
^\fl
I V
Bi =
A^sin(qai)-\-EfCOs(qai)-qcosai;
A^ =
qcosajSm(qai)-smaiCos(qa^);
2 \
02 J
b'y = ^cosa^cos(^a^) + sina^sin(^a^);
/"^ = ^^ cos (^ a ^) - 5'^ sin (^ a ^) + sin a ^.
При определении давления на втором участке хода необходимо учитывать
изменение начальных условий в результате соединения верхней полости ком448
Глава
2 0. Приводные молоты
прессорного цилиндра с атмосферой. С учетом этого давление воздуха в верх­
них полостях определяем по формуле
Р2 = Ра
'_02
^02
(^'02-'^р^2-'^^4)*
, 1
(V02-S^+S,F,)
На третьем участке хода после включения буфера объем верхней полости
рабочего цилиндра резко уменьшается, а формула для вычисления давления
принимает вид
1
'='Р2а^3
[1-(^р-^раз)Лбуф]
20.3. Механические молоты
Механические молоты относят к молотам простого действия. Это означает,
что баба падает под действием только силы тяжести. Скорость ее в момент удара
и соответственно эффективная энергия удара определяются высотой подъема:
v=^\,8gH„;
L,= 0,9GH^.
Основное преимущество этих молотов - невысокая стоимость, простота
конструкции, удобство эксплуатации, наличие индивидуального электропри­
вода; недостаток - небольшое число ударов в минуту (30...50). Механические
молоты предназначены для горячей объемной штамповки поковок, не тре­
бующих подкатки или протяжки, для правки и калибровки.
В зависимости от типа передаточного механизма механические молоты под­
разделяют на фрикционные с доской и с гибкими связями. У фрикционных моло­
тов передаточный механизм - доска, а у молотов с гибкими связями - ремень
или цепь. В зависимости от типа гибкой связи последние называют молотами
с ремнем или цепью.
Фрикционные молоты с доской применяют в кузнечно-штамповочных цехах
некоторых машиностроительных предприятиях. Молоты с гибкими связями в
нашей стране широкого распространения не получили, хотя в мировой практике
кузнечно-штамповочного производства их доля достаточно высока. Конструк­
цию этих молотов постоянно совершенствуют, улучшая прочностные характе­
ристики гибких связей, управление и др.
449
Раздел IV. МОЛОТЫ
Фрикционные молоты с доской. Шабот 7, стойки 2 и баба 3 этого молота
(рис. 20.6) почти не отличаются от аналогичных деталей у паровоздушного мо­
лота. Основное их отличие - привод молота, элементами которого являются
жестко закрепленная в бабе доска 4, нажимные ролики 5 и тормозные колодки 6,
Когда доска зажата между вращающимися роликами, падающие части подни­
маются. При достижении ими заданной высоты подъема ролики расходятся. Ес­
ли в этот момент доска не будет зажата тормозными колодками, то баба начнет
падать и произойдет удар по поковке. Если же доска зажата колодками, то па­
дающие части удерживаются в КВП. Ролики получают вращение от электродви­
гателя через клиноременную и зубчатую передачи.
Рис. 20.6. Схема фрикционного молота с доской
450
Глава 20. Приводные молоты
В современных конструкциях фрикционных молотов с доской энергию уда­
ра регулируют высотой подъема падающих частей. Схема управления позволяет
осуществлять ее без остановки (рис. 20.7).
В исходном положении доска зажата тормозными колодками и падающие
части удерживаются в КВП. При нажатии на кнопку 1 электромагнит 3 втягивает
сердечник и тем самым перемещает золотник 4 вниз. Воздух из сети поступает
под поршень цилиндра. В результате правая тормозная колодка 6 отходит и доска 7
освобождается. Падающие части 5 движутся вниз. В момент удара баба скосом
набегает на ползушку 16, которая сталкивает штангу 13 с упора 17. Конечный вы­
ключатель 9 замыкается, правый нажимной ролик 8 подводится и зажимает доску.
Затем начинается подъем падающих частей. При приближении их к КВП скос бабы
набегает на путевой переключатель 70, который замыкает цепь электромагнита 75.
Рис. 20.7. Электропневматическая схема управления фрикционным
молотом с доской
451
Раздел IV. МОЛОТЫ
Золотник 14 опускается и воздух поступает под поршень 77 цилиндра. Правый
нажимной ролик отходит и освобождает доску. При протекании тока по катушке 12
разрывается цепь электромагнита 3 (контакт 2). Тормозные колодки зажимают
доску и удерживают падающие части молота в верхнем положении. Чтобы осу­
ществить следующий удар, необходимо вновь нажать кнопку 7.
Для отключения нажимных роликов в произвольном положении при подъе­
ме падающих частей необходимо нажать кнопку 18 - цепь электромагнита 15
замыкается и правый ролик отводится от доски. При этом падающие части по
инерции продолжают движение вверх, а затем вниз.
Ход падающих частей молота вверх состоит из трех участков: разгона, уста­
новившегося движения (скорость подъема доски равна скорости вращающихся
зажимных роликов за вычетом проскальзывания) и замедления движения (после
отведения ролика).
На третьем участке нажимной ролик отведен, но падающие части движутся
вверх под действием силы инерции. Третий участок хода необходим для предот­
вращения удара бабы в верхнюю часть станины. Продолжительность первого и
третьего участков (или их протяженность) определяют в результате решения
следующих уравнений движения:
m^=\yQ-\,\Gat
т-dt
-IIG,
(20.5)
(20.6)
где V - скорость роликов; \i - коэффициент трения; Q - сила прижима ролика
к доске.
Протяженность второго участка определяют вычитанием длин первого и
третьего участков из общей высоты подъема падающих частей. Она составляет
1,5 м, а в некоторых случаях и более.
Наибольшее распространение получили
МЛ
молоты с МПЧ 500... 1500 кг, а в исключи­
тельных случаях - до 2500 кг. Масса шабота
равна 20-кратной МПЧ.
При расчете фрикционных молотов с
доской необходимо установить мощность
электропривода с маховиком. Методика рас­
^i(oci) ^2(а2)
t{a) чета такого привода подробно изложена в
литературе. Здесь же приведем рекоменда­
*дв.х(^дв.х)
ции по определению зависимости крутящего
момента от продолжительности подъема ба­
Рис. 20.8. Зависимость крутяще­
бы или угла поворота нажимных роликов
го момента от продолжительнос­
(рис. 20.8).
ти подъема бабы
452
Глава
20. Приводные молоты
Для построения графика этой зависимости рассмотрим указанные выше
участки хода вверх падающих частей. Чтобы определить силу, прикладываемую
со стороны нажимных роликов к доске, проинтегрируем уравнение движения
(20.5) на первом участке подъема. В результате получаем
P=
\iQ-Q
где t^ - продолжительность первого участка подъема бабы.
На втором участке хода вверх скорость падающих частей постоянна, а уско­
рение равно нулю, следовательно, необходимая для подъема сила
P=1,1G.
Крутящий момент, приложенный к роликам,
M , = />J/2,
где J - диаметр нажимных роликов.
Если ролики имеют общий электродвигатель, то сила Р представляет со­
бой равнодействующую сил трения на обеих поверхностях доски, если различ­
ные, то силу Р определяют отдельно для каждого ролика (см. рис. 20.8).
Силу, необходимую для подъема падающих частей, на первом участке при­
нимают равной AG, На третьем участке ролики отведены от доски. Электродвига­
тель на этом участке и в последующей паузе расходует энергию на разгон махо­
вика до начальной частоты вращения. Коэффициент трения |Li между роликом
и доской рекомендуют принимать равным 0,45 (чугун по дереву).
Доски фрикционных молотов изготовляют из ясеня, красного бука или искус­
ственных материалов. Линия контакта между роликами и доской при неточной
установке может не лежать в горизонтальной плоскости. В этом случае при зажи­
ме доски роликами она изгибается, что приводит к появлению дополнительных
напряжений изгиба, а следовательно, снижению долговечности ее работы.
Молоты с гибкими связями. Молоты с гибкими связями применяют пре­
имущественно для горячей штамповки. Подъем падающих частей в них осу­
ществляется с помощью ремня или цепи.
Молот с ремнем может быть выполнен по двум схемам. Первая по прин­
ципу действия аналогична схеме молота с доской: падающие части здесь
поднимаются с помощью ремня, зажимаемого между подвижным и непод­
вижным роликами, при вращении которых силы трения увлекают ремень.
По второй схеме ремень наматывается на вращающийся шкив. Основными
элементами привода в этом случае (рис. 20.9) являются холостой 5 и тормоз­
ной 1 шкивы, расположенные на одном валу (на рис. 20.9 они условно разме­
щены отдельно), лента 2 тормозного шкива, рычаг подъема 5, распредели­
тельный вал 4 с рычагом 7. Холостой шкив 5 может свободно проворачиваться
453
Раздел
IV. МОЛОТЫ
1-^
Рис. 20.9. Схема молота с ремнем, наматывающимся
на вращающийся шкив
относительно вала, тормозной шкив 1 соединен с валом при помощи шпонки.
Лента 2 тормозного шкива, охватывая его, одним концом закреплена на рычаге
подъема 3, а другим - на распределительном валу 4. В зависимости от угла по­
ворота распределительного вала лента может быть свободной или прижатой к
тормозному шкиву. Если она прижата, то рычаг подъема вращается вместе с
тормозным шкивом и наматывает ремень на холостой шкив.
Распределительным валом управляют при помощи рычага 7. В исходном
положении рычаг отжат пружиной, тормозная лента проскальзывает относи­
тельно тормозного шкива. При натяжении троса 5, связанного с управляющей
тягой, поворачивается рычаг распределительного вала. Управляющая тяга при­
водится в действие вручную или автоматически.
Если натянуть трос 5, то тормозная лента натягивается на тормозном шкиве
и вращается вместе с ним, приводя в движение рычаг подъема, который наматы­
вает ремень 6 на холостой шкив. Если трос отпустить, то стальная лента ослаб­
ляется на тормозном шкиве и баба падает вниз. Рычаг подъема возвращается
в исходное положение.
Преимущество второй схемы подъема по сравнению с первой - отсутствие
нагрузок на ремень со стороны нажимных роликов.
При наматывании на шкив ремень проскальзывает, в результате чего оба
они нагреваются. Чтобы поддерживать необходимую температуру, применяют
водяное охлаждение.
В настоящее время в качестве материала для ремней используют текстиль.
Одновременно проводят исследования возможности применения нейлона и
других синтетических материалов. Основным их недостатком считают низкий
модуль упругости (большое «пружинение»). Молоты с ремнем выпускают с
МПЧ до 750 кг.
Молот с цепью (рис. 20.10) по принципу действия аналогичен молоту
с ремнем. Цепь 5 наматывается на барабан 2, который шпонкой связан с валом 4.
Вращение вал получает через фрикционную однодисковую муфту 3. Для удер­
жания падающих частей в верхнем положении используется дисковый тормоз 7.
454
Глава
20. Приводные молоты
Рис. 20.10. Схема молота с цепью
Падение бабы происходит при отключенной муфте и тормозе. Чтобы умень­
шить ударные нагрузки на цепь молота, ее соединяют с бабой через демпфи­
рующие устройства.
При определении мощности электродвигателя у молотов с гибкими связями
ускорение бабы не должно превышать 4g, что обусловлено прочностными свой­
ствами ремня или цепи.
455
Раздел IV. МОЛОТЫ
20.4. Гидравлические молоты
В гидравлических молотах, применяемых для горячей объемной штампов­
ки преимущественно в одном ручье, для правки и иногда для калибровки заго­
товок, энергоносителем (рабочим телом) является жидкость высокого давления
(12... 18 МПа) - водная эмульсия, минеральное или синтетическое масла. Гид­
равлические молоты могут быть простого и двойного действия.
В молотах простого действия жидкость используют для подъема падающих
частей в КВП. Как и в механических молотах, ход вниз осуществляется под дейст­
вием силы тяжести. Для торможения поршня при подходе к КВП используется
воздушный буфер, благодаря чему увеличивается быстроходность молота. Чтобы
обеспечить максимальную энергию удара, при нажатии на педаль почти мгновен­
но происходит подъем клапана выпуска жидкости из подпоршневого пространства
на слив. В молотах простого действия скорость в момент удара достигает 5 ...6 м/с.
Для обеспечения таких скоростей высота падения бабы должна быть 1,35...2,2 м.
В связи с этим молоты простого действия подразделяют на молоты с короткими и
длинными ходами. Электрогидравлический привод молота позволяет обеспечить
40...60 ударов в минуту для полных ходов и 80... 100 - уменьшенных. Отличи­
тельная особенность этих молотов - тонкий шток, соединенный с бабой посредст­
вом амортизатора. Долговечность работы такого штока выше по сравнению со
штоками паровоздушных штамповочных молотов.
Управление молотами простого действия обеспечивает возможность регу­
лирования эффективной энергии удара, что важно для увеличения долговечно­
сти работы штоков, поскольку при избытке эффективной энергии инерционные
силы подвижных частей всегда возрастают.
К жесткости станин молотов простого действия предъявляют особые требо­
вания, что позволяет получать поковки повышенной точности. Эти молоты строят
с МПЧ 500...2000 кг. Поэтому у молотов с длинным
ходом эффективная энергия удара может составлять
9...40кДж.
Гидравлические штамповочные молоты прос­
того действия успешно конкурируют с механичес­
кими, так как они более экономичны и надежны
в работе. Их эффективный КПД достигает 0,75.
Молоты простого действия применяют также для
листовой штамповки.
Молоты двойного действия имеют насосно-аккумуляторный привод (рис. 20.11), основными элемен­
тами которого являются рабочий цилиндр 2, шток
Рис. 20.11. Схема гидравс поршнем 7, насос 5, сливной бак б, аккумулятор 4,
лического молота двойного
распределительные устройства 3, предохранительдействия
ный клапан 7 и соединительные трубопроводы.
456
Глава
20. Приводные молоты
В исходном положении баба молота находится в КНП (штампы сомкну­
ты). Верхняя полость рабочего цилиндра изолирована, а нижняя соединена
с аккумулятором. Для подъема падающих частей вверх необходимо верх­
нюю полость рабочего цилиндра соединить со сливом. В результате равно­
действующая сил, направленных вверх, увеличится и падающие части нач­
нут подниматься.
Для хода вниз (разгона падающих частей) необходимо верхнюю полость ра­
бочего цилиндра соединить с аккумулятором. Жидкость высокого давления уст­
ремится в верхнюю полость рабочего цилиндра. Равнодействующая сил, дейст­
вующих на поршень, будет направлена вниз. Падающие части ускоренно
движутся вниз и в момент соударения расходуют накопленную кинетическую
энергию для деформирования заготовки.
Для уменьшения гидравлических потерь гидропривод молота стремятся
разместить вблизи рабочего цилиндра, а распределительные и регулирующие
устройства - в головке рабочего цилиндра. Такая компоновка гидропривода по­
зволяет свести к минимуму количество подвижных уплотнений, т. е. повысить
надежность герметизации (фактически подвижное уплотнение необходимо
только для штока поршня).
Основные параметры гидропривода выбирают расчетом, в основе которого
лежит уравнение движения прямого холостого хода (ход приближения или
разгона):
P,-P2^0,9G-P,^
т
dt^
Равнодействующие силы Pj и Р2 определяют с использованием уравнения
Бернулли, как и при расчете гидравлического привода пресса.
20.5. Тенденции развития приводных молотов
Штамповка поковок с относительно тонкими стенками наиболее эффектив­
на с использованием кузнечно-штамповочного оборудования ударного действия.
В связи с требованиями новой техники габаритные размеры и масса таких поко­
вок непрерывно увеличиваются, что приводит к необходимости создания энер­
гоемкого кузнечно-штамповочного оборудования. Сложные поковки с большой
массой можно штамповать несколькими ударами молота. Однако это не всегда
позволяет достичь желаемой цели, поэтому создают молоты с увеличенной МПЧ
и скоростью их в момент удара. Особое внимание уделяется дальнейшему со­
вершенствованию конструкции гидравлических штамповочных молотов, МПЧ
которых достигает 10000 кг. Это позволяет обеспечить эффективную энергию в
момент удара 250 кДж. Построение гидравлических молотов с такой энергией
удара, в свою очередь, выдвигает проблему виброизоляции фундаментов.
457
Раздел
IV. МОЛОТЫ
Большинство молотов относят к универсальному кузнечно-штамповочному
оборудованию. В связи с этим возникла необходимость, регулирования энергии
удара, создания механизирующих и автоматизирующих устройств, а также сис­
тем управления процессом штамповки.
Тенденции в развитии приводных молотов направлены на создание мате­
риалов, обладающих высокой долговечностью. Это относится к элементам,
обеспечивающим гибкую связь между бабой и приводом. Большое внимание
следует также уделять системам управления приводных молотов.
Р а з д е л V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
Глава 2 1. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ И ЭЛЕМЕНТЫ
РАСЧЕТА РОТАЦИОННЫХ ВАЛКОВЫХ МАШИН
21.1. Принцип действия и классификация
Важным преимуществом технологических процессов с локальным очагом
пластического деформирования является возможность изготовления изделий
при использовании обычных КШМ небольшой мощности. Примерами такой об­
работки могут быть широко распространенные операции гибки, раскатки, валь­
цовки, разрезки, обжима, протяжки и др.
Принцип действия оборудования, предназначенного для деформирования
заготовки с локальным очагом пластической деформации, основан на враща­
тельном, а в некоторых случаях на возвратно-поступательном движении рабоче­
го органа.
КШМ, у которых исполнительный механизм или рабочий орган совершает
вращательное движение, относят к классу ротационных машин (рис. 21.1).
По технологическому назначению эти машины подразделяют на гибочные,
правильные, дисковые ножницы, ковочные вальцы, ротационно-ковочные, радиально-обжимные, пружинонавивочные, сферодвижные и раскатные.
По конструктивному признаку в зависимости от исполнительного механиз­
ма их подразделяют на валковые, роликовые, дисковые, шпиндельные и кривошипно-ползунные.
21.2. Гибочные машины
Ротационные машины подразделяют в зависимости от схемы расположения
рабочих органов или их размеров. Так, гибочными машинами можно осуществлять
гибку, используя три валка, расположение которых может быть симметричным
459
Ротационные машины
I
С вращательным или
вращательно-поступательным
движением рабочего
органа и поступательным
движением заготовки
_J Листогибочные
Н
Роликовые
Дисковые
Шпиндельные
Tj Шпиндельные
Н
Н
Ротационноковочные
Листогибочные
Кузнечная
протяжка
Ротационноковочные
Ротационный
обжим
Пружиннонавивочные
автоматы
Сорто- или
профилегибочные
Карусельные
Ротационное
выдавливание
Ножницы
для резки
листового проката
Обкатные
Ротационное
выдавливание
Ротационноковочные
Кузнечная
протяжка
Кривошипноползунные
С вращательным движением
исполнительного механизма,
вращательно-поступательным
движением рабочего органа
и поступательным движением
заготовки
zd Шпиндельные
Правильные
Валковые
Ковочные
вальцы
Н
С поступательным движением
рабочего органа и
поступательным или
вращательно-поступательным
движением заготовки
Кузнечная
протяжка
Ротационный
обжим
Кузнечная
протяжка
Ротационный
обжим
Ротационный
обжим
Рис. 21.1. Классификация ротационных валковых машин
Со сложным движением
рабочего органа,
поступательным
или вращательнопоступательным
движением заготовки
Шпиндельные
а
(Н Сферодвижные
Н
Раскатка
Ч Выдавливание
Глава 21. Типовые конструкции и элементы расчета ротационных валковых машин
или асимметричным. Симметричное расположе­
ние (рис. 21.2, а) позволяет изгибать заготовки
при меньших значениях деформирующей силы и
крутящего момента, но концы заготовки при этом
остаются прямыми. Длина неизогнутых участков
равна половине расстояния между боковыми вал­
ками. При асимметричном расположении этих
Рис. 21.2. Схемы располо­
валков (рис. 21.2, б) только один передний конец
жения валков в трех- (а^ 6)
заготовки остается прямым. Для получения пол­
и четырехвалковой ротаци­
онной машине
ностью изогнутой заготовки нужно дважды про­
пускать ее через валки. Недостатком асимметрич­
ного расположения валков является необходимость приложения больших зна­
чений деформирующей силы, крутящего и изгибающего моментов.
В зависимости от расположения валков трехвалковые гибочные машины на­
зывают симметричными и асимметричными. Первые применяют для гибки
толстых листов, вторые - тонких и средних.
Наличие в гибочной машине четырех валков (роликов) исключает недостат­
ки трехвалковых машин и позволяет получать изгиб заданной кривизны без уве­
личения деформирующей силы по сравнению с трехвалковой симметричной
машиной. При гибке в четырехвалковой машине (рис. 21.2, в) заготовку зажи­
мают между средними валками и изгибают боковыми. Существуют также трех­
валковые машины, у которых относительное положение валков (роликов) можно
изменить.
На листогибочных машинах изгибают заготовки толщиной от долей мил­
лиметра до 150 мм. Наибольшие размеры поперечных сечений заготовок 5000 X 150 мм. Такие листы изгибают при температуре горячей обработки.
Парнороликовые, или профилегибочные, машины применяют для изготов­
ления различного рода гнутых профилей. Ролики в этих машинах устанавливают
парами последовательно, с определенным шагом. Пропуская заготовку через ту
или иную пару, формируют определенный изгиб заготовки. В результате про­
хождения ее через все ролики машины получается заданный профиль.
Конструктивные особенности гибочных валковых машин определены их
технологическим назначением (гибка листового или сортового проката) и схе­
мой гибки. Специализированные машины снабжены программными устройст­
вами или работают в полуавтоматическом цикле.
Листогибочные машины. Трехвалковые гибочные машины в зависимости
от расположения валков подразделяют на симметричные, асимметричные и
комбинированные.
Основным узлом симметричной листогибочной машины (рис. 21.3) явля­
ется станина из сварной рамы 1 и литых чугунных стоек 6. Средний 4 и боко­
вые 5 валки опираются на подшипники скольжения, расположенные в стойках
станины; боковые валки приводные. Привод, механизмы запрокидывания
461
Раздел
V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
Рис. 21.3. Схема симметричной листогибочной машины
и регулировки положения среднего валка установлены на раме станины. При­
вод состоит из реверсивного электродвигателя, червячного редуктора и зубча­
той передачи.
Расстояние между боковыми валками в данной конструкции неизменно. Суш,ествуют конструкции гибочных машин, у которых это расстояние можно изменять.
В этом случае конструкция усложняется, но расширяется диапазон выполняемых
гибочных работ при изменении толщины листов и радиусов гибки.
Механизм запрокидывания среднего валка ручной и состоит из штурвала 7,
нажимного винта S, траверсы 9, двух колонок 70 и нажимной колодки 11. На­
жимная колодка соединена с шаровым концом среднего валка. При вращении
штурвала в ту или другую сторону винт ввинчивается или вывинчивается из не­
подвижной траверсы. Консольный конец среднего валка опускается или подни­
мается, поворачиваясь вокруг оси 3 (рис. 21.4). У крупных машин механизм
запрокидывания имеет электропривод.
Механизм для откидывания подшипника состоит из двух отводных рычагов 3
(см. рис. 21.3) и червячной передачи, приводимой в движение штурвалом 2.
В откинутом положении подшипник 1 (см. рис. 21.4) уравновешен противове­
сом, в рабочем - фиксируется цилиндрической шпонкой 2.
Механизм регулировки положения среднего валка состоит из отдельного
реверсивного электродвигателя, редуктора, червячной и винтовой передачи.
В механизме регулировки предусмотрена кулачковая муфта. При включении ее
462
г л ава 21. Типовые конструкции и элементы расчета ротационных валковых машин
Рис. 21.4. Схема листогибочной машины с отводным валком
средний валок можно устанавливать наклонно, что необходимо для формиро­
вания конических поверхностей. Для повышения жесткости боковых валков
в корпусе 12 (см. рис. 21.3) установлены опорные валки. Корпус катков может
перемещаться по раме станины вдоль их осей.
Конструкция асимметричной трехвалковой гибочной машины отличается
от рассмотренной тем, что у нее средний валок неподвижный, передний боковой
можно смещать в вертикальном направлении на величину, несколько большую,
чем максимальная толщина изгибаемой заготовки, а задний боковой - переме­
щать в стойках станины для обеспечения изгиба заготовок на заданный радиус.
Приводными являются средний или передний боковые валки.
В комбинированных трехвалковых гибочных машинах возможно создание
симметричной и асимметричной схем гибки. Одна из возможных схем регули­
ровки предусматривает перемещение среднего валка в вертикальном и горизон­
тальном направлениях. Механизм регулировки состоит из подшипника и рамки.
Корпус подшипника может перемещаться в горизонтальном направлении отно­
сительно рамки, смещающейся в вертикальном направлении. Привод механизма
регулировки аналогичен приводу для симметричных машин. Рамка заднего
подшипника может поворачиваться относительно оси, освобождая валок при
запрокидывании. Другая схема регулировки предусматривает возможность из­
менения положения боковых валков в вертикальном направлении. Поскольку
эти валки регулируемые, то в движение они приводятся при помощи шарнирных
шпинделей, что существенно усложняет конструкцию.
463
Раздел
V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
Четырехвалковые гибочные машины имеют добавочный средний нижний
валок, снабженный пружинным предохранителем. Механизмы регулировки по­
ложения валков в этих машинах аналогичны рассмотренным выше. Приводным
является средний верхний, а в некоторых случаях оба средних валка. Некоторые
конструкции четырехвалковых гибочных машин имеют гидропривод для вспо­
могательных механизмов.
Сорто- и профилегибочные машины. По принципу действия они подобны
листогибочным, но отличаются консольным расположением роликов. Оси роли­
ков горизонтальны или вертикальны (существуют конструкции с наклонным
расположением роликов). Механизмы регулировки имеют ручной или электри­
ческий привод. В конструкции роликовой машины, разработанной в Централь­
ном бюро кузнечного машиностроения, боковые ролики приводные, средний регулируемый.
Сортогибочные машины могут иметь асимметричное расположение роли­
ков, а в некоторых случаях их изготовляют с четырьмя роликами.
Профилегибочные (парнороликовые) машины. Они предназначены для
изготовления разнообразных профилей и труб из листового проката. Число пар
роликов зависит от сложности формируемого профиля (в существующих профилегибочных машинах оно не превышает 20). Ролики располагают в последо­
вательности формирования профиля. Профилегибочная машина состоит из стани­
ны, на которой установлены головки с роликами. Головки могут быть открытого
или закрытого типа. Недостаток головок открытого типа - большая металлоем­
кость при равной жесткости, преимущество - удобство обслуживания. В связи
с этим машины с головками открытого типа применяют при меньших номи­
нальных усилиях, а закрытого - при больших.
Расстояние между верхними и нижними роликами регулируют перемещени­
ем верхних. Описание механизма регулировки аналогично приведенному выше
для гибочных машин.
Ролики приводятся в движение от электродвигателя через червячно-шестеренную передачу и общий вал. Частота вращения роликов определяется скоро­
стью подачи заготовки, которая не превышает 25 м/мин. Листовой прокат для
гибки поставляют в рулонах, поэтому в профилегибочных машинах применяют­
ся ножницы для разрезания изготовленных профилей на заданную длину.
21.3. Правильные машины
Правку проката можно проводить на прави льных машинах при наличии
не менее пяти валков (роликов), расположенных в два параллельных или не­
параллельных ряда. При параллельном расположении валков (рис. 21.5, а)
правка возможна, если последний из них имеет индивидуальную регули­
ровку.
464
г л ава 21. Типовые конструкции и элементы расчета ротационных валковых машин
^ГФ,Ф,Ф,Ф|Ф|Ф,^
ФГФ|Ф|Ф|Ф|Ф|Ф#^
.ф'ф'ф'ф'сЬ'ф Ф
Ш'ф'фЖф'ф'
v^
V^
Рис. 21.5. Схемы параллельного {а) и непараллельного (б) расположения валков
При непараллельном расположении ряды устанавливают под углом
(рис. 21.5, б). В этом случае на выходе из валков листовой (сортовой, профиль­
ный) прокат не перегибается, поэтому отсутствует необходимость индивидуаль­
ной регулировки последнего валка. Наибольшее распространение правильные
машины с непараллельным расположением валков получили для правки тон­
ких листов.
Для правки толстых листов применяют 5...7-валковые машины, а для правки
тонких - 9...17-валковые. Существуют современные конструкции правильных
машин и с 29 валками.
Правку сортового или профильного проката осуществляют на роликовых
машинах, которые не имеют принципиальных отличий от валковых. В зависи­
мости от формы сортового или профильного проката ролики имеют ручьи (ка­
либры) соответствующей формы. Особенность правки такого проката - исправ­
ление пространственной кривизны заготовки. Для этого ролики устанавливают
в вертикальной и горизонтальной плоскостях или правку осуществляют за не­
сколько переходов с поворотом проката на 90°.
Правят преимущественно в холодном состоянии, поскольку при остывании
после горячей правки возможно коробление заготовки. Конструкции пра­
вильных машин отличаются особенностями, вызванными различием линейных
параметров.
Правильные машины для листовых заготовок. Эти машины различаются
числом валков и их расположением. В любой правильной машине должно быть
нечетное число валков. Наиболее распространены машины с числом валков
от 3 до 13. Правильные машины с непараллельными рядами валков применяют
для правки листов, толщина которых менее 3 мм, с параллельными рядами - для
листов, толщина которых более 4 мм.
Станину 1 правильной машины с параллельными рядами валков (рис. 21.6)
выполняют разъемной закрытого типа, состоящей из двух стоек, верхней и
нижней поперечин. Нижний ряд валков 5 устанавливают в станине, верхний 4 в подвижной поперечине 2. Приводные валки 5 через шарнирные шпиндели
соединены с шестеренной клетью привода, который, как и у прокатных станов,
установлен отдельно. Подвижную поперечину можно располагать на разной
высоте, что позволяет регулировать прогиб заготовок при правке. Перемеще465
Раздел
V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
Вид А
Рис. 21.6. Схема правильной машины с параллельным расположением
валков
ние подвижной поперечины осуществляется от самостоятельного привода, ус­
тановленного на верхней поперечине и состоящего из электродвигателя, чер­
вячного редуктора 3 и винта с гайкой. Для малых правильных машин этот
привод ручной.
Диаметр валков определяют по требованиям технологии, поэтому их
жесткость в большинстве случаев недостаточна. Для ее увеличения в конст­
рукции предусмотрены опорные ролики, устанавливаемые в один или не­
сколько рядов.
Подшипники правильных валков и опорных роликов глухие с бронзо­
выми вкладышами. Входной и выходной валки неприводные. В машинах с
непараллельными рядами для регулировки межосевого расстояния по высоте
и наклона верхнего ряда валков предусмотрены соответствующие механиз­
мы. В этих машинах расстояние между валками больше, поэтому сильно
искривленные листы ввести трудно. Для обеспечения надежного введения
листа в конструкции предусмотрены подающие парные валки, установлен­
ные на кронштейне. Верхний валок имеет компенсирующее устройство
пружинного или пневматического типа. Привод подающих валков осуществ­
ляется через цепную передачу или шарнирные шпиндели. Другие элементы
466
Глава 21. Типовые конструкции и элементы расчета ротационных валковых машин
конструкции правильных машин с непараллельными рядами валков анало­
гичны рассмотренным выше.
В некоторых случаях правильные машины используют для «дрессировки»
листового проката, в результате чего характеристики пластичности листовых
заготовок улучшаются. С этой целью в машине предусмотрен гибочный валок,
вертикальное перемещение которого значительно больше, чем у других,
и осуществляется специальным рычажным механизмом.
Правильные машины для сортового и профильного проката. В прин­
ципе эти машины не отличаются от листоправильных. Однако их конструкция
имеет некоторые отличия, вызванные особенностями технологии и размерны­
ми параметрами. Сортовой прокат в отличие от листового может быть искрив­
лен в двух взаимно перпендикулярных направлениях. Следовательно, править
его нужно в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Если ролики пра­
вильной машины расположены только горизонтально, то правку осуществляют
в результате двух пропусков заготовки через машину с промежуточным пово­
ротом заготовки на 90^. Если же правильная машина имеет ролики в горизон­
тальном и вертикальном направлениях, то правку осуществляют за один
пропуск. Ввиду различной конфигурации формы поперечного сечения и раз­
меров сортового и профильного проката ролики правильной машины имеют
соответствующую калибровку. Часто ролики содержат несколько калибровочных
ручьев, позволяющих проводить правку различных форм проката без их переста­
новки и регулировки машины.
Размеры рабочего пространства сортоправильных машин невелики, что по­
зволяет применять станину открытого типа. Это облегчает доступ к рабочему
пространству, упрощает замену роликов. Однако жесткость станины открытого
типа меньше, чем закрытого при одинаковой металлоемкости. Станины откры­
того типа используют для машин малых и иногда средних размеров. Машины
крупных размеров изготовляют только со станинами закрытого типа.
Для упрощения захвата заготовок роликами сортоправгаьные машины снаб­
жены направляющими роликами с вертикальным и горизонтальным расположе­
нием осей. В некоторых конструкциях машин предусмотрена возможность
изменения расстояния между осями роликов, что увеличивает диапазон разме­
ров прутков, которые можно на них править.
21.4. Дисковые ножницы
Дисковые ножницы используют для резки с малыми усилиями и по криво­
линейному контуру. Однодисковыми ножницами заготовку разрезают между
вращающимся и поступательно движущимся диском и режущей кромкой пря­
мого ножа. Ножницы с двумя дисковыми ножами в зависимости от располо­
жения их осей по отношению к заготовке обладают широкими возможностями.
467
Раздел
V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
Наибольшие возможности у дисков с наклонным
расположением осей. Дисковые ножницы предна­
значены для продольной и фигурной резки листо­
вого материала (листа, ленты).
Станина дисковых ножниц двухстоечная от­
крытого типа (рис. 21.7). Ее отливают из серого
чугуна или сваривают из листов стального проката.
Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи и редуктора и устанавлен между
стойками станины. Для ножниц с наклонным рас­
положением осей дисков в передаточном механиз­
ме
применяют шарнирный шпиндель. Для выбора
Рис. 21.7. Дисковые ножницы
зазоров между верхним и нижним дисками при их
износе предусмотрен механизм регулировки (ручной), позволяющий смещать
диски в вертикальном и горизонтальном направлениях.
21.5. Ковочные вальцы
Наибольшее распространение получили консольные открытые (рис. 21.8, а)
и двухопорные закрытые ковочные вальцы (рис. 21.8, б). Комбинированные
вальцы (на одной станине размещены и консольные, и двухопорные вальцы)
пока используют реже. Основные части ковочных вальцов - станина, валки
и привод.
Валки большинства современных конструкций имеют радиальную (изме­
нение межцентрового расстояния), угловую и осевую регулировки, электро­
пневматическую муфту включения, ленточный тормоз и маховик в приводе.
Привод ковочных вальцов включает электродвигатель, клиноременную пере­
дачу, редуктор, зубчатую или шпиндельную передачу. Зубчатая передача
в отличие от шпиндельной не обеспечивает значительной радиальной регули­
ровки валков. При шпиндельной передаче электродвигатель и редуктор раз­
мещены на отдельной раме (аналогично правильным машинам). Подшипники
валков ковочных вальцов устанавливают в рамках, которые могут переме­
щаться в вертикальных пазах стоек станины. В некоторых конструкциях кон­
сольных и двухопорных ковочных вальцов предусматривают подвижный
ползун, который используют как ножницы для отрезки мерной заготовки по­
сле вальцовки или для выполнения штамповочных работ (оттяжки хвостови­
ков напильников и др.).
Консольные ковочные вальцы позволяют устанавливать кольцевые секторы
штампов по диаметру до 500 мм, двухопорные закрытые - по диаметру до 900 мм.
Деформирующая сила при вальцовке на наиболее мощных консольных валь­
цах не должна превышать 400 кП, а на двухопорных вальцах - 2 МП.
468
г л ава 21. Типовые конструкции и элементы расчета ротационных валковых машин
Ось вальцовки
Рис. 21.8. Схемы открытых {а) и закрытых (б) ковочных вальцов
469
Раздел
V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
Ковочные вальцы иногда оснащают автоматическими подачами или мани­
пуляторами для подачи заготовки в рабочее пространство. Станины ковочных
вальцов выполняют сборными из стоек, установленных на сварных рамах и стя­
нутых стяжными болтами, либо литыми коробчатого сечения. Материал литых
станин или стоек - сталь Л35. Рамы отливают из чугуна СЧ 21.
21.6. Элементы расчета ротационно-валковых машин
У ротационных валковых, роликовых и дисковых машин расчетными являют­
ся энергетические - мощность электропривода и кинетическая энергия, запасае­
мая маховиком; силовые - максимальный передаваемый муфтой крутящий мо­
мент и наибольшая сила, воспринимаемая станиной и валками (роликами, дис­
ками), а также эюесткостные параметры - упругое пружинение рабочих деталей.
Методика их определения изложена в главах 3 и 4. Для выполнения расчетов не­
обходимо рассмотреть технологические операции и задать исходные данные.
В гибочных и правильных машинах, а также в дисковых ножницах крутящий мо­
мент остается постоянным в течение рабочего хода, а длительные технологичес­
кие паузы отсутствуют, поэтому в приводе таких машин не нужен маховик.
В качестве примера приведем методику выбора исходных данных для рас­
чета ротационных валковых машин, которая применима для нахождения пара­
метров ротационных машин другого технологического назначения.
Начальный изгибающий момент при холодном пластическом изгибе
где а - коэффициент, учитывающий начальное повышение изгибающего момен­
та и равный 1,2 для стали марок 0,8; 10 и 15 и 1,1 для стали марок 20, 25; к^ коэффициент, зависящий от формы профиля, к^ = 1,5...2,0; W- момент сопро­
тивления упругому изгибу.
С учетом упрочнения изгибающий момент
M^=[k,+{kj2r,)\W(5,,
где ATQ = n/0,6ag; П - модуль упрочнения, определяемый по диаграмме истинных
напряжений; г^ = Rjh - относительный радиус кривизны заготовки; R - радиус
кривизны заготовки; h - высота поперечного сечения заготовки.
Работа деформирования при пластическом изгибе по симметричной схеме
А=
М^с^+М^
I
иО
R
где / - расстояние между осями боковых валков.
Крутящий момент на приводном валке
М^=М^, +М,2.
470
Глава
21. Типовые конструкции и элементы расчета ротационных валковых машин
где М^, - крутящий момент, осуществляющий изгиб заготовки; М^2 " крутящий
момент для преодоления сил трения.
Из условия равенства работ сил, приложенных к заготовке:
М,о+М^
2
I
R
М к1
2L
D,
где Z), - диаметр валка (рис. 21.9), имеем
Крутящий момент сил трения складывается из момента трения качения вал­
ков по заготовке и трения скольжения в опорах:
где р^ - радиус трения качения /-го валка по заготовке; р, ^0,8...0,2 мм; d^ диаметр опоры вала в подшипнике; D^ - диаметр /-го неприводного валка;
|1 = 0,05...0,08.
Мощность электродвигателя
где V - скорость приводного валка; Г] - КПД привода.
Наибольшая кривизна изгиба заготовки зависит от силы натяжения, опреде­
ляемой согласно неравенству
где ]Li I - коэффициент трения скольжения меж­
ду приводным валком и заготовкой.
Силы на валках находят из соотношений
(см. рис. 21.9):
Р^ = MjRsina;
Р, =
IMjRtga,
где Р|, /^2 ~ силы на приводном и боковых
валках при симметричной схеме нагружения
соответственно.
Мощность электропривода асимметрич­
ной машины рассчитывают аналогично.
Минимальный радиус изгиба заготовки за
один проход ограничен возможностью захвата
Рис. 21.9. Схема изгиба листа на
трехвалковой гибочной машине
471
Раздел
V, РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
ее приводными валками. Его определяют по
следующим формулам:
Ч Х Х Ч У Ч Ч Ч Ч Х Ч Ч Ч Х Ч Ч \ У \ Ч Ч Ч Ч ~
для прямолинейной заготовки
"=1
1
тттт\тш
/
7?
А
Ui —^(l+cosa)-u—*-cosa
Рис. 21.10. Расчетная схема валка
^min
^1
1
для предварительно изогнутой заготовки
2//1
л d,
г| J —^(l+cosa)-|a—^cosa
Д
a
sin a
Tjx<df- прогиб заготовки; d^ - диаметр вала в опоре; R^ - радиус кривизны заго­
товки до гибки.
Расчетная схема валков листогибочных машин может быть представлена в
виде статически определимой балки с закрепленными концами и распределен­
ной нагрузкой (рис. 21.10), а при наличии опорных валков - в виде многопро­
летной балки.
Глава 22. РОТАЦИОННО-КОВОЧНЫЕ
И РАДИАЛЬНО-ОБЖИМНЫЕ МАШИНЫ
22.1. Общие сведения
Шпиндельные ротационные машины по принципу действия отличаются от
валковых. Рабочие органы шпиндельных ротационных машин - это бойки, ко­
торые совершают поступательное движение относительно шпинделя и наносят
удары по заготовке в процессе вращения шпинделя или обоймы. Шпиндельные
ротационные машины называют ротационно-ковочными, поскольку на них
осуществляют ковку заготовок. Схема действия подобной машины приведена
на рис. 22.1. При вращении шпинделя под действием центробежных сил бойки
прижимаются к обойме, а при набегании на ролики движутся к центру и про­
изводят деформирование заготовки.
Ковка на ротационно-ковочной машине может осуществляться при непод­
вижном шпинделе и вращающейся обойме. В этом случае предусматривают не­
которые устройства, например пружины для возвращения бойков в исходное
перед ударом положение. Осуществима и схема машины с вращающимися
шпинделем и обоймой.
472
г л ава 22. Ротационно-ковочные и радиалъно-обэюимные машины
Ротационно-ковочные машины позволяют изго­
товлять изделия высокой точности и качества по­
верхности, с отверстием и без отверстий, перемен­
ного и постоянного сечения по длине. Эти машины
применяют для производства стволов нарезного
оружия - автоматов, винтовок и т. п.
Принцип действия ротационно-ковочной ма­
шины основан на преобразовании вращательного
движения передаточного механизма в возвратнопоступательное рабочих органов (ползунов) с ис­
пользованием кулачковых механизмов. Преобра­
зование энергии вращательного движения привода
в работу деформации заготовки определяет нали­
чие жесткой кинематической связи между дви­
жущимися частями ротационно-ковочной машины.
Изменение скорости движения рабочих органов
задано профилем кулачков, следовательно, ско­ Рис. 22.1. Схема действия ро­
рость ползунов в процессе рабочего хода - задан­ тационно-ковочной машины
ная величина.
На ротационно-ковочных машинах с вращающейся обоймой можно изго­
товлять изделия квадратного, треугольного и прямоугольного поперечных сече­
ний. Однако это преимущество связано с большим усложнением конструкции:
для возвращения бойков в исходное положение в таких машинах нужно уста­
навливать пружины.
Степень обжатия при ковке на ротационно-ковочных машинах можно регу­
лировать, если обойма с конической внутренней поверхностью перемещается
вдоль оси при неподвижных шпинделе и роликах. В результате ползуны маши­
ны отводятся от оси шпинделя или подводятся к ней.
Шум, производимый ротационно-ковочными машинами при работе, препят­
ствует их широкому распространению. Причина шума - в соударении ползунов
с кулачками обоймы. Попытка ликвидации его при помощи изоляции обоймы от
станины (установка пластмассовых дисков и колец) пока не привела к желаемо­
му результату.
22.2. Ротационно-ковочные машины
Типовая конструкция ротационно-ковочной машины с вращающимся
шпинделем приведена на рис. 22.2. На задней стороне ее станины 7 установлен
электродвигатель. Клиноременнои передачей 7 движение от него передается на
маховик, закрепленный на шпинделе 5, который вращается в подшипниках 6.
В пазах шпинделя размещены ползуны 3, Ролики 4 с сепаратором установлены в
неподвижной обойме 2, закрепленной в станине.
473
Раздел
V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
Рис. 22.2. Схема ротационно-ковочной
машины с вращающимся шпинделем
Станина ротационно-ковочной машины цельная, выполнена из чугунного
литья и предназначена для установки узлов машины. Основной узел машины рабочая головка, состоящая из обоймы (опорного кольца), в которой размещен
сепаратор с цилиндрическими роликами, и шпинделя, в пазах которого распо­
ложены ползуны с бойками.
Внутренняя поверхность обоймы в этой ротационно-ковочной машине ци­
линдрическая, что не позволяет регулировать закрытую высоту ползунов и обра­
батывать длинные конические валы. В некоторых других конструкциях обойма
имеет коническую внутреннюю поверхность, поэтому при перемещении ее вдоль
оси шпинделя можно изменять закрытую высоту между бойками ползунов.
Шпиндель машины изготовляют пустотелым (цельным или сборным), что
позволяет подавать через него обрабатываемые изделия. Подшипники шпинделя это подшипники качения; но иногда применяют также подшипники скольжения.
Осевые силы воспринимает упорный подшипник. У большинства ротационно-ковочных машин шпиндель имеет один паз, в котором расположена пара
ползунов с бойками. При наличии двух взаимно перпендикулярных пазов ус­
танавливают две пары бойков. Головку шпинделя охватывает сепаратор с ро­
ликами. Сепараторы изготовляют цельными. Составные сепараторы создают
большой шум при работе. В ротационно-ковочных машинах без сепараторов
предусматривают шайбы для удерживания роликов от выпадения.
474
г л ава 22. Ротационно-ковочные и радиалъно-обэюимные машины
Ролики в большинстве случаев сплошные,
но могут быть и полые. Поверхности ползунов,
контактирующие с роликами в процессе рабо­
ты, выполняют с различным профилем. Обяза­
тельное требование к этим поверхностям уменьшение удара в начальный момент, что
способствует снижению шума.
В современных конструкциях ротацион- Рис. 22.3. Цилиндрическая {а) и си­
но-ковочных машин ширину ползунов преду­ нусоидальная (б) контактные по­
сматривают равной или несколько большей верхности ползуна
расстояния между осями соседних роликов
(рис. 22.3, а). В этом случае при вращении шпинделя контакт между ползуном и
роликом не нарушается, что также приводит к уменьшению шума. Контакти­
рующая поверхность ползунов, выполненная по синусоиде (рис. 22.3, б), исклю­
чает резкое изменение ускорений ползуна. В этом случае точность обработки
поверхности ползуна должна быть настолько высокой, чтобы исключить нару­
шение контакта между роликом и ползуном. Смазывание головки машины
уменьшает износ, обеспечивает охлаждение и, что очень важно, наиболее бес­
шумную работу.
В ротационно-ковочной машине с вращающейся обоймой рабочие орга­
ны совершают только возвратно-поступательное движение. Отсутствие враще­
ния шпинделя позволяет обрабатывать на этих машинах изделия с произ­
вольной формой поперечного сечения.
Рабочая головка таких машин (рис. 22.4) выполнена в виде маховика. Возврат
бойков производится под действием пружин, встроенных внутри шпинделя. Регу­
лировка закрытой высоты ползунов возможна
также при помощи клиньев, которые совер­
шают вместе с ползунами возвратно-посту­
пательное движение. Обойма установлена на
шпинделе в подшипниках скольжения.
Головки делают сменными с двумя, тре­
мя, четырьмя и шестью ползунами, что по­
вышает универсальность их применения и
позволяет обрабатывать изделия с разнооб­
разной формой поперечного сечения.
Ротационно-ковочные машины с одно­
временным вращением шпинделя и обоймы
широкого распространения не получили, хо­
тя конструкции их узлов аналогичны рас­
смотренным.
Рис. 22.4. Схема рабочей головки
Ротационно-ковочные машины всех ти- ротационно-ковочной машины с вра­
нов оборудуют механизмами подачи загото- щающейся обоймой
475
Раздел
V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
вок. Привод этих механизмов может быть ручным, механическим или гидравли­
ческим. В подающих механизмах предусмотрены упругие элементы, позволяю­
щие заготовке проворачиваться и останавливаться в момент обжатия при
непрерывном движении обрабатывающего инструмента.
В отечественных конструкциях ротационно-ковочных машин предусматри­
вают комбинированную систему смазывания: подшипники шпинделя смазывают
при помощи шариковой масленки, а ролики, ползуны и бойки - жидкими сма­
зочными материалами. Шестеренный насос нагнетает масло по трубе в обойму,
откуда оно, заполняя все зазоры, стекает в сливной бак. В баке масло фильтрует­
ся и вновь нагнетается насосом.
Расчетными параметрами ротационно-ковочных машин являются мощность
электродвигателя и размеры маховика, жесткость станины и размеры роликов по
условию смятия на контактных поверхностях.
Электродвигатель выбирают по средней мощности, расходуемой за каждый
рабочий ход. Работа складывается из работы пластического деформирования
обрабатываемой заготовки и упругого частей машины. Упрощенно работа пла­
стического деформирования обрабатываемой заготовки
^
^деф
2
|Ll
^
„ _
t/,
a,F/,ln-^,
1+sinay
d^
(22.1)
где a - угол конусности заготовки; /^ - длина обжимаемого участка заготовки;
F - площадь поперечного сечения заготовки; d^, d^ - соответственно начальный
и конечный диаметры обрабатываемой заготовки.
Экспериментально установлено, что работа упругого деформирования дос­
таточно точно определяется выражением
1
jLiTcJ^/^a^
^улр = - — ^ Ь г Т ^ Т ^ Т ^ 12 cos а/2 Ind^/d^
(22.2)
Полная работа, израсходованная двигателем без учета потерь за рабочий
ход, равна сумме работ, определяемых по формулам (22.1) и (22.2).
Средняя мощность
N = {A^,^+A^^)lm,
(22.3)
где t = 120—^—, п - частота вращения шпинделя; р - число роликов в сепараr\Snp
торе; iS- подача заготовки; Г| - КПД привода.
При расчете размеров обоймы следует учитывать напряжения, возникающие
при запрессовке обоймы в станину и ее деформировании бойками.
476
г л ава 22. Ротационно-ковочные и радиально-обэюимные машины
Диаметр роликов d^^^ обоймы определяют с учетом смятия ролика и обоймы
(задача Герца), а также ролика и ползуна при приложении равнодействующей
силы Р от давления со стороны заготовки:
(22.4)
(22.5)
^0,418^^^2 ^к.п
где Gj^i, (5^2 ~ контактные напряжения между обоймой и роликом, а также пол­
зуном и роликом соответственно; 1^^^ - длина ролика; Е^, Е2 - приведенный
модуль упругости ролика и обоймы, а также по луна и ролика соответственно;
Jg„ - внутренний диаметр обоймы; г^^ - радиус закругления контактной по­
верхности ползуна.
За диаметр роликов принимают наибольший, полученный при расчете по
формулам (22.4) и (22.5).
22.3. Радиально-обжимные машины
При небольшом перепаде размеров в поперечных сечениях поковки целесо­
образно осуществлять штамповку не набором и высадкой, а обжимом в ради­
альном направлении, моделируя процесс протяжки в вырезных бойках на
молоте или гидропрессе. В этом случае заготовка должна совершать два движе­
ния: поступательное в направлении подачи под бойки и вращательное в процес­
се обжима по одному сечению. Рабочий инструмент - бойки - совершает воз­
вратно-поступательное движение в направлении поковки. На молоте или
гидропрессе нет жесткой связи между двигателем и рабочим инструментом, по­
этому обжим может осуществляться последовательно на заданный перепад раз­
меров в любом сечении.
В кривошипной машине обычной конструкции при заданной настройке ме­
ханизма обжим всегда соответствует крайнему положению исполнительного
органа. Для того чтобы получить регулируемую величину обжима в процессе
обработки, необходимо изменять это положение, например, за счет изменения
положения оси вращения ведущего вала. Другим условием является необходи­
мая точность поковки при строгой круговой форме ее сечений, что может быть
достигнуто одновременным обжатием в нескольких местах по данному сечению
при помощи встройки в машину не одного, а нескольких (двух, трех и более) ис­
полнительных механизмов обычного кривошипно-ползунного типа с неподвиж­
ными направляющими ползуна или в виде кривошипно-шатунного механизма
477
Раздел
V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
бесползунного типа. В последнем случае шатун имеет качающиеся направляю­
щие и инструмент крепится непосредственно к нему.
Реализация указанных принципов нашла свое выражение в конструкциях
радиально-обжимных машин. Принципиальная схема привода и механизма ис­
полнения одной из таких машин приведена на рис. 22.5.
Рис. 22.5. Схема радиально-обжимной
машины
478
г л ава 22. Ротационно-ковочные и радиально-обэюимные машины
От электродвигателя 12 через клиноременную передачу и маховик 18 вра­
щение подается на ведущую шестерню 19 с последующей раздачей на отдель­
ные исполнительные механизмы. На маховик 21 ведущего эксцентрикового
вала 23 движущий момент подается через шип шестерни 20. Сам вал с некото­
рым эксцентриситетом посажен в картерную обойму 77, проворачивающуюся
относительно корпуса станины 10. Шатун 16 с бойком 17 перемещается в по­
воротной направляющей втулке 22. Изменение величины обжима при дефор­
мации поковки происходит так. Рейка 7, связанная со штоком гидроцилиндра 25,
может вращать зубчатый валик б, центральное зубчатое колесо 24 и сцепляю­
щуюся с ним шестерню 9 картерной обоймы. Однако перемещение рейки бло­
кируется при ковке конических поковок 5 копиром 4, профиль которого
упирается в ролик 3, закрепленный на кронштейне зажимной головки 2. Толь­
ко при движении головки вверх вал копира может повернуться: его движение
через шестерню 8 передается картеру и тем самым обеспечивается требуемое
смещение оси эксцентрикового вала. Если это смещение происходит в направ­
лении поковки, величина обжима возрастает, при обратном смещении уменьшается.
При ковке цилиндрических ступенчатых валов управление машиной осу­
ществляется при помощи распределительного барабана 73. В этом случае бойки
сближаются до тех пор, пока ролик 15 рейки не коснется упора 74 и, смещая ба­
рабан, не изменит положение гидроклапана, сбрасывающего давление жидкости
в цилиндре 25. После этого бойки немедленно разводятся (копир снят!) и обжим
заканчивается. Поворотом барабана в рабочую позицию устанавливают новые
упоры, обеспечивающие ковку на другой размер сечения.
Возвратно-поступательное движение поковки вдоль линии подачи осущест­
вляется при помощи гидроцилиндра 7, к штоку которого прикреплен корпус за­
жимной головки. Жидкость в гидроцилиндр подается распределительным бара­
баном 26, упоры которого ограничивают ход ролика зажимной головки. При
этом длина участков поковки будет соответствовать времени движения штока
цилиндра и всей головки при работающих бойках.
Захват и вращение заготовки производятся при помощи зажимной головки,
в корпусе которой на шпинделе укреплены сменные губки. Вращение шпинделя
и, следовательно, губок с зажатой заготовкой осуществляется через червячную
пару от фланцевого электродвигателя, укрепленного на корпусе головки.
В схеме радиально-обжимной машины (см. рис. 22.5) перемещение заготов­
ки происходит по вертикали, поэтому машину классифицируют как вертикаль­
ного типа, хотя исполнительные механизмы у нее располагаются в гори­
зонтальной плоскости. Они предназначены для обработки коротких деталей и их
применяют в условиях массового и серийного производства. Машины горизон­
тального типа чаще всего специализированы для обработки длинных заготовок,
например труб или прутков. Они также применяются в инструментальном
479
Раздел
V, РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
производстве, например для профилирования метчиков. Современные радиально-обжимные машины выпускают с номинальным усилием до 5 МН на один бо­
ек при числе ходов до 250 в минуту, что позволяет обрабатывать валы диамет­
ром до 250 мм и трубы диаметром до 320 мм.
Многопозиционные распределительные барабаны, обеспечивающие син­
хронизацию движения всех механизмов машины, позволяют вести обработку в
автоматическом режиме по предварительно заданной программе (определенная
расстановка упоров на барабанах), однако поскольку они не имеют бункерных
устройств, установку заготовок производят вручную. Радиально-обжимные ма­
шины следует отнести к классу полуавтоматов.
Раздел VI. АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
КУЗНЕЧНО-ШТАМПОВОЧНЫХ МАШИН
Глава 23. ПРИНЦИПЫ И СОДЕРЖАНИЕ
АВТОМАТИЗИРОВАННОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ
КУЗНЕЧНО-ШТАМПОВОЧНЫХ МАШИН
23.1. Место автоматизации в общей системе
проектирования
Изначально проектирование КШМ было основано на интуиции проекти­
ровщика, имевшемся опыте и традициях проектирования и представляло собой
больше искусство, чем науку. Применение компьютерной техники для реше­
ния инженерных задач началось сразу же после ее появления и дало толчок к
развитию автоматизации проектирования. Формализация проектных процедур
привела к выявлению ранее неизвестных общих закономерностей процесса
проектирования, инвариантных к различным предметным областям. Это спо­
собствовало созданию общей теории инженерного проектирования, отличаю­
щейся собственной системой основных понятий, терминов, классификаций,
оценок проектируемых объектов, содержанием и последовательностью реше­
ния проектных задач. Однако развитие общей теории и автоматизации проек­
тирования еще не завершено. Создание систем сквозного проектирования с
полным его охватом формализованными процедурами возможно в будущем. В
существующем виде общая теория инженерного проектирования сохраняет
преемственность «по отношению к традиционным методам проектирования и
не отрицает их. Оптимальное сочетание имеющегося опыта проектирования в
конкретной предметной области и достижений общей теории инженерного
проектирования позволяет получать проектные решения высокого качества
при приемлемых затратах труда и времени.
481
Раздел
VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
23.2. Общие закономерности проектирования
Общественная потребность - движущая сила материального производства.
В условиях рыночного хозяйства качество продукции - основное требование
потребителя. Качество изделия закладывается при проектировании, обеспечива­
ется технологией и реализуется в эксплуатации. Потери качества вследствие
ошибок проектирования невозможно компенсировать высоким качеством изго­
товления и хорошими условиями эксплуатации. Отсюда следует исключитель­
ная важность обеспечения качества изделия на стадии проектирования, т. е.
качество самого проектирования.
Общественная потребность отражается в техническом задании (ТЗ) на
проектирование, которое является первичным описанием объекта проектиро­
вания. Оно включает в себя наименование объекта проектирования, техничес­
кие требования, условия его эксплуатации. Технические требования пред­
ставляют в виде
yj>yj>/p
(23.1)
где Y- показатель качества; j - его количественная характеристика.
Окончательным описанием объекта проектирования является проектная до­
кументация. Описание должно быть достаточным для изготовления объекта про­
ектирования и использования его по своему назначению. Проектирование процесс преобразования исходного описания в окончательное.
Значительная часть принимаемых проектных решений КШМ осуществ­
ляется путем их количественного обоснования. Следовательно, проектиро­
вание КШМ носит ярко выраженный расчетный характер. Различают
выходные, внутренние и внешние параметры объекта проектирования. Вы­
ходные параметры представляют собой показатели качества, указанные в ТЗ;
внутренние - параметры элементов (сборочных единиц, деталей), а внеш­
ние - количественное выражение условий эксплуатации объекта проектиро­
вания, например температура и влажность среды, энергетическое обеспече­
ние и т. п.
Параметры каждой группы образуют вектор. Если ввести обозначения:
Y = (yb Уъ •••, Уп) - вектор выходных параметров, X = (xi, Х2, ..., Ху) - вектор
внутренних параметров, Q=:(^i, q2, ..., qk) - вектор внешних параметров, то
они оказываются связанными функциональной зависимостью:
Y = F(X,Q).
(23.2)
Тогда задачу проектирования в математической постановке можно сфор­
мулировать как отыскание такого вектора X при заданном векторе Q, который
обеспечивал бы выполнение условий (23.1).
482
г л ава 23, Принципы и содерлсание автоматизированного проектирования КШМ
В реальных задачах проектирования кривошипных прессов размерность
вектора X значительно больше размерности Y. Это означает, что задача
проектирования в математической постановке имеет определенное число
степеней свободы, как, например, задача решения системы алгебраических
уравнений, в которых число неизвестных больше числа уравнений. Поэтому
одной из особенностей проектирования является многовариантность про­
ектных решений. Проектные решения, полученные разными проектировщи­
ками по одному и тому же ТЗ, будут различными как по содержанию, так и
по качеству. Число степеней свободы задачи проектирования может быть
уменьшено до нуля при ее постановке как задачи оптимизации. В этом слу­
чае проектное решение получается единственным и наилучшим. Однако это
требует наличия зависимости (23.2) в доступном для практического исполь­
зования виде.
В отдельных случаях внутренние и внешние параметры связаны просты­
ми отношениями. Например, радиус кривошипа R кривошипного пресса
(внутренний параметр) связан с ходом ползуна S (внешний параметр) соот­
ношением S = 2R. Однако такие случаи представляют собой крайне редкое
исключение. Как объекты проектирования КШМ представляют собой слож­
ные многоуровневые системы. Они содержат большое количество подсистем
(привод, исполнительный механизм, система включения, передаточные уст­
ройства, станина, фундамент и т. п.) различной физической природы (элек­
трической, механической, пневматической и т. д.). Поэтому зависимость (23.2)
применительно к КШМ в целом крайне сложна, как правило, не представле­
на в явном виде и чаще всего неизвестна проектировщику. Для преодоления
связанных с этим трудностей при проектировании КШМ используют блочноиерархический подход, согласно которому объект проектирования расчленя­
ют на иерархические уровни. Высший (первый) уровень соответствует само­
му объекту проектирования, низшие - его элементам, так что элементы
(А:+1)-го уровня входят в состав элементов к-то уровня. Элементы выделяют
таким образом, чтобы они образовывали функционально законченные под­
системы, которые можно рассматривать как самостоятельные объекты проек­
тирования. Задача проектирования кривошипного пресса при этом распада­
ется на задачи проектирования большего количества элементов меньшей
сложности. Кроме того, проектирование объектов одного уровня можно осу­
ществлять параллельно.
В зависимости от очередности решения задач проектирования на различ­
ных иерархических уровнях различают нисходящее и восходящее проектиро­
вание. При нисходящем проектировании вначале решают задачу проекти­
рования на верхних иерархических уровнях. Результатом решения является
ТЗ на проектирование подсистем нижнего уровня. При этом существует
опасность разработки таких ТЗ, которые на одном из нижних уровней иерар­
хии могут оказаться нереализуемыми по технологическим, экономическим
483
Раздел
VLАВТОМАТИЗЛЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
или каким-либо другим соображениям. В этом случае приходится переема
ривать проектные решения, принятые на одном из верхних уровней иера
хии, с учетом возможности реализации заново разрабатываемых ТЗ i
проектирование подсистем нижнего уровня и проектирование приобретав
итерационный характер, т. е. осуществляется методом последовательных пр]
ближений.
При восходящем проектировании решение задач проектирования i
нижних иерархических уровнях предшествует их решению на верхних уро
нях. При этом разработка ТЗ для объектов нижнего уровня отличается и
вестной неопределенностью, так как может оказаться, что объект, собра]
ный из спроектированных элементов, не будет удовлетворять требования
ТЗ на его проектирование. В этом случае приходится пересматривать ТЗ i
Разработка ТЗ
Пересмотр ТЗ
СИНТЕЗ
Синтез структуры
Создание модели
Изменение структуры
Выбор исходных
значений параметров
'
J
( ВЫХОДЕ
Рис. 23.1. Типовая последовательность проектных процедур при нисходящем проекта
ровании
484
г л ава 23. Принципы и содерэюание автоматизированного проектирования КШМ
проектирование объектов нижних уровней с учетом возможности получить
работоспособный вариант объекта проектирования. Поэтому при восходя­
щем проектировании, как и при нисходящем, процесс носит итерационный
характер.
При проектировании КШМ преимущественно используют нисходящее
проектирование. Восходящее проектирование применяют эпизодически, на­
пример при проектировании систем включения кривошипных прессов, когда
муфту выбирают из нормализованного ряда.
Кроме исходного и окончательного описаний объекта проектирования
существуют промежуточные описания. Они порождаются процессом проек­
тирования и используются для оценок качества принятых проектных реше­
ний на его различных стадиях. Формализованная совокупность действий,
результатом которых является получение проектного решения, называется
проектной процедурой. Проектная процедура называется типовой, если она
предназначена для неоднократного применения при проектировании объек­
тов различного типа. К типовым проектным процедурам относятся анализ
и синтез проектируемых объектов. Синтез заключается в создании описания
объекта, анализ - в определении свойств объекта по его описанию. Одновариантный анализ позволяет установить соответствие принятого проектного
решения техническим требованиям, многовариантный - улучшить проектное
решение путем его целенаправленного изменения. Такое улучшение можно
выполнять до получения работоспособного варианта проектного, или наи­
лучшего (оптимального), с точки зрения проектировщика, решения либо до
тех пор, пока не появится убежденность в невозможности получения проект­
ного решения при имеющемся ТЗ.
Как видно на рис. 23.1, взаимосвязь процедур анализа, оптимизации и син­
теза имеет характер «вложенности», причем анализ в отличие от других проце­
дур присутствует всегда, и поэтому как проектная процедура является основой
процесса проектирования.
23.3. Особенности кузнечно-штамповочных машин
как объектов проектирования
Согласно современным представлениям, КШМ является динамически воз­
буждаемой системой, для которой характерны следующие главные компоненты
(рис. 23.2):
конструкция К, определенная в количественном отношении массами М, уп­
ругостью связей У между ними и уровнями диссипации Д;
движение Д с источником в виде двигателя Дв через передачу П к исполни­
тельному механизму И с рабочим органом и инструментом;
485
Раздел
VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
л
\^J
Ги"
1 1
1
1
,111 ||(
II
|(
Гк V
1У^
1^
щ
-1
Г"
"в]
Гн"
—^^^^^^ч ^ г*^^^^^^
Гт"
Рис. 23.2. Обобщенная схема динамической сис­
темы КШМ
силы С, возникающие в результате физико-механических процессов преоб­
разования энергии их источников в кинетическую и потенциальную энергию
частей машины: движущие нагрузки Н как результат преобразования кинетичес­
кой и потенциальной энергии в полезную энергию пластического деформирова­
ния при технологическом сопротивлении Т или в тепловую энергию в связи
с преодолением сил вредного сопротивления Сп, а также внешние возмущаю­
щие силы В.
Силы, возникающие при работе КШМ, характеризуются значительной ско­
ростью изменения как при их нарастании, так и при уменьшении, и потому яв­
ляются источником сильного динамического возбуждения. Динамическая
составляющая процессов, протекающих в КШМ, как правило, значительна,
а часто и преобладает над статической. Рабочие нагрузки, возникающие при
работе машины, в значительной мере определяют ее надежность и долговеч­
ность. Поэтому возможность достоверного предсказания процессов в проекти­
руемых КШМ дает возможность выявить влияние тех или иных факторов на
уровень нагрузок, существенно снизить их и повысить на этой основе надеж­
ность и долговечность машин.
Динамическая система КШМ отличается большим количеством отдельных
масс, каждая из которых благодаря упругости связей с другими массами при ра­
боте машины имеет самостоятельное движение. Поэтому динамическая система
КШМ отличается большим числом степеней свободы, т. е. многомассовостью.
Число степеней свободы КШМ может достигать десятков и сотен единиц и быть
486
Глава
23. Принципы и содерэюание автоматизированного проектирования КШМ
переменной величиной. Поведение масс и упругих элементов подчиняется прос­
тым физическим законам (Ньютона, Гука, Кулона и др.). Однако в конкретной
КШМ, характеризующейся своей индивидуальной структурой, многократное
проявление этих законов и их взаимодействие приводят к высокой сложности,
неочевидности и плохой предсказуемости протекающих в машине процессов
и ее свойств. Ситуация усугубляется наличием в составе динамической системы
КШМ элементов с существенной нелинейностью характеристик. Это, например,
зазоры в кинематических парах, силы Кулонова трения и др. Эти элементы, яв­
ляясь дополнительными источниками динамических возбуждений, делают сис­
тему нелинейной, что вместе с большим числом степеней свободы создает
значительные трудности математического (вычислительного) характера для ана­
лиза процессов, протекающих в КШМ.
Это приводит к необходимости проведения исследовательских работ, кото­
рые, как правило, носят характер предпроектных исследований. В данном случае
исследование и проектирование разделены во времени и являются самостоя­
тельными мало связанными между собой процессами. Получаемые в предпро­
ектных исследованиях результаты имеют отношение к определенному, доста­
точно широкому классу объектов, например кривошипным прессам. Они отражают
общие свойства объектов этого класса, но не отражают специфику конкретного
его представителя, которая часто оказывается существенной.
Ситуация меняется, если исследования сделать составной частью процесса
проектирования конкретного образца КШМ. Такие возможности предоставляет
математическое моделирование работы КШМ. Получаемые при этом результаты
исследования будут относиться к данному объекту проектирования, отражать
его специфику и являться надежной основой для повышения качества проек­
тирования.
При проектировании КШМ в отдельных случаях возникает необходимость
решения задач кинематического и статического анализа. Их можно рассматривать
как частные случаи решения задач динамического анализа. Это позволяет не вы­
делять эти задачи в отдельные классы, а решать их в рамках общего подхода.
23.4. Математическое обеспечение автоматизированного
проектирования кузнечно-штамповочных машин
По степени использования технических средств при проектировании КШМ
методы проектирования можно разделить на неавтоматизированные, или ручные,
и автоматизированные. Ручные методы основаны на расчетных методиках, осо­
бенностью которых является использование аналитических, чаще всего алгебраи­
ческих зависимостей, представленных в явном виде относительно рассчиты­
ваемой величины, расчетных таблиц и графиков. Такие зависимости получены
на основе значительных допущений и упрощающих предположений и не могут
487
Раздел
VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
отразить всей сложности взаимосвязей выходных и внутренних параметров
(см. (23.2)). Расчеты, выполненные по этим зависимостям, в общем случае имеют
низкую точность и достоверность, а проектные решения, принятые на их основе,
не будут надежными. Поэтому после изготовления возможно несоответствие
КШМ требованиям ТЗ. В случае серийного производства выходом из положения
является изготовление опытного образца и его испытание, по результатам которо­
го в проект вносят изменения, улучшающие показатели качества до требуемых
в ТЗ. Это - путь физического моделирования, экспериментальной доводки, при
котором неизбежен экономический ущерб, связанный с изготовлением опытного
образца, притом тем больший, чем меньше серийность производства. В случае
проектирования уникальных КШМ этот путь неприемлем в связи со значитель­
ным риском потери больших финансовых ресурсов.
Автоматизированное проектирование появилось как результат стремления
заменить дорогостоящее и длительное физическое моделирование математичес­
ким, т. е. получением информации о проектируемом объекте с помощью мате­
матической модели (ММ). Под моделью понимается объект, который способен
замещать реальный объект или объект проектирования таким образом, чтобы
оперирование этой моделью позволяло получать полезную информацию о за­
мещаемом объекте. С этой точки зрения соотношение (23.2) представляет собой
ММ объекта проектирования. Математическое моделирование - это получение
информации о проектируемом или ином объекте, т. е. реализация ММ. Послед­
няя представляет собой один из видов промежуточного описания объекта проек­
тирования.
Большинство выходных параметров - функционалы. Под функционалом по­
нимается такое отношение, в соответствии с которым каждой функции из опре­
деленного класса соответствует значение некоторого числового параметра. Так,
КПД кривошипного пресса, который является выходным параметром, будет
(применительно к случаю асинхронного двигателя главного привода) опреде­
ляться очевидной зависимостью:
Ц
I1 = ^ f
,
(23.3)
з}^/ф/фЛ
причем
^Ф ^
/
^'
'
(23.4)
где ^ц - время цикла; PD - сила деформирования заготовки; v - скорость ползуна;
t - текущее время; U^ - фазное напряжение сети трехфазного тока; /ф - фазный
488
Глава
23. Принципы и содерэюание автоматизированного проектирования КШМ
ток; г,, Г2, Х|, ^2 - параметры схемы замещения фазы асинхронного двигателя;
S - скольжение двигателя.
В приведенной зависимости Ро, v, f/ф, /ф, s являются фазовыми перемен­
ными, т. е. переменными, изменение которых во времени определяет рабочие
процессы, протекающие в прессе. Величины г^, Г2, х,, Х2 представляют собой
внутренние параметры. Поэтому типичной является ситуация, когда выходные
параметры, с одной стороны, и внутренние и внешние - с другой, оказываются
связанными через фазовые, а также независимые (время и пространственные
координаты) переменные. В этом случае внутренние и внешние параметры в
ММ будут коэффициентами при фазовых переменных. Тогда ММ можно пред­
ставить в виде
9(Z)^LV(Z),
где 9(Z) - функция независимых переменных; L - некоторый оператор; V - век­
тор фазовых переменных; Z - вектор независимых переменных.
В выражениях (23.3) и (23.4) 9(Z) - искомый функционал (КПД пресса),
являющийся функцией независимой переменной /ц, оператор L содержит ин­
тегрирование в числителе и знаменателе, а также деление. Вектор фазовых
переменных V имеет своими компонентами упомянутые фазовые переменные
Р^), V, [/ф, /ф, являющиеся функциями времени (независимой переменной). Та­
ким образом, интересующие проектировщика выходные параметры могут
быть определены, если известны процессы, которые будут протекать в про­
ектируемом объекте (для случая, когда в число независимых переменных
входит время) или известно состояние объекта (для случая, когда независи­
мыми переменными являются только пространственные координаты). Источ­
ником известности процессов может быть ММ объекта. Чтобы ММ можно
было использовать для указанной цели, она должна удовлетворять опреде­
ленным требованиям.
Точность ММ - это степень соответствия результатов моделирования свой­
ствам реального объекта.
Универсальность ММ характеризуется степенью полноты отображения
моделью свойств реального объекта. ММ отображает конечное число свойств
объекта, в то время как число свойств самого объекта практически не огра­
ничено. Полнота отображения свойств объекта считается достаточной, если
ММ отображает все существенные, с точки зрения проектировщика, свойства
объекта.
Адекватность ММ - это способность отображать заданные свойства объек­
та с требуемой точностью.
Экономичность ММ характеризуется затратами труда проектировщика на
ее разработку, модификацию и реализацию, а также вычислительных ресурсов памяти и машинного времени.
489
Раздел
VLАВТОМАТИЗАЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
Определение процессов, протекающих в объекте проектирования, по суще­
ству является решением задачи анализа, имеющего чаще всего динамическое
содержание.
23.5. Методы и средства синтеза математических моделей
кузнечно-штамповочных машин
Большинство (до 90 %) задач анализа работы КШМ можно решить,
считая динамическую систему пресса системой с сосредоточенными пара­
метрами. Для этого случая ММ КШМ должна быть представлена в виде
системы обыкновенных дифференциальных уравнений, отражающих суще­
ственные, с точки зрения проектировщика, свойства машины, для решения
которых можно использовать один из известных методов интегрирования.
Наиболее распространенный способ получения (синтеза) ММ в таком виде
основан на использовании уравнения Лагранжа II рода. Он отличается тру­
доемкостью разработки ММ, резко возрастающей по мере отражения в мо­
дели большего числа свойств объекта, трудоемкостью модификации модели,
неизбежной при поиске структурного варианта объекта проектирования,
а также плохой обозримостью соответствия элементов ММ элементам объ­
екта проектирования.
В настоящее время получили развитие методы и средства автоматизации
синтеза и реализации ММ. К таким средствам относятся программные ком­
плексы (ПК) для анализа динамических систем с сосредоточенными парамет­
рами - ПА6, ПА7, Pradis, ПА9, Adams, Dames и др. Все названные комплексы
близки между собой по выполняемым функциям и привлеченным методам об­
работки данных. В дальнейшем в целях конкретизации автоматизацию проек­
тирования КШМ будем рассматривать применительно к ПК ПА9.
23.6. Программный комплекс ПА9 для анализа
динамических систем
Общая характеристика и адаптация ПК ПА9. Комплекс ориентирован
на системы с сосредоточенными параметрами любой физической природы и
инвариантен к предметным областям. Для возможности использования ПК
должен быть адаптирован к конкретной предметной области, в данном случае
к области проектирования КШМ. Адаптация ПК осуществляется разработкой
ММ элементов, характерных для данной предметной области, и включением
их в библиотеку ММ элементов комплекса.
Ориентированность ПК на системы с сосредоточенными параметрами не означает
невозможность их применения для анализа сплошных сред.
490
Глава
23. Принципы и содерэюание автоматизированного проектирования КШМ
Математические модели элементов. В качестве объектов для разработки
ММ элементов (ММЭ) выбраны типовые конструктивные элементы КШМ.
С точки зрения разработчика, ММЭ представляет собой систему уравнений,
описывающую существенные свойства элемента. Используемые уравнения
выражают фундаментальные физические законы или представляют собой ин­
женерные формулы, например строительной механики, прошедшие многолет­
нюю проверку практикой. Это обеспечивает высокую верность воспроиз­
ведения ММ процессов, протекающих в проектируемом прессе. Достаточность
полноты и глубины описания существенных свойств элемента в его ММ явля­
ется необходимым условием достаточности полноты и глубины отражения
свойств объекта в его ММ.
С точки зрения пользователя, ММЭ представляет собой определенность, ха­
рактеризующуюся именем (именами) модели, числом и порядком следования ее
полюсов, числом и порядком следования параметров модели, совокупностью
свойств элемента, воспроизводимых его моделью, а также сервисными возмож­
ностями. Состав библиотеки ММЭ кривошипных прессов с указанием их имен
приведен в табл. 23.1.
Имя ММЭ в виде цепочки символов латиницы, например DVPBTU, исполь­
зуется для употребления в текстах описаний в виде ссылок на модель. Другим
именем ММЭ является содержательный графический образ, который служит для
обращения к ММЭ.
Методы обработки данных. ПК ПА9 выполняет две основные функции:
синтез ММ объекта в виде системы обыкновенных дифференциальных уравне­
ний по исходному описанию объекта и решение ее одним из выбранных методов
интегрирования с представлением результатов в виде графиков изменения пере­
менных во времени и таблиц.
Таблица 23.1. Состав библиотеки ММЭ кривошипных прессов
Графический образ ММЭ
Имя ММЭ
Название элемента
Механические элементы
в-
DVPBTU
Двигатель постоянного тока
DVA
Трехфазный асинхронный двигатель
ч^^
491
Раздел
VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
Продолэюение табл. 23.1
Графический образ ММЭ
Имя ММЭ
Название элемента
Механические элементы
т
FRP
Фрикционная передача
KLRMP
Клиноременная передача
RDN
Зубчатая передача
ZACPCN
Зацепление прямозубое эвольвентное
PDU
Подшипник упорный
MUFTA
Муфта фрикционная
W
'А
492
Глава
23, Принципы и содерэюание автоматизированного проектирования КШМ
Продолжение табл. 23.1
Графический образ ММЭ
Название элемента
Имя ММЭ
I ^Механическиелементы
э
4
—1/
I/
I/
[/
у
1—•"
IL
-LJ
V
кI/ 2
TORMOZ
Тормоз фрикционный
FRMT
Фрикционная пара муфты (тормоза)
STRGN2
Сжимаемый/растягиваемый стержне­
вой элемент в двухмерном пространстве
STRGN3
То же в трехмерном пространстве
ZACKCN
Зацепление косозубое эвольвентное
KULMD
Кулачковый механизм
I/
I/
I/
I/
1
^^^^
2
1
2
1
2
3
1
2
(
i-
3
i
4
Г^П
И t^
ь^
-| 3
1 4
и^
i
4
5
1 6
{ КО—
1
4
2
I5
3
16
493
Раздел
VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
Продолжение табл. 23.1
Графический образ ММЭ
Имя ММЭ
Название элемента
Механические элементы
9
10
FRVL
Однородный цилиндрический участок
вала
SHARN2
Шарнир (подшипник) цилиндрический
NPR
Направляющие
SHLITC
Шлицевое соединение
BALKA2
Сжимаемый/растягиваемый и изгибае­
мый стержневой элемент в двухмер­
ном пространстве
TNGK
Технологическая нагрузка
11
12
41
Гг
^
1^
2~
494
о
^3
~4
Глава
23. Принципы и содерэюание автоматизированного проектирования КШМ
Продолэюение табл. 23.1
Графический образ ММЭ
Имя ММЭ
Название элемента
Механические элементы
VNTPR
Винтовая пара
MSVH
Муфта свободного хода
Элементы гидросистем
OGM
Обращаемая гидравлическая машина
(насос, гидромотор)
AGGD
Аккумулятор газогидравлический
RP32GD
Распределитель трехлинейный двухпозиционный гидравлический
AGGD
1Р
"Я^
495
Раздел
VL АВТОМА ТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
Продолэюение табл. 23.1
Графический образ ММЭ
Имя ММЭ
Имя модели элемента, название элемента
Элементы гидросистем
О
CLGD
П
5
Клапан предохранительный
гидравлический
KLOBGD
Клапан обратный гидравлический
SMGD
Сопротивление местное
гидравлическое
CLGD
Цилиндр гидравлический
CLGD2D
Цилиндр гидравлический поворотный
Г
4
3
CLGD2D
Г
п
7
496
KLPRGD
6
Глава
23. Принципы и содержание автоматизированного проектирования КШМ
Продолж:ение табл. 23.1
Графический образ ММЭ
Имя ММЭ
Имя модели элемента, название элемента
Элементы пневмосистем
>
RSVR
1(Р)
3(Р)
2(Т)
4(Т)
RSVR
Ресивер
RP32PN
Распределитель трехлинейный
двухпозиционный пневматический
KLPRPN
Клапан предохранительный
пневматический
KLOBPN
Клапан обратный пневматический
SMPN
Сопротивление местное пневматическое
RTPN
Источник рабочего тела пневмосистем
3(Р) 4(Т) 5(Р) 6(Т)
1(Р) 2(Т)
1(Р)
zxwz
2(Т)
3(Р)
4(Т)
3(Р)
2(Т)
4(Т)
1(Р) ,
3(Р)
2(Т)
4(Т)
1(Р)
RTPN
2(Т)
497
Раздел
VI. АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
Продолсисение табл. 23.1
Графический образ ММЭ
Имя ММЭ
Имя модели элемента, название элемента
Элементы пневмосистем
1(Р)
5j_
2(Т)_
3(Р)_
CLPN
4(Т)|
h
CLPN
Цилиндр пневматический
CLPN2D
Цилиндр пневматический поворотный
Г
Ж
51
6
UP)J
2(ТЛ
3(Р)|
4(Т)]
CLPN2D
1
] 0|
Г
9
8|
Логические элементы
^
KV
Конечный выключатель
RD
Реле давления дифференциальное
J-L
498
Глава
23. Принципы и содерэюание автоматизированного проектирования КШМ
Окончание табл. 23.1
Графический образ ММЭ
Имя ММЭ
Название элемента
Логические эл ементы
1-о"о—
л
KN
Кнопка включения
RV
Реле времени
AND
Элемент 3-И
OR
Элемент 3-ИЛИ
NOT
Элемент НЕ
TRIG
RS-триггер
&1
1 1
1
h-
—[ll\
Т
[<
П р и м е ч а н и е . Цифры на графическом образе элемента соответствуют принятой
в ММ нумерации полюсов.
499
Раздел
VLABT0AL4ТИЗАЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
Качественная определенность объекта задается его структурой, количест­
венная - значениями параметров элементов. Структура объекта отражается
в топологии модели назначением состава элементов и указанием связей между
ними. Соединения полюсов моделей образуют з;:?лы топологии.
В ПК ПА9 используется метод узловых потенциалов, или узловой метод
синтеза ММ. В каждый момент процесса интегрирования состояние каждого
узла топологии определяется фазовой переменной типа потенциала, а состояние
каждого полюса модели - фазовой переменной типа потока. Фазовой перемен­
ной типа потенциала называется переменная, для которой справедлив второй
закон Кирхгофа или его аналог в системе иной физической природы (табл. 23.2).
Для электрических систем фазовая переменная типа потенциала представляет
собой электрическое напряжение. Аналогом второго закона Кирхгофа в механи­
ческих системах является закон сложения скоростей, согласно которому в лю­
бой системе тел сумма разностей скоростей между любыми двумя телами равна
нулю, если при переходе от одного тела к другому мы возвращаемся к исходно­
му. В узловом методе формирования ММ определяемыми на каждом шаге ин­
тегрирования являются узловые потенциалы.
Фазовой переменной типа потока называется переменная, для которой спра­
ведлив первый закон Кирхгофа или его аналог в системе иной физической при­
роды (см. табл. 23.2). Для электрических систем фазовая переменная типа
потока представляет собой электрический ток. Аналогом первого закона Кирх­
гофа в механических системах является закон равновесия сил (включая силы
Д'Аламбера), приложенных к какому-либо телу.
Таблица 23.2. Фазовые переменные физических систем
Фазовые переменные
Физическая система
типа потока
типа потенциала
Электрическая
Ток
Напряжение
Механическая
Сила, момент сил
Скорость, угловая
скорость
Объемный расход,
производительность
Давление
Тепловой поток
Температура
Гидравлическая,
пневматическая
Тепловая
Согласно узловому методу, вычислительное ядро ПК назначает для каждо­
го узла топологии значение фазовой переменной типа потенциала из условия
равенства нулю невязки в каждом узле. Невязка равна сумме фазовых пере­
менных типа потока во всех полюсах моделей, соединение которых образовало
узел топологии. Равенство нулю невязки является выражением первого закона
500
Глава
23. Принципы и содерэюание автоматизированного проектирования КШМ
Кирхгофа или его аналога в системе иной физической природы. В механичес­
ких системах равенство нулю невязки является выражением условия равнове­
сия сил, в гидравлических и пневматических системах - условия неразрыв­
ности среды.
Результатом синтеза ММ объекта проектирования является система обык­
новенных дифференциальных уравнений, получаемая без непосредственного
участия пользователя и скрытая от него. Порядок системы уравнений определя­
ется числом узлов топологии. Методы синтеза ММ и ее решения инвариантны
по отношению к физической природе объекта. Поэтому в ММ объекта проекти­
рования могут быть представлены входящие в состав объекта механические,
электрические, гидравлические, пневматические, информационные подсистемы,
а также их совокупность.
Система дифференциальных уравнений решается одним из методов интег­
рирования по выбору пользователя. Библиотека методов интегрирования ПК
ПА9 в состоянии поставки содержит неявный метод Эйлера (1-го порядка)
и метод трапеций. Библиотека открыта для включения в нее иных методов ин­
тегрирования.
ПК ПА9 имеет библиотеку методов одномерной и многомерной оптимиза­
ции. В состоянии поставки ПК ПА9 библиотека содержит методы полного пере­
бора, половинного деления, золотого сечения, квадратичной интерполяции, слу­
чайного поиска, метод Нелдера-Мида.
Схемный графический редактор. С помощью схемного графического ре­
дактора создают исходное описание объекта проектирования и задание на рас­
чет, указывают объем вывода результатов. Окно схемного графического ре­
дактора открывается при загрузке комплекса и содержит поле схемы с сеткой
и главное меню («Файл», «Вид/Правка», «Окно», «Команды»).
Топологию ММ создают размещением на поле схемы графических образов
ММЭ и назначением связей между ними. Для этого выбирают команды «Окно»
(главное меню) и «Образцы компонентов», физическую природу элемента
(«Механика», «Гидравлика», «Пневматика», «Логика» и др.) или его функцио­
нальное назначение («Оператор», «Базовый компонент», «Математика», «Опти­
мизация» и др.) и сам элемент (см. табл. 23.1). Размещение элементов осу­
ществляют с привязкой к сетке поля схемы. Связи между элементами создают
соединением полюсов моделей.
Каждый полюс ММЭ механической природы соответствует одной из ко­
ординат одно-, двух- или трехмерного геометрического пространства. В соеди­
нении полюсов участвуют полюса одной и той же координаты. Обра­
зующийся при этом узел соответствует той же координате геометрического
пространства. Полюса ММЭ электрической, гидравлической, пневматической
природы, а также логических соответствуют входам и выходам самих эле­
ментов. Для элементов пневматической природы каждому входу (выходу)
элемента соответствует пара полюсов: «гидравлический» и тепловой. Степень
501
Раздел
VLАВТОМАТИЗЛЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
подробности представления структуры объекта в его ММ определяется харак­
тером решаемой расчетной задачи.
Количественная определенность объекта проектирования задается значе­
ниями параметров элементов. Окно параметров открывается, если щелкнуть по
графическому образу ММЭ. Созданное таким образом описание ММЭ объекта
проектирования достаточно для ее реализации.
Задание на расчет состоит из одного или нескольких операторов, чаще все­
го динамического анализа. Оператор устанавливают на свободной части поля
схемы командами «Окно», «Образцы компонентов», «Базовые компоненты»
самого оператора. В последнем задают метод интегрирования и параметры
управления вычислительными процессами: модельное время; минимальный,
максимальный и стартовый шаги интегрирования; точность интегрирования
и др. Окно параметров управления открывается, если щелкнуть по изображе­
нию оператора.
Результаты расчета представляются в виде графиков и массивов числовых
значений переменных. Для вывода переменных служат индикаторы. Индикато­
ры фазовых переменных типа потенциала и интеграла фазовой переменной типа
потенциала присоединяют к соответствующему узлу топологии. Индикаторы
фазовых переменных типа потока включают в разрывы связей топологии.
ПК ПА9 предусматривает возможность определения так называемых рас­
четных переменных, которые по своей природе не являются фазовыми (напри­
мер, энергетические показатели, напряжения в деталях и др.), но представляют
интерес для проектировщика. Вывод расчетных переменных осуществляют
с помощью универсальных индикаторов, свободно размещаемых на поле схемы
без привязки к другим элементам. Индикатор устанавливают командами «Ок­
но», «Образцы компонентов», «Базовые компоненты». Для индикатора задают
цвет кривой на графике, значения переменной на верхней и нижней осях графи­
ка или включают режим автокорректировки пределов и другие атрибуты. Для
универсального индикатора указывают расчетную переменную, которую необ­
ходимо определить. Окно атрибутов индикатора открывается, если щелкнуть по
изображению оператора.
ПК ПА9 имеет встроенные средства вычисления других величин, получае­
мых путем математических преобразований значений фазовых и расчетных пе­
ременных, определяемых в моделировании. Для этого используют элементы,
выполняющие основные математические операции: сложение, умножение, воз­
ведение в степень, извлечение корня, вычисление алгебраических и тригономет­
рических функций, дифференцирование, интегрирование и др. Для математи­
ческих преобразований величин на поле схемы размещают графические образы
элементов соответствующих математических операций и соединяют их входы
и выходы.
Графический образ устанавливают командами «Окно», «Образцы компо­
нентов», «Математика». Математические преобразования значений фазовых
502
Глава
23. Принципы и содерэюание автоматизированного проектирования КШМ
и расчетных переменных при моделировании выполняются параллельно процес­
су интегрирования.
На получаемых графиках для каждой переменной указываются ее название,
выбранное пользователем, а также значения на верхней и нижней осях графика.
Сама кривая, ее название и значения на осях графика имеют одинаковый цвет,
установленный пользователем. Числовые значения переменных могут быть оп­
ределены для любой точки любого графика с помощью курсора.
На графиках, непосредственно полученных в результате моделирования, пе­
ременные выведены в функции времени. ПК ПА9 позволяет представить пере­
менные в функции любой другой переменной, имеющейся на графике. Это дает
возможность практически без дополнительных затрат труда и времени получать
интересующие проектировщика графики, например индикаторные диаграммы
работы молотов.
23.7. Особенности проектирования кузнечно-штамповочных
машин с использованием программных комплексов
анализа динамических систем
В соответствии со сложившейся практикой проектирования КШМ сначала
принимаются проектные решения конструктивного характера, что неизбежно
сопровождается назначением внутренних параметров X, а затем расчетным пу­
тем проверяется соответствие принятых проектных решений техническим тре­
бованиям (см. (23.1)). Это соответствует решению уравнения (23.2) относительно
вектора выходных параметров Y. Такой расчет носит проверочный характер.
Проектный расчет используют ограниченно, например при предварительном опре­
делении основных размеров коленчатых валов кривошипных прессов по номи­
нальному усилию. В этом случае зависимость (23.2) решается относительно вектора
внутренних параметров X. Однако и при использовании проектного расчета ка­
чество принятых решений обязательно оценивается проверочным расчетом.
Таким образом, проверочный расчет является основным средством коли­
чественного обоснования принимаемых проектных решений. В этой части мате­
матическое моделирование не вносит в практику проектирования КШМ какихлибо изменений, потому что анализ является по существу проверочным расче­
том. Основной смысл применения моделирования заключается в повышении
качества проектных решений на основе высокой достоверности результатов рас­
чета, возможности их получения в любом объеме, необходимом и достаточном
для принятия проектных решений.
Возможности современных ПК анализа динамических систем, в частности
ПА9, позволяют выполнять исчерпывающий динамический анализ проектируе­
мого, а потому еще реально не существующего устройства, улучшать его до по­
лучения работоспособного или оптимального варианта проектного решения или
503
Раздел
VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
убеждаться в его невозможности при имеющемся ТЗ. ПК успешно преодолевают
проблемы многомассовости и нелинейности динамических систем. Число степе­
ней свободы, при котором с помощью ПК может быть получено решение анали­
зируемой задачи, достигает нескольких тысяч. Решение получается при наличии
в динамической системе проектируемого объекта элементов как с мягкой, так и
с жесткой нелинейностью, например типа Кулонова трения или зазоров в кине­
матических парах, когда характеристики элементов представляют собой недифференцируемые функции. При решении задачи анализа автоматически рас­
крывается статическая неопределимость, учитывается изменение числа степеней
свободы механических систем. Опыт решения практических задач подтверждает
достоверность получаемой с помощью ММ информации о процессах, проте­
кающих в проектируемом объекте.
Современные ПК предоставляют большие возможности и удобства для по­
лучения проектировщиком самой разнообразной информации о проектируемом
объекте без больших затрат труда и времени. Поэтому ПК анализа динамичес­
ких систем в настоящее время можно рассматривать как основное средство про­
ектирования КШМ.
Глава 24. ПРОЕКТИРОВАНИЕ КУЗНЕЧНОШТАМПОВОЧНЫХ МАШИН
24.1. Кривошипные прессы
Проектирование многозвенных исполнительных механизмов.
Проектирование многозвенных исполнительных механизмов кривошипных
прессов включает в себя:
1) синтез кинематической схемы;
2) предварительное назначение ее параметров, т. е. размеров элементов и их
исходных положений;
3) корректировку параметров кинематической схемы до получения желатель­
ных значений параметров закона движения ползуна.
Решение двух первых задач носит творческий характер и опирается на су­
ществующий опыт проектирования, общетехнические представления и интуи­
цию проектировщика (см. § 2.5). Решение третьей задачи поддается формали­
зации, а подходы к нему одинаковы для механизмов с любой кинематической
схемой. При этом к результатам проектирования на первых двух этапах не
предъявляют высоких требований в отношении их качества. Нужно полу­
чить лишь работоспособный вариант, который будет улучшен при решении
третьей задачи.
504
Глава 24. Проектирование кузнечно-штамповочныхмашин
Список значений параметров закона дви­
L3,a3
жения ползуна определяется назначением ме­
ханизма. Исполнительные механизмы при­
Ll,al
жимных ползунов листоштамповочных прессов
должны обеспечивать необходимые значения
хода ползуна, угла опережения прижимного
L8,a8
ползуна, продолжительности выстаивания в ниж­
нем положении, отхода ползуна от крайнего
L9,a9
нижнего положения во время выстаивания,
а многозвенные главные исполнительные меха­
низмы самих прессов - необходимый ход и ми­
нимальную скорость ползуна при деформиро­
вании заготовки.
Рис. 24.1. Кинематическая схема
Проектирование многозвенного исполни­ ветви главного исполнительного
тельного механизма рассмотрим на примере механизма четырехкривошипноглавного исполнительного механизма четы- го листоштамповочного пресса
рехкривошипного листоштамповочного пресса простого действия
простого действия (рис. 24.1). Исполнительный
механизм показан в положении, соответствующем положению ползуна в конце
хода вниз. Ход ползуна пресса 5тах ==0,8 м, начало деформирования соответст­
вует перемещению ползуна на 0,85'тах = 0,64 м.
Предварительно назначенные параметры кинематической схемы и обозна­
чения элементов на топологии (рис. 24.2) приведены в табл. 24.1. Угловые по­
ложения элементов L6, L7 и L8 являются зависимыми от других параметров и
вычисляются через них по тригонометрическим зависимостям. Вращение кри­
вошипа механизма воспроизводится источником фазовой переменной типа по­
тенциала (элемент W1), в данном случае угловой скорости (см. рис. 24.2).
Вывод результатов моделирования осуществляется индикаторами «ПЕРЕМЕ­
ЩЕНИЕ ПОЛЗУНА» и «СКОРОСТЬ ПОЛЗУНА». Согласно результатам моде­
лирования (рис. 24.3, а), максимальная скорость ползуна на этапе рабочего хода
равна 0,542 м/с, минимальная - 0,425 м/с. Задачу корректировки параметров
кинематической схемы можно поставить и решить как задачу безусловной оп­
тимизации. Критериями оптимизации приняты максимальная скорость ползуна
на участке рабочего хода и отклонение его полного хода от заданного. Целевую
функцию формируют как аддитивный критерий со следующими весовыми
коэффициентами при частных критериях: 0,00001 для максимальной скорости
ползуна на участке рабочего хода и 0,99999 для отклонения полного хода ползуна
от заданного. В качестве параметров оптимизации принимают длины элементов
кинематической схемы и их начальные угловые положения. Оптимизацию осуще­
ствляют методом Нелдера-Мида. Согласно результатам моделирования (рис. 24.3, б),
максимальная скорость ползуна на этапе рабочего хода стала 0,416 м/с, что в 1,3 раза
505
ОАЭ : КА4(И0 ШЫ
^Шт ii^/r|Mifi^ <шт Шшшш
0ГЮ1»АЭ»СЦЭ*ТРИ}«А1/1й
№И90ШИП«
Ш1 Biiiiiilfc
\mfi^mv^ \2
(по^од^кз;
ШАРНИР 23} t^mo фройь{СТА;^
llgi
Рис. 24.2. Топология ветви главного исполнительного механизма четырехкривошипного листоштамповочного пресса простого
действия
1Са4040 STEP4 ; O^oaiwc
ШШШ!
:!5
ПЕРЕМЕЩЕНИЕ ПОЛЗУНА
; СКОРОСТЬ ПОЛЗУНА
-1
.-5
и 8551
Jlnipiv^rkjizoomf [^
Ка4040 STEP4
.-I. ^1МЗ.§ш%ш%^)....,.
Оупаиме
ШИШ;
-^#да''c-il^'':Шшwш.- Ш Ф - tmmnm
:о
1
!5
1
V\.
ПЕРЕМЕЩЕНИЕ ПОЛЗУНА
<
\ ж,
\ т
;
СКОРОСТЬ ПОЛЗУНА
/
|
У '
1
со
о"
ПЕРЕМЕЩЕНИЕ П0'ЛЗУНД|
^СКОРОСТЬ ПОЛЗЖА
1
^
f
П
"х:7 •
1
- -- Шш<^
:-%",;{j^- ^..^-г_>:г5 =^^mej:3 ----;^^^W9^W^P}1 1.^..,^...^.....^..^ш.^.^.^.
„Л-^х^йалаЕшшш.™^^
1
1
_.--: '-' '--"°: -- J l J i l f
Рис. 24.3. Результаты моделирования работы ветви главного исполнительного ме­
ханизма при исходных значениях его параметров (а) и после оптимизации (б)
Раздел
VI. АВТОМАТИЗЛЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
Таблица 24.1. Параметры кинематической схемы и обозначения элементов
на топологии ветви главного исполнительного механизма
листоштамповочного пресса
Обозначение
на рис. 24.1
Длина, м
Начальное угловое
положение, рад
Обозначение на топологии
L1
L2
L3
L4
L5
L6
L7
L8
L9
0,190
1,235
0,374
0,410
1,362
0,670
0,580
0,760
0,660
2,307
2,635
4,651
4,651
5,816
3,972
КРИВОШИП 1
ПОВОДОК 2
ПЛЕЧО КОРОМЫСЛА 3
ПЛЕЧО КОРОМЫСЛА 4
ПОВОДОК 5
ПОВОДОК 6
ПОВОДОК 7
ПОВОДОК 8
ШАТУН 9
меньше исходной. Оптимизация выполнена за 139 шагов. Значения параметров
механизма, которые получены в результате оптимизации, приведены в табл. 24.2.
Описанный подход сохраняется для многозвенных исполнительных механиз­
мов любой структуры и сложности. Отличия в решении третьей задачи проектиро­
вания многозвенных исполнительных механизмов иной структуры будут связаны
с формированием целевой функции в соответствии с требуемыми служебными
свойствами механизма и назначением прямых и функциональных ограничений.
Таблица 24.2. Значения параметров механизма после оптимизации
Обозначение
элемента
на рис. 24.1
L1
L2
L3
L4
L5
Длина,
0,190
1,403
0,374
0,398
1,362
Начальное
угловое
положение, рад
Обозначение
элемента
на рис. 24.1
Длина,
м
Начальное
угловое
положение, рад
2,307
2,298
4,651
4,651
5,816
L6
L7
L8
L9
0,670
0,580
0,760
0,660
1,681
0,381
5,649
3,972
Основной задачей при проектировании исполнительных механизмов отно­
сительно простой структуры (кривошипно-ползунных, кривошипно-коленных,
кривошипно-шарнирных и др.) является кинематический анализ. Ее решение
является составной частью решения задачи проектирования многозвенных ис­
полнительных механизмов кривошипных прессов, которое рассмотрено выше.
Проектирование кулачковых механизмов. Математическое моделирование
позволяет отказаться от поиска наилучшего закона движения толкателя кулачко­
вого механизма среди ограниченного множества таких законов и решить задачу
синтеза профиля кулачка в общей постановке: найти оптимальный профиль ку508
Глава
24, Проектирование кузнечно-штамповочныхмашин
лачка по выбранному критерию или их совокупности. Для этого конструк­
тивный профиль кулачка задают в полярной системе координат значениями
угловых координат, которые отсчитывают от точки, принятой в качестве на­
чальной, и их радиусов-векторов. Координаты вводят как параметры матема­
тической модели кулачкового механизма KULMD. Участки профиля между
точками, задающими конструктивный профиль кулачка, определяются куби­
ческими сплайнами:
р/ = р/о + р/ i(a - а/о) + р/2(ос - a/of + р/з(а - а/о)^
при а/о <а<а(/+1)о,
где р/, а - текущий радиус-вектор и угловая координата какой-либо точки про­
филя кулачка; р/о, р/ь Р/2 и р/з - коэффициенты сплайна; / - порядковый номер
участка профиля между соседними точками, задающими профиль; а/о - началь­
ная точка /-Г0 участка профиля.
Сплайны рассчитываются в математической модели кулачкового механизма
из условия непрерывности функции, описывающей весь профиль кулачка, а также
первой и второй ее производных по угловой координате и используются для вы­
числения в модели координат точек контакта (при его наличии) ролика с ку­
лачком. Весь профиль кулачка в общем случае состоит из участков постоянного
радиуса и рабочих участков. Основой методики синтеза профиля кулачка является
его оптимизация на каждом из рабочих участков по одному или нескольким кри­
териям. Первоначально каждый из оптимизируемых участков задают крайними
точками. Затем выполняют моделирование.
Оптимизируемый участок делится в угловом отношении пополам с полу­
чением при этом новой точки участка. По коэффициентам сплайна вычисля­
ется радиус-вектор этой дополнительной точки. Проводится оптимизация
профиля по выбранному критерию с принятием новой точки в качестве управ­
ляемого параметра. Каждый из участков, полученных при делении рабочего
участка, вновь делится пополам с образованием новых точек профиля - второй
этап оптимизации. На этом и последующих этапах радиус-векторы всех новых
точек принимаются в качестве управляемых параметров. Каждый следующий
этап оптимизации выполняется после очередного деления участков. Синтез
профиля кулачка проиллюстрируем на трех примерах.
1. Найти профиль кулачка привода механизма выталкивателя штамповочно­
го автомата, обеспечивающий минимальное значение контактных сил в паре
кулачок - ролик и повышающий долговечность механизма. Кинематическая схе­
ма механизма приведена на рис. 24.4.
Синтез профиля кулачка выполним с помощью математической модели ме­
ханизма. Соответствие элементов кинематической схемы и топологии механизма
(рис. 24.5) показано в табл. 24.3. Для оптимизации профиля кулачка используем
метод Гаусса-Зейделя.
509
Раздел
VI. АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
1
23
4
Рис. 24.4. Кинематическая схема механизма
выталкивателя штамповочного автомата:
1 - кулачок; 2 - подшипник ролика; 3,9 — толкатели;
4 - подшипниковая опора толкателя; 5 - рычаг;
6,8- шарниры; 7 - поводок
На рис. 24.6 приведены результаты моделирования рабочего хода механизма
выталкивателя до и после оптимизации профиля. Максимальное значение кон­
тактной силы в паре кулачок - ролик для найденного профиля кулачка составило
518,09 Н.
Таблица 24.3. Соответствие обозначений элементов механизма выталкивателя
на кинематической схеме и топологии
Позиция на
рис. 24.4
Элемент
Обозначение элемента
на топологии
7
2
3
4
5
6
7
8
9
Кулачок
Подшипник ролика
Толкатель качающийся
Подшипниковая опора толкателя
Рычаг
Шарнир
Поводок
Шарнир
Толкатель
КМ
ПОДШ. Р0ЛИ1СА
ТОЛКАТЕЛЬ
ОПОРА ТОЛКАТЕЛЯ
РЫЧАГ
ШАРНИР 1
ПОВОДОК
ШАРНИР 2
ТОЛКАТЕЛЬ
Имя привле­
ченной мо­
дели
KULMD
SHARN2
BALKA2
SHARN2
BALKA2
SHARN2
BALKA2
SHARN2
NPR
2. Найти профиль кулачка привода штамповочного автомата для механизма
отрезания заготовки от прутка, обеспечивающий максимальную скорость ножа
отрезного инструмента втулочного типа при его перемещении от исходного по­
ложения на 2,9 мм. Радиусы участков постоянного радиуса равны 62,5 и 80 мм;
угол рабочего участка профиля кулачка 60°.
Постановка задачи связана с тем, что с повышением скорости отрезания по­
вышается качество торца заготовки, а втулочный типа отрезного инструмента
ограничивает ход ножа до начала отрезания.
510
ПАЗ K4S0 СНВ MIM ОРТ А
ФеШ^ iHi/flpcii*» Окне
Шт^
Рис. 24.5. Топология механизма выталкивателя штамповочного автомата
mmmi
ПГА'315 : Dynamic
'"^Ш^ВШ 'Фм^Ш-^у.^^уЩшШ'^
-ш
10 03
^12500
-12500
J 2500
: ПГД-315 : Oynamie Щут / Мале
шви
тшт..,Ш1
Переменная
Time
КОНТАКТНАЯ СИЛА
Максимум
0.05
813.3436
:tyrOii ПОеОРО ьй КУЛ^ЧКД]
.!ВЕРТ.ПЕРЕМЕЩ РОЛИКА
;}гоРиз с о с т конт силы
JBEPT.COCT конт силы
{КОНТА^СГНАЯ СИЛА
""^^^ЖТ^Т^-
гориз.сост конт..силы
силы
\ /
ВЕРТ.СОСТ КОНТ.СИЛЫ
ВЕРТ.ПЕРЕМеЩ РОЛИКА ^
4-2500
1-2500
1-2500
ШЁм1,--1
т = 0.05 (завершено;
'дшено^
ПГА-315 : Dynamic
;
^^^Ш^Ш^Шш^ш^^'^^:-
•;.;.;:;:у;::^;^^^^^^^
ПГА-315 : Dynamic |Ии« / Макс з н а ш . . . Ш | ^ Н
^10,03
:i2500
Л2500
^12500
Й Ш Э Ш ^ЗШШйХГол|к^оротА]<>^^
:1УГ0Л ПОВОРОТА КУЛАЧКА]
.[ВЕРТЛЕРЕМЕЩРОЛИКД
'ГОРИЗ,СОСТ,КОНТ.СИЛЫ
ВЕРТООСТ.КОНТСИЛЫ
КОНТАКТНАЯ СИЛА
-50
О
-2500
Ч-2600
U-2500
InitliWorkI \
g^ggwuaiggwg
Д^Д2£«ЙВ1£ЕШ2Ш1
Рис. 24.6. Результаты моделирования рабочего хода механизма выталкивателя
до (а) и после (б) оптимизации профиля
Глава 24. Проектирование кузнечно-штамповочныхмашин
Оптимизацию выполним методом Гаусса-Зейделя. Данные процесса опти­
мизации приведены в табл. 24.4. В таблице опущены промежуточные данные
для каждого этапа, а указаны значения для его начала (числитель) и конца (зна­
менатель). Видно, что в результате синтеза профиля кулачка с использованием
математического моделирования удалось достичь скорости отрезания 1 м/с при
ходе разгона 2,9 мм.
Таблица 24.4. Значения параметров оптимизации механизма
отрезания заготовки от прутка
Номер
этапа
оптимиза­
ции
Значение радиус-вектора, мм, при угловых координатах границ
деления рабочего участка профиля кулачка, град
Скорость
отрезания,
м/с
7
15
22
30
37
45
60
1
-
-
-
71,40
76,20
-
-
-
0,372
0,547
2
-
67,50
65,15
-
76,20
76,20
-
79,74
79,60
-
0,549
0,738
3
62.88
62,90
65,15
65,15
70,21
70,21
76,25
76,25
78,91
78,91
79,74
79,74
79,94
79,94
0,738
0,742
4
62,90
62,90
65,15
65,11
70,21
70,21
76,25
76,25
78,91
78,91
79,74
79,74
79,94
79,94
0,742
0,750
5
62,90
62,90
65,11
65,11
70,21
70,30
76,25
76,25
78,91
78,91
79,74
79,74
79,94
79,94
0,750
0,752
6
62,90
62,90
65,11
65,11
70,30
70,30
76,25
78,90
78,91
78,91
79,74
79,74
79,94
79,94
0,753
1,00
Примечание. Здесь и в табл. 24.5 в числителе - для начала, а в знаменателе - для
конца этапа оптимизации.
3. Найти профиль кулачка привода механизма переноса заготовки между
позициями штамповки, обеспечивающий минимальное значение максимальной
скорости переноса. Радиусы участков постоянного радиуса равны 87,353 и 150 мм;
угол рабочего участка профиля кулачка 137°.
Постановка задачи связана с тем, что движение заготовки происходит по ду­
ге окружности с действием на нее центробежных сил, которые могут привести
к выбросу заготовки из захвата.
Оптимизацию выполним методом Гаусса-Зейделя. Ее результаты приведе­
ны в табл. 24.5, причем данные указаны для начала (числитель) и конца (знаме­
натель) каждого этапа оптимизации. Видно, что в рез)^льтате синтеза профиля
кулачка с использованием математического моделирования удалось снизить
скорость переноса заготовки с 2,03 м/с до 1,35 м/с, т. е. в 1,503 раза, а нормаль­
ное ускорение и центробежную силу - в 2,26 раза.
513
Раздел
VLАВТОМАТИЗАЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
Таблица 24.5. Значения параметров оптимизации механизма
переноса заготовки при штамповке
Номер этапа
оптимизации
Значение радиус-вектора, мм, при угловых координатах
границ деления рабочего участка профиля кулачка, град
Максимальная
скорость пе­
реноса, м/с
17
34
51
68
86
103
120
1
-
-
-
118,3
118,0
-
-
-
2,03
1,93
2
-
98,0
101,0
-
118,0
117,1
-
139,0
135,4
-
1,93
1,35
3
90.9
91,2
10L0
101,0
109,9
109,9
117,1
117,1
125,5
125,5
135,4
135,4
145,0
145,0
1,35
1,35
Расчеты элементов пресса на прочность и эюесткостъ
Расчет допускаемой силы на ползуне по усталостной прочности колен­
чатого вала. Рассмотрим этот расчет на примере коленчатого вала пресса К460
с номинальным усилием 0,63 МН и максимальным ходом ползуна 0,4 м. Его
конструктивная схема показана на рис. 24.7.
Вал выполнен из стали 40Х. Для расчета допускаемой силы на ползуне необ­
ходимо создать математическую модель коленчатого вала и смежных устройств,
влияющих на его прочность: зубчатой передачи и главного исполнительного ме­
ханизма. Топология вала приведена на рис. 24.8. Для полноценного учета упругих
свойств вала с подшипниками цапфы и шейку вала в зоне их контакта с подшип­
никами разделим на 15 участков. Это позволит также определить закон, по кото­
рому сила распределяется по длине опор и шейки коленчатого вала.
11 12-15 16
1
^^^^^^
^
^
^^^:^^^^^^^
S
10
2-4
6-9
U
17
rvTTi
Рис. 24.7. Конструктивная схема коленчатого вала пресса К460:
1-9 - участки левой цапфы вала; 10, 11, 16, 17 - фиктивные участки цапфы шейки, учи­
тывающие ширину щек коленчатого вала; 12-15 - участки шейки коленчатого вала
514
шшштш
шШЯ--'"'
::1Ш
FR2S
^g
я1
f l i 1Т«реммш|ени# пояаум*
•TN§
ШШ\ШЩШЙШВЯИйМШЙЙШЯИ1ЯЙИ1ЯМйй
Рис. 24.8. Топология коленчатого вала пресса К460
ШМШШММйШШШШШВ
йЯ\\^^Ш^^Ш^^^Ш^Ш^^^^В^Ш^^Ш1
Раздел
VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
В топологии модели участки вала представлены элементами FR1-FR25
(модель FRVL, см. табл. 23.1), а прилегающие к ним участки подшипников эле­
ментами SH1-SH25 (модель SHARN2). В зонах участков 2-4, 6-9, 12-15 со­
средоточиваются рабочие нагрузки, и поэтому их протяженность меньше осталь­
ных. Щеки вала представлены элементами BL и BR (модель BALKALU2).
Ширину щек учитываем фиктивными участками 10, 11, 16, 17 цапф и шейки вала.
Зубчатая передача представлена элементом ZP (модель ZACPCN), главный ис­
полнительный механизм - моделями шатуна (BALKALU2), направляющих
(NPR) и технологической нагрузки (TNGK) или постоянной силы (TN). Враще­
ние вала воспроизводим с помощью модели источника фазовой переменной ти­
па потенциала (элемент W), в данном случае угловой скорости.
Модель однородного цилиндрического участка вала FRVL дает возмож­
ность определить допускаемую силу на ползуне по прочности коленчатого вала.
Для расчета допускаемой силы на ползуне введем постоянную нагрузку на пол­
зуне, равную номинальному усилию пресса и направленную вверх. Приложение
постоянной нагрузки воспроизводим с помощью модели источника фазовой пе­
ременной типа потока (элемент ТС). При этом в полюсах модели FRVL на каж­
дом шаге интегрирования вычисляются в виде фазовых переменных типа потока
поперечные силы, изгибающие и крутящие моменты, осевые силы сжатия.
В модели FRVL по формулам (3.22) и (3.25) вычисляются нормальные и полные
касательные напряжения, а по формуле (3.26) - запас прочности коленчатого
вала в выбранных сечениях. Допускаемая сила на ползуне определяется как рас­
четная переменная путем умножения номинального усилия пресса на вычислен­
ный запас прочности и деления полученного значения на требуемый запас
прочности с учетом коэффициента долговечности к^ аналогично его учету
в (3.27). Все названные вычисления выполняются для углов координации ф, рав­
ных О, 15, 30, 45, 60, 75 и 90° одновременно. Вывод графиков допускаемой силы
на ползуне по прочности коленчатого вала для каждого из указанных углов ко­
ординации осуществляется с помощью универсальных индикаторов PDO, PD15,
PD30, PD45, PD60, PD75, PD90 для сечения В-В и PDSH для сечения Е-Е
(рис. 24.8; см. также рис. 3.4).
Графики допускаемой силы на ползуне, полученные моделированием при
угле поворота коленчатого вала от О до 90°, представлены на рис. 24.9. Горизон­
тальная прямая /^ном соответствует номинальному усилию пресса. Как видно на
графиках, на различных этапах работы исполнительного механизма прочность
вала в сечении В-В определяется точками вала с различными значениями угла
координации. Так, при угле поворота коленчатого вала от О до 6,17° точка сече­
ния В-В, определяющая прочность вала, имеет угол координации ф = 90°; от 6,17
до 17,34° - ф = 75°; от 17,4 до 26,4° - ф = 60°; от 26,4 до 33,1° - ф = 45°; от 33,1
до 38,9° - ф == 30° и от 38,9 до 90° - ф = 0°. График допускаемых сил на ползуне
представляет собой огибающую полученных кривых, составленную из указан­
ных участков.
516
г л ава 24. Проектирование кузнечно-штамповочных машин
ттштт
Рис. 24.9. Графики допускаемой силы на ползуне, полученные моделированием при
угле поворота коленчатого вала от О до 90°
Для нахождения распределения нагрузки в цапфах и шейке выводятся зна­
чения радиальной силы на участках цапф и шейки при помощи универсальных
индикаторов Р1 - Р15. Нагружение исполнительного механизма осуществляется
с использованием модели технологической нагрузки TNGK (элемент TNG). По­
лученные при моделировании графики распределения радиальной силы по участ­
кам левой цапфы и шейки вала приведены на рис. 24.10.
Эти графики позволяют построить эпюры распределения сил по длине цап­
фы и шейки. Для момента их максимального значения (t = 1,34 с) они приведены
на рис. 24.11. Радиальные силы определены через их горизонтальные и верти­
кальные составляющие и условно показаны в вертикальной плоскости.
При решении задач о допускаемой силе на ползуне пресса по прочности ко­
ленчатого вала полноценно учитывается влияние как вертикальных, так и гори­
зонтальных составляющих радиальных сил, форма, размеры и упругие свойства
коленчатого вала, упругие свойства подшипниковых опор вала и кривошипной
головки шатуна, нормальные силы в зубчатой передаче и сил трения в зацепле­
нии, моменты сил трения в подшипниковых опорах и шарнирах исполнительно­
го механизма, силы трения в направляющих, силы тяжести всех элементов,
517
Рис. 24.10. Графики радиальной силы по участкам левой цапфы (а) и шейки
(б) коленчатого вала
г л ава 24. Проектирование кузнечно-штамповочных машин
3316кН/м
2528кН/м
&
3588кН/м
3659кН/м
К
320
161
Рис. 24.11. Эпюры распределения сил по длине цапфы
и шейки коленчатого вала
представленных в модели коленчатого вала и смежных элементов, фактическое
распределение радиальной силы вдоль осей цапф и кривошипной головки шату­
на, зазоры в опорах и кривошипной головке шатуна.
В случае получения результата, не удовлетворяющего проектировщика, он
имеет возможность быстро и оперативно изменить по своему усмотрению пара­
метры элементов математической модели, например диаметры цапф или шейки,
прочностные свойства материала коленчатого вала, другие параметры.
Рассмотренный подход к решению задачи о допускаемой силе на ползуне
пресса по прочности коленчатого вала применим к случаям любых конструктив­
ных разновидностей коленчатых валов, схем привода, вариантов размещения ма­
ховика пресса.
Расчет допускаемой силы на ползуне по прочности зубчатой передачи.
В качестве примера рассмотрим тихоходную зубчатую передачу пресса К460
(см. рис. 24.7). Для расчета допускаемой силы на ползуне по прочности зубча­
той передачи будем использовать модель, приведенную на рис. 24.8, которая
содержит элемент ZP (модель зубчатого эвольвентного внешнего зацепления
ZACPCN).
Модель ZACPCN дает возможность определить допускаемую силу на пол­
зуне по прочности зубчатой передачи. Для расчета этой силы, как и при расчете
допускаемой силы на ползуне по усталостной прочности коленчатого вала, вве­
дем постоянную нагрузку на ползуне, равную номинальному усилию пресса и
направленную вверх. Приложение постоянной нагрузки воспроизводится с по­
мощью модели источника фазовой переменной типа потока (элемент TN). В по­
люсах модели ZACPCN на каждом шаге интегрирования вычисляются радиаль­
ные силы и крутящие моменты в виде фазовых переменных типа потока. При
этом учитываются упругие свойства контакта зубьев, силы трения в зацеплении,
их распределенность по длине рабочей части линии зацепления, изменения на519
Раздел
VLЛВТОМАТИЗАЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
правлений сил и моментов при реверсировании передачи, возможные радиаль­
ные перемещения центров шестерни и элементов.
В модели ZACPCN определяются нормальные напряжения изгиба зубьев
шестерни и колеса и контактные напряжения (см. § 3.6). При использовании в ка­
честве деформирующей силы Ро номинального усилия пресса определяются
запасы усталостной прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса и контактной
выносливости с учетом значений a_i/, [Он], ФО(Ф)? ф'? ^ном, К, вводимых в качестве
параметров модели.
Допускаемая сила на ползуне пресса по каждому виду прочности зубчатой
передачи определяется как расчетная переменная путем умножения номиналь­
ной силы пресса на вычисленный запас прочности и деления на требуемый запас
прочности, вводимый как параметр.
Графики допускаемой силы на ползуне, рассчитанные по прочности зубча­
той передачи при моделировании на угле поворота коленчатого вала от О до 90°,
приведены на рис. 24.12.
На рис. 24.13 показаны графики допускаемой силы на ползуне пресса К460,
построенные с учетом представленных на рис. 24.9 и 24.12 данных. На рис. 24.12
и 24.13 обозначены: PDFSH, PDFK - графики допускаемой силы на ползуне, рас­
считанные по изгибной прочности зуба шестерни и колеса соответственно; PDH график допускаемой силы на ползуне, определенный по контактной выносливости
Рис. 24.12. Графики допускаемой силы на ползуне по прочности зубчатой передачи,
полученные при моделировании на угле поворота коленчатого вала от О до 90°
520
г л ава 24. Проектирование кузнечно-штамповочных машин
KV k4G0 ; Dynemii
SHS' Шытть
OfiHtj -"У?Й^'Шк:?'^'''^"?3-'^^^€м'
Рис. 24.13. Обобщенные графики допускаемой силы на ползуне пресса К460
зубчатой передачи; PDC - график допускаемой силы на ползуне, рассчитанный по
прочности цапфы коленчатого вала; Р^^^ - номинальное усилие пресса.
Согласно полученным результатам, допускаемая сила на ползуне на разных
участках графика определяется номинальным усилием пресса, прочностью цап­
фы коленчатого вала и изгибной прочностью колеса зубчатой передачи.
Поскольку зубчатая передача открытая, при построении графика допускаемой
силы на ползуне не принят во внимание график PDH. Степень учета различных
факторов при расчете допускаемой силы на ползуне по прочности зубчатой пере­
дачи факторов такой же, что и при расчете допускаемой силы по прочности ко­
ленчатого вала.
Расчет валов, подшипников, зубчатых передач кривошипных прессов.
В качестве примера рассмотрим листоштамповочный пресс двойного действия
К460 с номинальной силой 0,63 МН, полным ходом вытяжного ползуна 0,4 м и чис­
лом ходов в минуту 15. Его кинематическая схема показана на рис. 24.14. Особен­
ностью пресса является привод прижимного ползуна от кулачкового механизма.
Топология пресса (рис. 24.15) представлена во фрагментах: «Привод», «Ис­
полнительный механизм вытяжного ползуна», «Исполнительный механизм при­
жимного ползуна», «Система управления». Соответствие элементов кинемати­
ческой схемы элементам топологии показано в табл. 24.6.
521
24
3
25 26
27 28 29
30 31 32 33 34
35
Рис. 24.14. Схема листоштамповочного пресса двойного действия К460:
1 - двигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - маховик; 4 - быстроходная зубчатая передача; 5 - тихоходная зубчатая передача;
6 - кривошипная головка шатуна; 7 - кривошип; 8, 9 - подшипниковые опоры; 10 - коромысло; 77, 72, 16, 20 - шарниры
механизма привода прижимного ползуна; 13 - шатун; 14 - серьга; 15 - кулачковый механизм привода прижимного ползуна;
77 - подшипник ролика кулачкового механизма; 18 - ползун ролика кулачкового механизма; 19 - шатун прижимного ползуна;
21 - ползунная головка шатуна; 22 - вытяжной ползун; 23 - прижимной ползун; 24, 35 - подшипники приводного вала; 25, 26, 28,
30 - фрикционные пары муфты; 27, 29 - шлицевые соединения ведущих дисков; 31 - пневмоцилиндр муфты; 32 - приводной вал;
33 - шестерня быстроходной зубчатой передачи; 34 - тормоз; 36, 37 - шлицевые соединения ведомых дисков
Глава
24. Проектирование кузнечно-штамповочныхмашин
Моделирование работы пресса осуществляется в два периода - разгон махо­
вика и один или несколько циклов работы пресса. На рис. 24.16 показаны ре­
зультаты моделирования одного цикла работы пресса.
Р а с ч е т в а л а . Для выполнения расчета в модели пресса необходимо пред­
ставить сам вал, его подшипниковые опоры и нагружающие элементы. Вал мо­
делируется однородными участками, расположенными между его опорами и на­
гружающими элементами. В качестве примера рассмотрим расчет приводного
вала (материал - сталь 40Х) пресса К460 (см. рис. 24.14, сечение .4-^).
Нагружающими элементами являются клиноременная передача, маховик,
являющийся ведомым шкивом клиноременной передачи, и быстроходная зубча­
тая передача. Вал выполнен двухопорным на подшипниках качения, размещен­
ных на его концах.
В модели пресса вал 32 (см. рис. 24.14) представлен тремя участками:
1) между левой подшипниковой опорой 24 (сечение I-I) и маховиком 3 (се­
чение II-II) - элемент УЧАСТОК ВАЛА 1;
2) между маховиком и шестерней 33 (сечение III-III) быстроходной зубча­
той передачи 4 - элемент УЧАСТОК ВАЛА 2;
3) между шестерней быстроходной зубчатой передачи и правой подшипни­
ковой опорой 35 (сечение IV-IV) - элемент УЧАСТОК ВАЛА 3.
Элементы УЧАСТОК ВАЛА 1 - УЧАСТОК ВАЛА 3 представлены моделью
однородного цилиндрического участка вала FRVL, а нагружающие вал элемен­
ты следующим образом:
клиноременная передача 2 - элементом КРП (модель KLRMP);
маховик 3 - элементами МАХОВИК (модель маховой массы М) и МАССА
И СИЛА ТЯЖ. МАХ. (модель инерционной и тяготеющей массы MV);
зубчатая передача 4 - элементом БЫСТРОХ. ЗУБЧ. ПЕРЕД, (модель
ZACPCN);
подшипниковые опоры 24 w 35 - элементами ПОДШ. 1 и ПОДШ. 2 (модель
SHARN2);
тормоз 34 - элементом ТОРМОЗ (модель TORMOZ).
Таким образом, в модели пресса воспроизводится нагружение вала силой
натяжения ветвей клиноременной передачи, силой тяжести маховика, нормаль­
ными силами и силами трения в зубчатой передаче, а также моментами этих сил,
реакциями подшипниковых опор и моментами трения в них, динамическим мо­
ментом маховика при его замедлении, моментом торможения. При этом в полю­
сах модели FRVL вычисляются в виде фазовых переменных типа потока
поперечные силы, изгибающие и крутящие моменты, осевые силы сжатия. В мо­
дели FRVL по формулам (3.22) и (3.25) определяются нормальные и ка­
сательные напряжения, средние напряжения цикла (от действия осевых сил
сжатия растяжения и поперечных сил) и амплитуды напряжений (от изгибающих
и крутящих моментов), эквивалентные нормальные и касательные напряжения.
523
itr
Ш.
\:Щ}»«;. t*M№?» п.й^е г fm
г||)**д« мзмш^ааи^е^йш^
?Щ1дбйст!». моб«да 6 Й1^щ ?йм1
^Щшейстб,fetcsM&is9 f-чРй Рйьй
|Щй£йсгй, кт/ен^ * fft#»sf ftiwe
^i£0^j».mimm9k^ifmM
•
щ1тщрк mi»m t тт^ш t
Щ^р№Шн *нр»ш в mmffmi
f l i l n o i ^ f и jHf»№4 в riftyfrmia
||||пот|!=ги шшт i rift?f f«w-4
Рис. 24.15. Топология листоштамповочного пресса двойного действия К460
Таблица 24.6. Соответствие элементов кинематической схемы элементам топологии для пресса модели К460
Позиция на
рис. 24.14
Элемент
1
2
Двигатель асинхронный
Клиноременная передача
3
Маховик
4
5
6
7
8
9
Быстроходная зубчатая передача
Тихоходная зубчатая передача
Кривошипная головка шатуна
Кривошип
Подшипниковая опора коленчатого вала
Подшипниковая опора коромысла
10
Коромысло
и, 12, 16,
21
13
14
15
17
18
19
\ 20
Шарнир механизма привода прижимного ползуна
Шатун
Серьга
Кулачковый механизм привода прижимного ползуна
Подшипник ролика кулачкового механизма привода
прижимного ползуна
Ползун ролика кулачкового механизма в направ­
ляющих
Шатун прижимного ползуна
Ползунная головка шатуна
Обозначение элемента(ов)
на топологии
DV
КРП
МАХОВИК, МАССА И СИЛА
ТЯЖ. МАХ.
БЫСТРОХ. ЗУБЧ. ПЕРЕД.
ТИХОХ. ЗУБЧ. ПЕРЕД.
КРИВОШ. ГОЛ. ШАТУНА
КРИВОШИП
ОПОРА КРИВОШИПА
ОПОРА КОРОМЫСЛА
ПЛЕЧО 1 КОРОМЫСЛА, ПЛЕЧО 2
КОРОМЫСЛА
ШАРНИР 3, ШАРНИР 2,
ШАРНИР 1
ШАТУН
СЕРЬГА
КУЛАК
Имя
привлеченной
модели
DVA
KLRMP
М,МУ
ZACPCN
RDN
SHARN2
BALKA2
SHARN2
SHARN2
BALKA2
SHARN2
BALKA2
BALKA2
KULMD
ПОДШ. РОЛИКА
SHARN2
ПОЛЗУН РОЛИКА
NPR
ШАТУН ПРИЖИМН. ПОЛЗУНА
ПОЛЗ. ГОЛ. ШАТУНА
BALKA2
SHARN2
Окончание табл. 24.6
Позиция на
рис. 24.14
Элемент
23
24, 35
25, 26, 28, 30
Вытяжной ползун в направляющих прижимного
ползуна
Прижимной ползун в направляющих
Подшипник приводного вала
Фрикционные пары муфты
27,29
Шлицевые соединения ведущих дисков
31
Пневмоцилиндр муфты
32
Приводной вал
34
35
Тормоз
Подшипник приводного вала
36, 37
Шлицевые соединения ведомых дисков
~
-
Пружины муфты
Подводящая головка муфты
Ресивер
Источник сжатого воздуха
Выход в атмосферу
Элемент задержки включения муфты
Элемент задержки включения тормоза
Станина
Технологическая сила
22
1-
1 ~
111 ~
1-
Обозначение элемента(ов)
на топологии
ВЫТЯЖН. ПОЛЗУН
ПРИЖИМЫ. ПОЛЗУН
ПОДШ. 1
FRM1, FRM2, FRM3, FRM4
ШЛ. СОЕД. ВДЩ. ДИСКА 1,
ШЛ. СОЕД. ВДЩ. ДИСКА 2
CLPN
УЧАСТОК ВАЛА 1, УЧАСТОК
ВАЛА 2, УЧАСТОК ВАЛА 3
ТОРМОЗ
ПОДШ. 2
ШЛ. СОЕД. ВДМ. ДИСКА 1,
ШЛ. СОЕД. ВДМ. ДИСКА 2
ПР.
ПОДВОД. ГОЛОВКА
RSVR
КОМПР.
ATM. 1,АТМ.2
ZDM
ZDT
СТАНИНА
ТЕХН. НАГР.
Имя
привлеченной
модели
NPR
NPR
SHARN2
FRMT
SHLITC
CLPN
FRVL
TORMOZ
SHARN2
SHLITC
К
RP32PN
RSVR
RTPN
RTPN
ZD
ZD
К
TNGK
Разд ел VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
Рис. 24.16. Результаты моделирования одного цикла работы пресса К460
По формуле —г = —т + —т (см. § 3.5) рассчитывается запас прочности. Все
указанные вычисления выполняются на каждом шаге интегрирования для сече­
ний вала, соответствующих каждому его концу. В связи с непостоянством нагружения вала в течение цикла работы пресса вычисляется эквивалентный запас
прочности. Он определяется в процессе моделирования по итогам выполненной
его части и сам является переменной величиной. Во внимание следует прини­
мать значения эквивалентного запаса прочности в конце любого цикла работы
пресса. Для исключения влияния нестационарной части работы пресса, напри­
мер периода разгона маховика, вычисление эквивалентного запаса прочности
начинается в фиксированный момент модельного времени, значение которого
вводят как один из параметров модели FRVL. Его значение можно принимать
равным времени начала первого цикла работы пресса.
Эквивалентные запасы прочности вычисляются для каждого конца участка
вала как расчетные переменные и выводятся с помощью универсальных индика­
торов. Согласно рис. 24.14, универсальный индикатор NA выводит вычисляе­
мый запас прочности в сечении вала II-II с левой его стороны, а индикатор NB с правой. При этом правая сторона сечения II-II в отличие от левой нагружена
динамическим моментом маховика. Универсальный индикатор NC выводит вы528
г л ава 24. Проектирование кузнечно-штамповочных машин
числяемый запас прочности в сечении вала III-III с левой, а индикатор ND с правой его стороны (см. рис. 24.15).
На рис. 24.17 показаны полученные моделированием результаты расчета
вала на прочность в виде графиков NA, NB, NC, ND эквивалентных запасов
прочности для соответствующих сечений вала в двух циклах работы пресса.
Эквивалентные запасы прочности в конце циклов работы пресса (/'^ 31,35915 с)
имели следующие значения: NA - 3,090848; NB = 2,145247; NC - 1,699190;
ND = 1,711759. Полученные значения запасов прочности приводного вала со­
ответствуют рекомендуемым (см. табл. 3.2).
Для определения запасов прочности валов при выполнении прессом различ­
ных технологических операций необходимо моделирование работы пресса в со­
ставном цикле, содержащем циклы с графиками технологической силы каждой
операции. Во внимание следует принимать значения эквивалентного запаса
прочности в конце составного цикла работы пресса.
При определении запасов прочности валов путем математического модели­
рования учитываются статические и динамические составляющие рабочих на­
грузок на валах, которые определяются свойствами элементов, воспроизводи­
мых привлеченными моделями; асимметрия циклов нагружения; коэффициенты
'' ^ £0
Переменная
Time
NA
ЫВ
f-4C
NO
Вариант 1
31.35915
3.09084g
2.145247
1.699190
1,711759
:|10й
i|10
3110
:|100
3(10
5|4
ДЮ
Ш 5
^[0.5
Л1000000
^^^^^^^^Ш
^ш
'вт\
:1 У Г Л О В . С К О Р О С Т Ь Д 8 И П Г
1ЧАСТ.еР.8ДЩ.Ч.1м!УФТЫ
ijNA
^iNB
1чАСт,вр.едм.ч,МУФТЫ
iNC
1СИГНЛП У П Р А 8 Л . М У Ф Т О И
1WD
{ХОД е Ы Т Я Ж Н . П О Л З У Н А
| л О Д П Р И Ж И М Н , ПОЛЗУНА
1СИГН.АП У П Р А В Я . Т О Р й О : - -IV
1
1 Т'ЕХНОЛ О Г И Ч Е с ЮКЯ С И Л -
•^^^^^^^^^^^^^^^и _
Шшс
!ершем^
штш
Рис. 24.17. Результаты расчета приводного вала пресса К460 на прочность
529
Раздел
VI. АВТОМАТИЗАЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
концентрации напряжений; влияние размеров; качество обработки поверхнос­
тей; переменный характер нагружения валов в течение цикла; силы трения
в кинематических парах; кроме того, автоматически раскрывается статическая
неопределимость для многоопорных валов.
Линейные и угловые упругие перемещения сечений вала могут привести
к недопустимым изменениям зазоров и перекосам в зубчатых передачах, недо­
пустимым перекосам в подшипниках и другим отрицательным последствиям.
Поэтому они должны быть определены. Полюса 1, 2 модели FRVL (см. табл. 23.1)
соответствуют линейным координатам перемещения сечения одного из концов
участка вала в направлениях, перпендикулярных его оси; полюса 7, 8 - то же для
сечения другого конца участка вала. Полюса модели FRVL 4, 5 и 8, 9 соответст­
вуют угловым координатам поворота тех же сечений в плоскостях, перпендику­
лярных его оси.
При интегрировании в узлах топологии, к которым присоединены назван­
ные полюса, вычисляются линейные и угловые скорости, являющиеся состав­
ляющими полных скоростей в разложении по координатным осям. Их интегри­
рование позволяет получить линейные и угловые перемещения сечений по всем
названным координатам. Они, как и скорости, будут составляющими полных
перемещений в разложении по тем же координатным осям. Полные перемеще­
ния получаются в результате извлечения квадратного корня из суммы квадратов
перемещений по соответствующим координатным осям. Интегрирование ли­
нейных и угловых скоростей и вычисление полных перемещений выполняются
посредством математических операций над фазовыми и расчетными перемен­
ными, встроенными в программный комплекс ПА9. Для этого на поле схемы
размещают графические образы элементов соответствующих математических
операций, входы и выходы которых соединяют. Результаты вычислений линей­
ных и угловых упругих перемещений сечений вала выводятся с помощью индика­
торов (см. рис. 24.15, элемент FI), которые присоединяют к выходам совокупнос­
ти элементов, осуществляющих математические преобразования (см. на рис. 24.15
элементы, присоединенные к элементу FI и помеченные значками «\xdt», «v »,
На рис. 24.18 в качестве примера показаны полученные моделированием
графики составляющих угловых перемещений вала FIX и FIY в горизонтальной X
и вертикальной Y плоскостях в сечении вала IV-IV у правой подшипниковой
опоры (см. рис. 24.14) и полного углового перемещения FI в том же сечении.
Максимальные угловые перемещения имеют место в зоне нарастания дефор­
мирующей силы при t = 26,86768 с и равны FIX = 0,001855 рад, FIY = 0,002585 рад,
FI = 0,003182 рад. Согласно литературным данным, допустимый угол поворота
сечения вала для однорядных шариковых подшипников составляет 0,005 рад. Сле­
довательно, полученное расчетом значение угла поворота сечения вала у левой
подшипниковой опоры вала является допустимым.
530
Глава
2 4. Проектирование кузнечно-штамповочныхмашин
Рис. 24.18. Результаты расчета угловых перемещений приводного вала пресса К46С
в сечении IV-IV (см. рис. 24.15)
При определении линейных и угловых упругих перемещений сечений вал
путем математического моделирования учитываются статические и динамич(
кие составляющие рабочих нагрузок на валах, определяемые свойствами в(
производимых привлеченными моделями элементов, упругие деформации и
зоры в кинематических парах элементов, представленных в модели пресса.
Р а с ч е т п о д ш и п н и к о в к а ч е н и я . В качестве примера рассмотрим pi
чет подшипников приводного вала пресса К460 (см. рис. 24.14). Вал CMOHTHJ
ван на подшипниках 24 (подшипник серии 315, С = 132000 Н) и 35 (подшипн
серии 2316, С = 240 000 Н).
В модели пресса (см. рис. 24.15) подшипниковые опоры приводного вг
представлены элементами ПОДШ. 1 и ПОДШ. 2 модели шарнира 8НАЮ
В полюсах модели SHARN2 вычисляются в виде фазовых переменных типа i
тока радиальные силы упругого взаимодействия внешнего и внутреннего э]
ментов подшипника, а также момент трения. В модели SHARN2 с учет
температурного коэффициента и коэффициента вращения определяется экви]
лентная радиальная сила, чем учитывается непостоянство радиальной силы
частоты вращения. Коэффициент безопасности в расчетах не используют, i
Разд ел VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
как определяющая его динамичность процесса воспроизводится при модели­
ровании. Затем рассчитываются ресурсные параметры: расчетная динамичес­
кая грузоподъемность при базовом числе 10^ оборотов подшипника и срок
службы подшипника в часах. Все указанные вычисления выполняются на каж­
дом шаге интегрирования. Ресурсные параметры определяются в процессе мо­
делирования по итогам выполненной его части, и сами являются переменными
величинами. Во внимание следует принимать их значения в конце любого цик­
ла работы пресса.
Для исключения влияния нестационарной части работы пресса, например
периода разгона маховика, вычисление ресурсных параметров начинается
в фиксированный момент модельного времени, который вводится как один из
параметров модели SHARN2. Его значение можно принимать равным времени
начала первого цикла работы пресса. Расчетная динамическая грузоподъемность
и срок службы подшипника вычисляются как расчетные переменные и выводят­
ся с помощью универсальных индикаторов.
На рис. 24.19 показаны полученные моделированием графики расчета под­
шипников приводного вала пресса: расчетной динамической грузоподъемности
C(R)1 и срока службы T(R)1 левого подшипника, расчетной динамической гру-
Рис. 24.19. Результаты расчета подшипников приводного вала пресса К460
532
Глава
24. Проектирование кузнечно-штамповочныхмашин
зоподъемности C(R)2 и срока службы T(R)2 правого подшипника. Значения
в конце первого цикла работы пресса (/ = 31,3 с) составили: C(R)1 - 5242,27 Н;
C(R)2 - 9012,219 Н; T(R)1 - 816230,5 ч; T(R)2 - 965 580,6 ч. Полученные значе­
ния намного превышают нормативные, что, видимо, является следствием выбо­
ра подшипников по конструктивным соображениям с учетом диаметра вала,
определенного по условиям его прочности.
Для определения ресурсных параметров подшипников при нагружении
пресса различными технологическими операциями следует выполнить модели­
рование работы пресса в составном цикле, содержащем циклы с графиками де­
формирующей силы на каждой операции. Во внимание следует принимать зна­
чения ресурсных параметров в конце составного цикла работы пресса.
При расчете ресурсных параметров подшипников качения путем математи­
ческого моделирования учитываются статические и динамические составляю­
щие рабочих нагрузок подшипников, определяемые свойствами воспроизводимых
привлеченными моделями элементов, а также переменный характер нагружения
подшипников в течение цикла.
Для случаев представления моделью SHARN2 подшипника скольжения в ней
на каждом шаге интегрирования вычисляются в качестве расчетных переменные
величины pv и р. Их выводят в виде графиков с помощью универсальных инди­
каторов и используют для оценки несущей способности подшипника.
Р а с ч е т з у б ч а т ы х п е р е д а ч . В тихоходных зубчатых передачах криво­
шипных прессов максимальные нагрузки воспринимаются одними и теми же
зубьями колеса. Это обстоятельство учтено при расчете допускаемой силы на
ползуне кривошипного пресса по прочности тихоходной зубчатой передачи. Для
быстроходных передач и шестерен тихоходной передачи каждый зуб периоди­
чески нагружается на всех фазах рабочего нагружения в течение цикла. Их рас­
чет следует проводить на основе прямой оценки контактных и изгибных на­
пряжений.
В модели ZACPCN на каждом шаге интегрирования по формуле (3.38) оп­
ределяются напряжения изгиба зубьев Ои шестерни и колеса, а по формуле (3.39) контактные напряжения Он- Они вычисляются как расчетные переменные
и выводятся в виде графиков с помощью универсальных индикаторов. Проч­
ность зубчатых передач может быть рассчитана по максимальным напряжениям
в цикле работы пресса. В этом случае фактическая прочность передачи будет
завышена против расчетной, поскольку не учитывается работа передачи с пони­
женными нагрузками. Получаемые графики изменения напряжений в течение
цикла работы пресса позволяют рассчитать эквивалентные изгибные и контакт­
ные напряжения, используя подход, изложенный в § 3.7. Использование в расче­
те эквивалентных напряжений позволяет избежать завышения фактической
прочности. Для оценки прочности зубчатых передач по формуле (3.37) опреде­
ляются приведенные напряжения а^, которые должны быть меньше допускаемых
а_1 (см. § 3.6). Контактные напряжения должны быть меньше соответствующих
533
Раздел
VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
допускаемых, определенных с учетом коэффициента безопасности и коэффици­
ента нагрузки (см. § 3.6).
Проектирование
муфт и тормозов
Расчеты, связанные с проектированием муфт и тормозов, рассмотрим на при­
мере листоштамповочного пресса двойного действия К460. Пресс имеет муфту
(см. рис. 24.14) с двумя ведомыми и двумя ведущими дисками. Функции ведущих
дисков выполняют нажимной диск и маховик, являющийся корпусом муфты.
Фрикционные элементы представляют собой накладки из ферродо с наружным и
внутренним диаметрами 0,34 и 0,22 м соответственно. Рабочая площадь каждого
фрикционного элемента F = 0,0528 м^ начальное расстояние между элементами
фрикционных пар принято равным 1 мм, действующее значение диаметра пневмоцилиндра муфты составляет 175 мм, давление воздуха в пневмосистеме - 0,5 МПа.
В модели пресса (см. рис. 24.15) муфта представлена элементами фрикци­
онных пар FRM1, FRM2, FRM3, FRM4, образованных нажимным, ведущим,
двумя ведомыми дисками и корпусом муфты (модель фрикционной пары муфты
и тормоза FRMT); шлицевые соединения дисков с ведущими и ведомыми частя­
ми - элементами ШЛ. СОЕД. ВДЩ. ДИСКА, ШЛ. СОЕД. ВДМ. ДИСКА (модель
SHLITC); пневмосистема, включающая пневмоцилиндр - элементами CLPN (мо­
дель CLPN) и источник сжатого воздуха - элементами КОМПР. (модель RTPN);
тормоз - элементом ТОРМОЗ (модель TORMOZ); технологическая сила - эле­
ментом ТЕХН. НАГР. (модель TNGK).
Расчетный и максимальный моменты муфты. В модели фрикционной пары
муфты и тормоза FRMT вычисляются фактический момент трения и максималь­
ный момент, который может создать фрикционная пара. Оба момента определяются
как расчетные переменные и выводятся с помощью универсальных индикаторов.
На рис. 24.20 показаны полученные моделированием результаты расчета фак­
тических и максимальных моментов трения каждой фрикционной пары муфты
для работы пресса в режиме одиночных ходов.
Как видно на полученных графиках, максимальные моменты трения, с одной
стороны, и фактические моменты трения - с другой, крайне мало отличаются
между собой. Максимум фактического момента имеет место при t = 32,89 с и ра­
вен 477,29 Н м , тогда как максимально возможный момент при этом составляет
527,62 Н м .
Согласно формуле (5.24), коэффициент запаса муфты по моменту (З^^уф = 1,1054,
что соответствует действующим рекомендациям (см. § 5.2). При необходимости
требуемое значение коэффициента запаса можно обеспечить изменением, напри­
мер, диаметра цилиндра муфты.
Расчетное давление фрикционного материала. В модели фрикционной пары
муфты и тормоза FRMT осевая сила контактного взаимодействия дисков вычисля­
ется как расчетная переменная и выводится с помощью универсального индикатора.
534
Рис. 24.20. Результаты расчета фактических и максимальных моментов трения
фрикционных пар муфты пресса К460 (а) и увеличенное изображение элемента / (б)
1-:^ЩЩ^Х
=!0 002
^'0 002
-|0 002
.,0 002
'>i 50000
;'50000
-|50000
,50000
10 625
•0 5
;'0 5
СИГИ;ЯЛ УПРАВЛ МУФТОЙ
ДАВЛЕНИЕ В РЕСИВЕРЕ '
Г~т
- ДАВЛЕНИЕ е ЦИЛИНДРЕ МУФТЫ
iPKI
''РК2
MilMlXIHUIJiMl^
шш[веяЕязявеп
,РМ
лЦ^ВПЕНИе в ЦИЛИНДРЕ МУФТЫ
УДАВЛЕНИЕ В ЦИЛИНДРЕ МУФТЫ
-,'ДАВЛЕНИЕ В РЕСИВЕРЕ
Переменная
Time
РК1
РК2
Вариант 1
25 8
10677 92
10677 64
-1-0 002
.'-О 002
-:;-о.оо2
-i-0 002
=iO
;'о
°;о
,0
-1-0 625
'='0 475
:'0 475
^!HfeS.6iL
•?':'-f-iT]me|r
к^ШМХ
SM1 /
- ••:3?°\^s#sS^^^i -':--:' 2С||
^Д^^6__^^а8^ш|но2^
SM2
/
-,SM3
•SM4
"•РИ1
'Рк2
!РКЗ
.РК4
-UOCJ
О 00:
,-0 002
1-0 002
^isMl^?fe^^^SL
Рис. 24.21. Результаты расчета осевых сил контактного взаимодействия фрикционных пар
муфты пресса К460 в момент времени г = 25,8 с (а) и в интервале / = 25,31 ...25,364 с (б)
г л два 24, Проектирование кузнечно-штампоеочных машин
На рис. 24.21, а показаны полученные моделированием графики: РК1 - РК4
сил контактного взаимодействия фрикционных пар 30, 28, 26, 25 (соответствен­
но см. рис. 24.14) и SM1 - SM4 перемещения дисков относительно друг друга
при включении муфты. Их анализ показывает, что при полностью включенной
муфте {t = 25,8 с) осевые силы контактного взаимодействия фрикционных пар
имеют незначительные отличия и для пары FRM4 (график РК4) эта сила
Р = 10677,92 Н. Тогда распределенная сила
q =P/F = 10677,92:0,0528 = 0,202 МПа,
что допустимо для фрикционного материала ферродо (см. § 5.2).
На рис. 24.21, б приведены результаты моделирования в интервале времени
t = 25,31 ...25,364 с. Как видно на полученных графиках, смыкание дисков носит
ударный характер. Имеют место четыре удара во фрикционных парах, связанных
с первичными смыканиями дисков, и несколько ударов, обусловленных их от­
скоками друг от друга. После ударов нарастание контактной силы определяется
ростом давления в полости пневмоцилиндра 31 (см. рис. 24.14). Максимальная
сила контактного взаимодействия фрикционных элементов имеет место в паре
FRJVI4 и равна Р= 19928,58 Н. Расчетное контактное напряжение фрикционного
материала в этом случае
q = P/F = 19928,58 :0,0528 = 0,377 МПа,
что превышает допускаемое давление для фрикционного материала ферродо,
равное 0,2...0,3 МПа (см. § 5.2) с соответствующими отрицательными последст­
виями для долговечности накладок.
Показатель износа фрикционных элементов муфты. В модели фрик­
ционной пары муфты и тормоза FRMT потери энергии на трение вычисляют­
ся как расчетная переменная и выводятся с помощью универсального
индикатора. Потери энергии на трение определяются в процессе моделирова­
ния по итогам выполненной части и сами являются переменной величиной.
Следует принимать во внимание разность потерь энергии для моментов на­
чала и окончания включения муфты. Потери энергии во фрикционных эле­
ментах за первый цикл работы пресса составили, Дж: 786,69 для элемента
FRM1; 653,95 для элемента ¥RM2; 639,14 для элемента FRM3 и 579,47 для
элемента FRM4. Показатель износа К^^^^ определяется по формуле
2^3
где а^ - коэффициент, зависящий от условий нагружения муфты; Е - потери
энергии во фрикционном элементе за одно включение; р^ - коэффициент ис­
пользования числа ходов,/?^ = 0,67; п - число ходов пресса в минуту.
537
Раздел
VI. АВТОМЛ ТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
Показатель износа А^^зн определялся для элемента FRMl, имеющего паи-,
большие потери энергии. При этом принято а^ = 1, поскольку его отличие от
единицы учитывается процессом моделирования. Тогда
786,69-15-0,67 ^ ^ ^ , ^ , , ^ /, 2
— = 0,0749 МДж/(м^ • мин).
2-0,0528
'
Допустимое для фрикционных элементов из ферродо значение показателя
износа составляет 0,4...0,5 МДж/(м мин).
Расчетом учитывается фактическое изменение момента, передаваемого
муфтой при ее работе, а также работа двигателя во время включения муфты.
Время цикла работы пресса в режиме одиночных ходов. При работе
пресса в режиме одиночных ходов в цикле его работы имеются период разго­
на ведомых частей при включении муфты и период торможения при включе­
нии тормоза. Во время этих периодов скорость ведомых частей меньше их
скорости на соответствующих этапах цикла работы пресса в режиме автома­
тических ходов. Поэтому время цикла работы пресса в режиме одиночных
ходов будет больше времени цикла работы пресса на автоматических ходах,
что снижает производительность пресса. Определить увеличение времени
цикла в режиме одиночных ходов можно путем моделирования работы прес­
са в обоих режимах. По результатам моделирования двух циклов работы
пресса К460 в режиме автоматических ходов время второго цикла работы
пресса составило 4,04 с, тогда как время одного цикла работы пресса, опре­
деленное по результатам моделирования работы пресса в режиме одиночных
ходов, равно 4,38 с. Таким образом, переход от режима автоматических хо­
дов к режиму одиночных ходов увеличивает время цикла работы пресса
на 4,38-4,04 = 0,34 с.
Расчеты для тормозов выполняются аналогично расчетам муфт и сводятся
к вычислению давления фрикционного материала, обеспечивающего требуемые
значения углов торможения (см. § 5.2), и определению показателя износа фрик­
ционных элементов.
К,,„ =
Проектирование
главного
привода
Выбор электродвигателя и маховика. В основе существующих методик
расчета мощности двигателя и момента инерции маховика лежит метод эквива­
лентного тока. Однако в связи с трудностью его прямой реализации при традици­
онных методах расчета применяют косвенные способы оценки нагрева двигателя
главного привода, например по неравномерности вращения двигателя. Математи­
ческое моделирование позволяет отказаться от косвенных способов такой оценки
и решать задачу выбора мощности двигателя и момента инерции маховика на ос­
нове прямого применения метода эквивалентного тока.
538
Глава
24. Проектирование кузиечио-штамповочныхмаиши
Выбор электродвигателя и маховика рассмотрим на примере листоштамповочного пресса двойного действия К460 (см. рис. 24.16) с асинхронным двигате­
лем главного привода 4А13284УЗ (7,5 кВт, 1440 об/мин.) и моментом инерции
маховика 47 к г м " с использованием математической модели (см. рис. 24.15).
Для решения задачи в модели пресса должны быть представлены двигатель
главного привода, маховик, технологическая нагрузка. Кроме того, для полно­
ценного учета затрат энергии при работе пресса в модель следует включить все
элементы, которые являются источниками или причиной этих затрат: элемен­
ты, при работе которых возникают силы трения (подшипники, шарниры, на­
правляющие, зубчатые и фрикционные передачи, фрикционные муфты и тор­
моза и пр.), упругие элементы, преобразователи входной энергии. В модели
пресса (см. рис. 24.14) из упомянутых элементов имеются: двигатель главного
привода /; маховик 3\ клиноременная передача 2; муфта с элементами фрикци­
онных пар 25, 26, 28, 30 и шлицевых соединений 27, 29', пневмоцилиндр 3J;
тормоз 34; быстроходная зубчатая передача 4; тихоходная зубчатая передача 5;
подшипники и шарниры 21, 24 и др.; направляющие вытяжного 22 и прижимно­
го 23 ползунов; технологическая сила (см. табл. 24.6).
При моделировании работы пресса на каждом шаге интегрирования вы­
числяется момент двигателя привода. В модели DVA с учетом этого момента
вычисляются частота вращения ротора; скольжение; активный, реактивный и
полный фазные токи; эквивалентный и номинальный токи. Эквивалентный
ток определяется в процессе моделирования по итогам выполненной части и
является переменной величиной. Следует принимать во внимание значение
эквивалентного тока в конце любого установившегося цикла работы пресса.
При равенстве эквивалентного тока в конце цикла номинальному току двига­
теля его режим работы будет соответствовать номинальному, при меньшем
значении эквивалентного тока двигатель будет недогружен, а при большем перегружен. Недогрузка и перегрузка двигателя ухудшают экономические по­
казатели работы кривошипного пресса. Для исключения влияния нестацио­
нарного периода работы пресса, например периода разгона маховика,
вычисление эквивалентного тока начинается в фиксированный момент мо­
дельного времени, который вводится как один из параметров модели DVA.
Его значение можно принимать равным времени начала первого цикла рабо­
ты пресса. Эквивалентный и номинальный токи вычисляются как расчетные
переменные и выводятся с помощью универсальных индикаторов. График
номинального тока представляет собой прямую линию, поскольку он является
параметром двигателя и, следовательно, представляет собой константу. Вывод
графика номинального тока создает удобство для сопоставления с ним экви­
валентного тока.
Для определения мощности двигателя и момента инерции маховика при за­
данном графике технологической силы и времени цикла следует при предвари­
тельно назначенных значениях мощности двигателя и момента инерции маховика
выполнить моделирование и сопоставить значения эквивалентного тока в конце
539
Раздел
VI. АВТОМАТИЗАЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
любого цикла работы пресса с номинальным. При превышении эквивалентным
током номинального (двигатель перегружен) следует назначить типоразмер двига­
теля большей мощности или увеличить момент инерции маховика. В противном
случае (двигатель недогружен) необходимо выбрать типоразмер двигателя мень­
шей мощности или уменьшить момент инерции маховика. Увеличение момента
инерции маховика приводит к меньшим отклонениям частоты вращения двигателя
от номинальной, при которых КПД и коэффициент мощности двигателя макси­
мальны. Таким образом, уменьшение нагрузки двигателя при увеличении момента
инерции имеет место за счет повышения КПД и коэффициента мощности двигате­
ля. Однако такое изменение нагрузки двигателя при варьировании моментом
инерции маховика не может быть значительным. Поэтому при большой разнице
эквивалентного и номинального токов (15...30 % и выше) следует изменять мощ­
ность двигателя, а при небольшой - момент инерции маховика. Окончание процес­
са подбора мощности двигателя и момента инерции маховика определяется
достижением требуемой точности совпадения эквивалентного и номинального то­
ков. Подбор момента инерции маховика может быть ускорен применением интер­
поляции и экстраполяции данных, полученных на предыдущих шагах.
На рис. 24.22, а показаны полученные моделированием результаты расче­
та эквивалентного и номинального токов одного цикла работы пресса в режиме
одиночных ходов. График деформирующей силы принят типовым, время цикла равным 10 с (режим одиночных ходов, пауза 6 с), а требуемая точность совпаде­
ния эквивалентного /^^в и номинального /„^^ токов - равной 0,1 %.
Согласно полученным результатам, при этих условиях эквивалентный ток в
конце цикла больше номинального на 67,9 %, тогда как после подбора двигателя
и маховика - на 0,059 % (рис. 24.22, б).
Для принятых условий номинальная нагрузка двигателя имеет место при
мощности двигателя 15 кВт и моменте инерции маховика 52,21 кгм^.
Расчет баланса энергозатрат и КПД пресса. В моделях элементов, обла­
дающих диссипативными свойствами, вычисляются входная и выходная энер­
гии и (или) ее потери при работе элемента, а в моделях элементов, обладающих
способностью накапливать энергию, - накопленная энергия. Значения входной,
выходной и накопленной энергии, а также ее потери определяются в процессе
моделирования по итогам выполненной части и сами являются переменными
величинами. Вычисленные величины могут быть выведены как расчетные пере­
менные с помощью универсальных индикаторов. Их значения имеют характер
нарастающего итога в течение моделирования. При определении потерь энергии
их следует относить к одному циклу работы пресса, т. е. находить разницу вы­
водимых величин для начала и конца выбранного цикла.
При моделировании работы пресса при различных следующих одна за дру­
гой операциях (многопереходная штамповка) определение потерь энергии сле­
дует относить к составному циклу работы пресса. Баланс затрат энергии при­
веден в табл. 24.7.
540
Рис. 24.22. Результаты расчета эквивалентного и номинального фазных токов двига­
теля главного привода пресса К460 до (а) и после (б) подбора двигателя и маховика
РАЗДЕЛ VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
Таблица 24.7. Баланс затрат энергии для режима одиночных (числитель)
и автоматических (знаменатель) ходов
Элемент
Потери энергии, Дж
Потери энергии, %
Электрическая сеть
57128,7/50 775,9
100/100
Двигатель асинхронный
11343,5/10456,1
19,8/20,6
Клиноременная передача
1569,9/2383,5
2,75/4,69
Маховик
6,7/9,74
0,01/0,02
Фрикционные пары муфты
2618,7/-
4,58/-
Тормоз
2594,4/-
4,54/-
Подшипники приводного вала
Быстроходная зубчатая передача
Подшипник тихоходной зубчатой
передачи
Тихоходная зубчатая передача
Подшипниковая опора коленчатого
вала
Кривошипная головка шатуна
0,51; 0,56/0,57; 0,61
0,16/0,16
392,1/372,1
0,68/0,73
1190,8/1062,1
2,08/2,09
62,8/62,7
0,11/0,12
76,7/76,8
0,13/0,15
5,8/5,8
0,01/0,01
680,8/680,8
1,19/1,34
35 228,3/35 228,3
61,66/69,38
0,6/0,8
0,001/0,001
46,3/46,3
0,08/0,09
71,1/70,8
0,12/0,14
3,6/3,6
0,006/0,007
16
0,07/0,04
0,0001/0,0001
12
1,1/1,0
0,002/0,002
и
1,5/1,5
0,003/0,003
21
0,3/0,2
0,0005/0,0004
29,2/29,2
0,12/0,058
503,9/-454,7
0,88/-0,90
Ползунная головка шатуна
Направляющие вытяжного ползуна
Технологическая сила
Кулачковый механизм привода при­
жимного ползуна
Подшипник ролика кулачкового меха­
низма привода прижимного ползуна
Направляющие ползуна ролика ку­
лачкового механизма
Подшипниковая опора коромысла
Шарниры механизма привода при­
жимного ползуна (см. рис. 24.14):
Направляющие прижимного ползуна
Невязка баланса
542
290,6; 317,2/288,6;
310,8
92,7/79,8
1
Глава 2 4. Проектирование кузнечно-илтамповочныхмашин
Анализ полученных результатов позволяет сде­
-^деф? К Д ^
лать следующие выводы.
1. КПД пресса составляет 61,66% для режима
одиночных ходов и 69,38 % для режима автомати­
ческих ходов.
2. Близость к нулю потерь (накопления) энергии
80 Ри,%
маховика в цикле означает, что режим работы при­
Рис. 24.23. График работо­
вода пресса в цикле установившийся.
3. Наибольшие потери энергии имеют место в элек­ способности главного при­
тродвигателе и составляют 19,8 и 20,6 % для режима вода пресса К460
одиночных и автоматических ходов соответственно.
График работоспособности кривошипного пресса. Моделирование работы
кривошипного пресса позволяет решать задачу определения времени цикла для
операций различной энергоемкости из условия номинальной нагрузки двигателя
главного привода. Однако предварительно должна быть выбрана мощность двига­
теля и момент инерции маховика.
Продолжительность цикла определяется моментом совпадения значений эк­
вивалентного и номинального токов двигателя. В табл. 24.8 приведены результа­
ты определения времени цикла и коэффициента использования ходов пресса К460
для технологических операций различной энергоемкости при номинальной на­
грузке двигателя привода, а на рис. 24.23 - построенный по данным таблицы гра­
фик работоспособности привода пресса. Расчеты выполнены для двигателя
4А13284УЗ (мощность 7,5 кВт, частота вращения 1440 об/мин) и маховика с мо­
ментом инерции 47 кгм^. Энергоемкость операции изменяли пропорциональным
уменьшением значений силы и перемещения на графике нагружения.
Таблица 24.8. Продолжительность цикла и коэффициент использования
ходов пресса модели К460 для операций различной энергоемкости
Энергоемкость
операции, Дж
Продолжительность
цикла, с
Коэффициент использования
ходов, %
35 228,3
28 543,9
21,06
12,29
22 554,2
7,23
19,0
32,5
55,3
17269,2
4,0
100
18 124,6
Автоматические ходы
При выполнении энергетических расчетов кривошипных прессов путем ма­
тематического моделирования учитываются все энергозатраты, имеющие место в
представленных в модели элементах пресса; потери энергии, связанные с упругим
деформированием элементов, например станины, с разгоном и торможением ма­
ховых масс; достоверно определяется КПД пресса. Учет энергозатрат осуществля­
ется как при рабочем ходе, так и во время холостых ходов и пауз в работе пресса.
543
Раздел
VI. ЛВТОМЛТИЗЛЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
Энергетические расчеты могут быть выполнены и для составных циклов,
например при многооперационной штамповке. Изложенные подходы остаются
в силе и в случае оснащения пресса вспомогательными устройствами, приводи­
мыми от двигателя главного привода, например подачами; а для кривошипных
автоматов любой сложности - при условии достаточной полноты их представ­
ления в математической модели.
24.2. Электровинтовые прессы
Расчет работоспособности
пресса
Рассмотрим электровинтовой пресс Ф1730 с номинальным усилием 1,6 МН,
полным ходом ползуна 0,4 м, числом ходов 15 в минуту, конструктивная схема
которого показана на рис. 14.1. Для выполнения расчетов воспользуемся моде­
лью пресса, топология которого приведена на рис. 24.24. Соответствие элемен­
тов конструктивной схемы элементам топологии показано в табл. 24.9.
В качестве модели двигателя привлечена модель асинхронного двига­
теля 4АС180М8УЗ (15,0 кВт; 750 об/мин). Для приведения его синхронной
частоты вращения к частоте вращения дугостаторного двигателя пресса Ф1730
Таблш{а 24.9. Соответствие элементов кинематической схемы элементам
топологии для пресса модели Ф1730
Элемент
Обозначение элемента(ов)
на топологии
Имя привлечен­
ной модели
Станина
СТАНИНА
К
3
Ползун
в направляющих
ПЛЕЧ0 1,НАПРАВЛЛ,
ПЛЕЧО 2, НАПРАВЛ.2
BALKA2+NPR +
+ BALKA2+NPR
1 4,5
Винтовая пара
ВИНТОВАЯ ПАРА
VNTPR
6
Подшипник упорный
двусторонний
ПОДШИПНИК УПОРНЫЙ 1,
ПОДШИПНИК УПОРНЫЙ 2
PDU
PDU
8
Тормоз
ТОРМОЗ
TORMOZ
10
Двигатель
асинхронный
DV+ЗП
DVA+RDN
И
Маховик
МАХОВИК 25
М
-
Источник питания
VI, ХОД ВНИЗ,
V2, ХОД ВВЕРХ
У+ТРАПЕЦ.
ИСТОЧНИК
СИГНАЛА
-
Технологическая сила
ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ
НАГРУЗКА
Позиция
на рис. 14.1
1/
544
TNGK
г л ава 24. Проектирование кузнечно-штамповочных машин
Ф1730 СНВ VNT 2в.7.4 1
^и^^^^и^^^^^^^и
Рис. 24.24. Топология винтового электровинтового пресса Ф1730
(300 об/мин) в топологию включена модель зубчатой передачи ЗП (модель RDN),
которая отсутствует в составе пресса. Продолжительность времени включения
двигателя при ходе вниз задают элементом ХОД ВНИЗ. Ее выбирают из усло­
вия получения требуемой энергии удара. Продолжительность времени вклю­
чения двигателя при ходе вверх задают элементом ХОД ВВЕРХ. Она и
параметры модели тормоза выбираются из условия остановки ползуна при хо­
де вверх в заданном положении.
На рис. 24.25 показаны результаты моделирования одного цикла работы та­
кого пресса для номинальной энергии L^ = 6,5 кДж. Время цикла для ударов
с различной энергией определяется для номинального режима работы двигателя
главного привода, а продолжительность цикла - моментом совпадения значений
эквивалентного и номинального токов двигателя (рис. 24.26).
545
д^щЯ
КОЭФФ. МОЩНОСТИ (COS FI)
СИГНАЛ УПРАВЛ.ТОРМОЗОМ
: /
- 4
, КОЭФФ. МОЩНОСТИ (COS F1) ЭЛЕКТРОМАГН МОМЕНТ
S/•
[ В Х О Д Н А Я ЭНЕРГИЯ ДВИГАТЕЛЯ -^
1/ _ . _
^
^ ,
й| СИЛА ДЕФОРМИРОВАНИЯ
?|МОМЕНТ ТОРМОЗА МАКСИМ.
11 МОМЕНТ ТОРМОЗА ФАКТИЧ.
S| ВХОДНАЯ ЭНЕРГИЯ ДВИГАТЕЛЯ
iiПОТЕРИ ЭНЕРГИИ В ДВИГАТЕЛЕ |
!| РАБОТА ДЕФОРМИРОВАНИЯ
Ii ЭЛЕКТРОМАГН.МОМЕНТ
«КПД ДВИГАТЕЛЯ
пКОЭФФ. МОЩНОСТИ (COS Г1)
Si УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ ВИНТА
!'КОД ПОЛЗУНА
|| СИГНАЛ УПРАВЛ.ТОРМОЗОМ
?Ь5000
0-5000
й!о
Но
Si о
11-500
=10
SiO
й-50
Ц-0.5
11-96
1^И
lEiffiie
u^^i^JlfeiOSOilSi^
дваа
Рис. 24.25. Результаты моделирования одного цикла работы пресса Ф1730
^Д-Д^^^^ьтогжено^^
Рис. 24.26. Результаты расчета эквивалентного и номинального фазных токов
двигателя главного привода пресса Ф1730
Глава
24. Проектирование кузнечно-штамповочныхмашин
В табл. 24.10 приведены результаты определения времени цикла и коэффи­
циента использования ходов электровинтового пресса Ф1730 при различной
энергии удара, а на рис. 24.27 - построенный по данным этой таблицы график
его работоспособности.
Таблица 24.10. Продолжительность
цикла и коэффициент использования
ходов пресса модели Ф1730
для операций различной энергоемкости
Энергоемкость
операции, Дж
Продолжи­
тельность
цикла, с
Коэффициент
использова­
ния ходов, %
6503
4,47
68
5192
4,32
70
4102
4,12
73
3114
3,81
79
2337
3,42
88
1846
3,04
Автомати­
ческие ходы
'^деф5 К Д ^
80 Ри,
Баланс энергозатрат
Рис. 24.27. График
работоспособности
главного привода
пресса Ф1730
и КПД
Расчет аналогичен расчету баланса энергозатрат и КПД кривошипного прес­
са К460. Согласно данным таблицы 24.11, КПД пресса Ф1730 составил 7,35 %,
наибольшие потери имеют место в двигателе (66,4 %), в винтовой паре они со­
ставляют 25,9 %.
Таблица 24.11. Энергетический баланс работы пресса модели Ф1730
Элемент
Электрическая сеть
Двигатель асинхронный
Упорный подшипник 1
Упорный подшипник 2
Винтовая пара
Направляющая 1
Направляющая 2
Технологическая сила
Невязка баланса
Расход энергии
Дж
%
49737,7
33 024,6
231,2
1289,1
10315,8
659,9
939,0
3656,9
278,8
100
66,4
0,46
2,59
25,9
1,32
1,89
7,35
0,56
547
Раздел
VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
24.3. Приводные пневматические молоты
Рассмотрим молот МБ412 с массой падающих частей 150 кг и числом уда­
ров 180 в минуту, конструктивная схема которого показана на рис. 20.1. Для вы­
полнения расчета воспользуемся моделью молота, топология которого приве­
дена на рис. 24.28. Соответствие элементов конструктивной схемы элементам
топологии дано в табл. 24.12.
Таблица 24.12. Соответствие элементов конструктивной схемы
элементам топологии для молота модели МБ412
Позиция
на рис. 20.1
Элемент
Обозначение элемента
на топологии
Имя при­
влеченной
модели
DV
4А16084УЗ
DVA
7
Двигатель асинхронный
6
Ременная передача
КЛ.-РЕМ. ПЕРЕДАЧА
KLRMP
5
Зубчатая передача
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
RDN
-
Подшипниковая опора кри­
вошипа
ПОДШ. ОПОРА КРИВО­
ШИПА
SHARN2
8
Кривошип
КРИВОШИП
BALKA2
-
Кривошипная головка
шатуна
КРИВОШ. ГОЛОВКА
ШАТУНА
SHARN2
4
Шатун
ШАТУН
BALKA2
-
Поршневая головка шатуна
ПОРШНЕВАЯ ГОЛОВКА
ШАТУНА
SHARN2
2
Компрессорный цилиндр
КОМПРЕССОРНЫЙ ЦИЛИНДР
CLPN
И
Рабочий цилиндр
РАБОЧИЙ ЦИЛИНДР
CLPN
Воздухораспределительное
устройство:
12
верхний кран
ТРВ
TRPN
12
нижний кран
ТРИ
TRPN
2 (см. рис.
20.5)
обратный клапан
ОБРАТНЫЙ КЛАПАН
KLOBPN
ТЕХОЛОГИЧЕСКАЯ
НАГРУЗКА
TNGK
548
Технологическая сила
'Ж-.СИЛА ДЕФОРМИРОВАНИЯ
ж
ФУНДАМЕНТ ШАБОТА ^
А Т М И ЗСР 10»)
А Т М е ^ Ш КР)
ДЕМПЕР е НИЖНЕЙ п о л о с т и к о м п р ц и п
ПОРШНЕВ^^Я ГРПОВКА ШАТУНА
•ж
ж 'ДАВЛ в ВЕРХНЕЙ ПОЛООТИ КОМПР ЦИЛ
ж
мал
ж
Д А а п е ВЕР/,ней nonocTti
' ж
е НИЖНЕЙ п о л о с т и К О М П Р Ц И Л
РАЕ-ОЧЕГО ЦИП
А^ап в нижней п о л о с т и РЛБОЧЕГР ЦИЛ
( ' р и в о ш ГОЛОВКА Ш А Т У Н А .
ж
ПОИАЗ П О Л Я Т Р
Ж
ПОТЕРИ Т Е П Л А ЧЕР53 CtEHirV КОМПР ЦЙЛ
Ж
ЭНЕРГИЯ демгАтепй
Ж
ТЕМПЕРАТУТ'й НАР ЛОВ, КОМПР ЦИП
4AJ60S4V3
веер'*'НЕЙпол,комприил,
_
^
'^^^
ПЕРЕДАЧА
ЗУБЧАТАЯ ПбРЕДАЧЛ
-| Г ' ^ Т
Рис. 24.28. Топология приводного пневматического молота МБ412
"g
Раздел
VL АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ КШМ
Как указывалось в гл. 20, верхняя полость компрессорного цилиндра соеди­
няется с атмосферой при верхнем и нижнем положениях его поршня, нижняя только при верхнем положении. Эти соединения осуществляются совмещением
соответствующих отверстий (компенсационных отверстий верхней и нижней
полостей), выполненных в стенках полого поршня, полого штока и цилиндра.
В математической модели соединение верхней полости компрессорного цилин­
дра с атмосферой воспроизводится введением в топологию молота трехходового
двухпозиционного пневматического распределителя (элемент КЛВ, модель
RP32PN), сообщающего верхнюю полость с атмосферой (элемент АТМВ, мо­
дель RTPN), и управляющего его работой конечного выключателя (элемент
ВКВ, модель KV). Соединение нижней полости компрессорного цилиндра
с атмосферой воспроизводится введением в топологию молота трехходового
двухпозиционного пневматического распределителя (элемент КЛН, модель
RP32PN), сообщающего нижнюю полость с атмосферой (элемент АТМН, мо­
дель RTPN), и управляющего его работой конечного выключателя (элемент
ВКН, модель KV).
Переключение распределителей с помощью моделей конечных выключате­
лей ВКВ и ВКН происходит при заданных положениях поршня компрессорного
цилиндра. Модели пневматического тройника TRPN (элементы КРВ и КРН)
кроме соединения верхней полости компрессорного цилиндра с верхней поло­
стью рабочего цилиндра и атмосферой, а также нижней полости компрессорного
цилиндра с нижней полостью рабочего цилиндра и атмосферой определяют
пропускную способность верхнего и нижнего кранов. Степень открытия кранов,
определяющая энергию ударов молота, задают диаметрами условных проходов
моделей тройников.
Образование буферного пространства рабочего цилиндра воспроизводит­
ся введением в топологию молота модели трехходового двухпозиционного
пневматического распределителя (элемент КЛБ, модель RP32PN), который
отсекает верхнюю полость цилиндра от канала, связывающего ее с верхней
полостью компрессорного цилиндра. Закрытие распределителя происходит
при достижении поршнем рабочего цилиндра соответствующего положения с
помощью модели KV конечного выключателя ВКБ. На рис. 24.29 показаны
результаты моделирования одного цикла работы молота в режиме автомати­
ческих ударов с энергией удара 1,077 кДж.
Индикаторные диаграммы компрессорного и рабочего цилиндров (рис. 24.30)
построены на базе исходных, полученных при моделировании графиков.
Баланс затрат энергии молота МБ412, определенный при моделировании,
приведен в табл. 24.13. Расчет выполнен аналогично расчету баланса энергоза­
трат и КПД кривошипного пресса К460. Согласно данным таблицы, КПД молота
МБ412 для условий моделирования составил 9,1 %. Наибольшие потери имеют
550
Глава
24. Проектирование кузнечно-штамповочных машин
П Е Р Е М Е Щ Е Н И Е В^^БЫ
•' ИЛА д е Ф О Р м и р о в А Н и я
ДАВ.п е ВЕРХНЕЙ п о п о с т и тыпр ц и п
Дй,ВП б пИ>ГмЕЙ п о л о с т и КОУПР ЦИП
ДАВЯ Б БгРКНЕЙ ПОЛОСТИ РАбО'-!еГО ЦИЛ
Д«В-П в ЧИЖ'-^ЕЙ ПС п о с т РАБОЧЕГО ЦИ.П
по!->-э поли"гр &еержЕГ1полиог?1ПРцип
П.Л ЕРИ ТЕПЛ^ ЧЕРЕЗ С1ЕНКУ КОМПР ЦИЛ
ЭНЕрГ'иЧДВИГй,7ЕПЯ
СКОРОСТЬ БАБЫ
МО VEHT ДВИГАТЕЛЯ
РЕГЕМЕЩЕНГС ПОРШНЯ VОМПР ЦИЛ
Д*.п п г Г^ЕРЛНЕЙ ПОПОСТИ РАБОЧЕГО ЦИЛ / ДйВЛ В ББР;<НЕЙ ПОЛОСТИ КОМПРЦИЛi f '
'
••
П Е Р Е М Е Щ Е Н И Е П О Р Ш Н Я КОМПР Ц И Л
СИЛА Д Е Ф О Р М И Р О В А Н И Я
Рис. 24.29. Результаты моделирования одного цикла работы молота МБ412
Таблица 24.13. Энергетический баланс работы молота
модели МБ412
Потери
энергии, Дж
Потери
энергии,%
Электрическая сеть
5185,60
100
Двигатель асинхронный
788,76
15,21
Ременная передача
117,70
2,27
Зубчатая передача
230,34
4,44
Подшипниковая опора кривошипа
155,00
2,99
Кривошипная головка шатуна
152,57
2,94
Поршневая головка шатуна
12,11
0,23
Элемент
551
Раздел VLЛВТОМАТИЗАЦИЯПРОЕКТИРОВАНИЯКШМ
Окончание табл. 24.13
Потери
энергии, Дж
Потери
энергии,%
3882,52
74,87
уплотнение поршня
230,33
4,44
уплотнение штока
39,68
0,77
стенки корпуса
3414,53
65,85
компенсационные отверстия для верхней
полости
562,09
10,84
то же для нижней полости
353,91
6,82
Рабочий цилиндр
714,93
13,79
уплотнение поршня
386,33
7,45
уплотнение штока
84,86
1,64
стенки корпуса
1186,22
22,87
Технологическая сила
471,87
9,10
Фундамент
59,93
1,16
Невязка баланса
29,73
0,57
Элемент
Компрессорный цилиндр
В том числе:
В том числе:
Примечания: 1.В уплотнениях источником потерь является трение, а в стенках
корпуса - теплопроводность. 2. Через компенсационные отверстия для верхней полости
компрессорного цилиндра энергия поступает, а через отверстия для нижней полости теряется.
место в компрессорном цилиндре (74,87 %), причем в основном через стенки
корпуса (65,85 %).
Энергетические и другие показатели приводного пневматического молота
можно улучшать многовариантным анализом, изменяя параметры элементов
молота (например, диаметры цилиндров), а также структурным поиском, свя­
занным с изменением функциональной схемы и конструкции молота. Выбор
конструктивного варианта, варьируемых параметров, диапазона их изменения
является прерогативой проектировщика.
552
МЬ412 : Dynamic
Ф€Йл ВА^ Изменять С^но Команды
ШВШ!
02
02
ДАВЛ. 8 ВЕРХНЕЙ П О Л О С Т И К О М П Р Ц И Л
ДАВЛ В ВЕР):НЕИ ПОЛОСТИ КОМПР ЦИЛ
ДАВЛ В НИЖНЕЙ П0Л0СВ1 КГ'МПР.ЦИЛ.
-ДАВЛ. 8 Н И Ж Н Е Й П О Л О С Т И КОМПР.ЦИЛ. - Н — -
I
!
\
I
I
|[-0.2
1-0.2
jTni^jWorklfZoQml
'а2,5| [ПЕРЕМЕЩЕНИЕ ПС^ШНЯ КОМПР ЦИЛ ttjo,02
•1^Л£*Й311ВЙШШ1
ШИЩх
МЬ412 : Dynamic
:ШтШ%
тШ^ ^^j ШттЩ. -Ш^ _Кт0Щф
iiOJ
0,2._
ДАВЛ, в НИ?+(НЕЙ ПОЛОСТИ РАБОЧЕГО ЦИЛ.
3
1ДАВЛ, В ВЕРХНЕЙ П О Л О С Т И РАБОЧЕГО Ц И Л
'^у.вл. В НИЖНЕЙ ПОЛОСТИ РАБОЧЕГО
ЦИЛ.
ДАВЛ, В ВЕРХНЕЙ ПОЛОСТИ РАБОЧЕГО ЦИЛ,
-0.2
-0.2
-0.05!
1пД|УУог{<1П:оот|"
[ПЕРЕМЕЩЕНИЕ БАБЬ||
-' (0.3
Л>^^12^М^ВШВ^^
Рис. 24.30. Индикаторные диаграммы компрессорного {а) и рабочего (б) цилиндров
молота МБ412
Список рекомендуемой литературы
Бочаров Ю.А. Винтовые прессы. - М.: Машиностроение, 1976. - 247 с.
Вукалович М.П., Новиков И.И. Термодинамика. - М.: Машиностроение, 1972. - 672 с.
Живов Л.И., Овчинников А.Г. Кузнечно-штамповочное оборудование. Молоты. Вин­
товые прессы. Ротационные и электрофизические машины. - 2-е изд., перераб. и доп. Киев.: Вища шк. Головное изд-во, 1985. - 279 с.
Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 2000. - 216 с.
Кобелев А.Г., Троицкий В.П., Мохов А.И. Оборудование кузнечно-штамповочных
цехов В 2 ч. Ч. 2. Молоты. Машины специального назначения: Учеб. для вузов. - Волго­
град: Изд-во ВолгГТУ, 2001. - 288 с.
Корнилов В.В., Синицкий В.М. Гидропривод в кузнечно-штамповочном оборудова­
нии: Учеб. пособие для вузов / Под ред. Н.В. Пасечника. - М.: Машиностроение, 2002. 224 с.
Машиностроение. Энциклопедия: В 40 т. Т. III-2. Технология заготовительных
производств / Под ред. В.Ф. Мануйлова. - М.: Машиностроение, 1986. - 736 с.
Машиностроение. Энциклопедия: В 40 т. Т. IV-4. Машины и оборудование кузнечно-штамповочного и литейного производства / Под ред. Ю.А. Бочарова, И.В. Матвеенко. М.: Машиностроение, 2005. - 926 с.
Мохов А.И., Кобелев А.Г., Троицкий В.П. Оборудование кузнечно-штамповочных
цехов: В 2 ч. Ч. 1. Прессы: Учеб. для вузов. - Волгоград: Изд-во ВолгГТУ, 2000. - 410 с.
Норенков И.П. Системы автоматического проектирования: В 5 кн. Кн. 1. Принципы
построения и структура. - М.: Высш. шк., 1986. - 127 с.
Пшенишнюк А.С, Кривда Л.Т. Процесс штамповки обкатыванием, специализиро­
ванное оборудование и методика проектировочных и технологических расчетов // Куз­
нечно-штамповочное производство. - 1985. - № 5.
Сафонов А.В., Сидоркевич В.Ф. Винтовые прессы с муфтовым приводом для горячей
штамповки: Обзорная информация / ВНИИТЭМП. - М.: 1988. - 52 с. (Сер. 3. Вып. 1).
Кривошипный горячештамповочный пресс с вращающимся инструментом // Кузнеч­
но-штамповочное производство / В.Н. Субич, В.А. Степанов, В.И. Горожанкин. 1999. № 8 . - С . 30-31.
Харизоменов И.В. Электрооборудование кузнечно-штамповочных машин. - М.:
Высш. шк., 1970.-188 с.
554
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие
Введение
81. Принцип действия и классификация кузнечно-штамповочных машин
82. Параметры кузнечно-штамповочных машин
83. Краткий исторический очерк
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ
3
4
4
8
9
12
Глава 1. Типовые конструкции кривошипных прессов
12
1.1. Принцип действия
1.2. Классификация кривошипных прессов
1.3. Основные признаки для конструктивного подразделения кривошипных прессов . . .
1.4. Универсальные листоштамповочные прессы простого действия
1.5. Вытяжные прессы двойного и тройного действия
1.6. Прессы тройного действия для чистовой вырубки
1.7. Листоштамповочные прессы-автоматы
1.8. Общие тенденции в развитии листоштамповочных прессов
1.9. Гибочные прессы и автоматы
1.10. Кривошипные горячештамповочные прессы
1.11. Обрезные прессы
1.12. Чеканочные прессы и прессы для выдавливания
1.13. Горизонтально-ковочные машины
1.14. Прессы-автоматы для объемной штамповки
1.15. Прессы-автоматы для прессования деталей из металлических порошков . . . .
1.16. Ножницы
12
16
19
20
25
30
32
38
42
43
49
50
53
58
63
66
Глава 2. Кинематические свойства и проектирование исполнительных
механизмов
68
2.1.
2.2.
2.3.
2.4.
Прессы с кривошипно-коромысловым механизмом
Прессы с кривошипно-ползунным механизмом
Прессы с кривошипно-коленным механизмом
Проектирование исполнительных механизмов вытяжных прессов
двойного действия
2.5. Проектирование кулачкового механизма кривошипных прессов
68
71
76
80
83
555
Оглавление
Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессов
85
3.1. Основы силового расчета
3.2. Расчет сил и крутящего момента в кривошипно-ползунном механизме
3.3. Силы и крутящий момент в кривошипно-коленном механизме
чеканочного пресса
3.4. Силовой расчет балок и валов на упругом основании
3.5. Расчет коленчатого вала на усталостную прочность
3.6. Расчет зубчатых передач на усталостную прочность
3.7. Коэффициент долговечности
3.8. Условие прочности и номинальное усилие кривошипного пресса
3.9. Жесткость кривошипного пресса
85
87
94
97
105
113
118
119
122
Глава 4. Расчет энергетических параметров кривошипных прессов
124
4.1.
4.2.
4.3.
4.4.
4.5.
4.6.
4.7.
124
126
130
132
135
140
141
Энергетические возможности кривошипных прессов
Графики деформирующей силы
Нагрузочные графики кривошипных прессов
Расход энергии в приводе кривошипного пресса
Выбор электродвигателя и маховика
Коэффициенты полезного действия кривошипного пресса
График работоспособности кривошипного пресса
Глава 5. Типовые конструкции узлов и систем кривошипных прессов
142
5.1.
5.2.
5.3.
5.4.
5.5.
5.6.
142
148
166
175
181
185
Станины
Узлы и детали привода
Узлы и детали главного исполнительного механизма
Трение в подшипниках и направляющих. Смазывание
Системы управления кривошипными прессами
Техника безопасности
Раздел П. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
187
Глава 6. Типовые конструкции гидравлических прессов
187
6.1.
6.2.
6.3.
6.4.
6.5.
6.6.
6.7.
187
194
199
208
210
211
213
Принцип действия и классификация
Прессы для ковки
Прессы для объемной штамповки
Прессы для листовой штамповки
Прессы для разделки и ломки проката
Прессы для переработки пластмасс и неметаллических материалов
Типовые приводы гидравлических прессов
Глава 7. Рабочая жидкость и основные уравнения гидродинамики
223
7.1.
7.2.
7.3.
223
225
229
556
Характеристика рабочих жидкостей
Основные понятия и уравнения гидродинамики
Уравнение Бернулли для течения жидкости в трубопроводе
Оглавление
7.4.
Гидравлические сопротивления в трубопроводах
231
7.5.
Ударные явления в гидроприводе прессовых установок
233
Глава 8. Типовые конструкции узлов гидропривода
238
8.1. Насосы
8.2. Мультипликаторы
8.3. Распределительные и регулирующие устройства
8.4. Вспомогательные устройства
8.5. Уплотнительные устройства
8.6. Трубопроводы и арматура
Глава 9. Расчет насосного привода гидравлического пресса
238
254
256
264
268
272
274
9.1.
9.2.
9.3.
274
285
9.4.
Динамический расчет насосно-аккумуляторного привода
Расчет энергетических параметров насосно-аккумуляторного привода . . . .
Предварительный расчет основных параметров насосно-аккумуляторного
привода
Расчет энергии, поглощаемой компенсаторами гидравлического удара . . . .
294
297
Глава 10. Типовые конструкции узлов гидравлического пресса
299
10.1.
10.2.
10.3.
10.4.
10.5.
299
305
307
309
310
Станины
Подвижные поперечины
Рабочие и возвратные цилиндры
Стол
Расчет на прочность основных деталей пресса
Глава 11. Прессы с вращающимся инструментом
318
11.1. Общие сведения о прессах с орбитально-вращающимся рабочим инстру­
ментом
11.2. Привод раскатной головки
11.3. Гидравлический пресс с орбитально-вращающейся раскатной головкой . . .
11.4. Прессы с соосно-вращающимся штамподержателем
318
321
324
327
Раздел III. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
332
Глава 12. Общие сведения о винтовых прессах
332
12.1. Принцип действия и классификация
332
12.2. Определение силовых параметров
334
Глава 13. Винтовые фрикционные прессы
336
13.1. Двухдисковые прессы
13.2. Динамический расчет двухдискового пресса
336
340
13.3. Винтовые прессы с муфтой включения
345
Глава 14. Электровинтовые и гидровинтовые прессы
348
14.1. Электровинтовой пресс с дуговым статором
348
557
Оглавление
14.2. Параметры привода электровинтового пресса с дуговым статором
14.3. Гидровинтовой пресс
Раздел IV. МОЛОТЫ
353
355
359
Глава 15. Общие сведения о молотах
359
15.1. Принцип действия и классификация
15.2. Циклы подвижных частей
15.3. Коэффициент полезного действия удара
359
362
364
Глава 16. Типовые конструкции паровоздушных молотов
366
16.1. Типы молотов и их применение
16.2. Требования к конструкции ковочных и штамповочных молотов
16.3. Станины
16.4. Шабот
16.5. Рабочий цилиндр с предохранительным устройством
16.6. Падающие части
16.7. Механизмы парораспределения и управления
16.8. Система смазывания
16.9. Фундаменты
Глава 17. Термомеханический расчет паровоздушных молотов
366
367
372
375
375
378
381
386
386
391
17.1. Термомеханическая система тепловой машины
17.2. Энергоносители паровоздушных и газовых молотов
17.3. Циклы молотовых установок
17.4. Методы термомеханического расчета паровоздушных молотов
17.5. Предполагаемое изменение параметров пара
17.6. Основные размеры цилиндра молота
17.7. Холостые качания падающих частей штамповочного молота
17.8. Рабочие ходы штамповочного молота
17.9. Скорости движения и число ударов молота
17.10. Коэффициент полезного действия паровоздушного молота
17.11. Расчет молота при работе на сжатом воздухе или перегретом паре
391
393
397
402
404
406
407
411
414
416
417
Глава 18. Бесшаботные паровоздушные молоты
419
18.1. Типовые конструктивные схемы
419
18.2. Особенности термомеханического расчета бесшаботных паровоздушных
молотов
421
Глава 19. Высокоскоростные молоты
423
19.1. Общие сведения
19.2. Высокоскоростные газовые молоты
19.3. Высокоскоростные взрывные молоты
423
424
435
Глава 20. Приводные молоты
438
20.1. Общие сведения
20.2. Пневматические молоты
438
439
558
Оглавление
20.3. Механические молоты
20.4. Гидравлические молоты
20.5. Тенденции в развитии приводных молотов
Раздел V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
449
456
457
459
Глава 21. Типовые конструкции и элементы расчета ротационных валковых
машин
459
21.1.
21.2.
21.3.
21.4.
21.5.
21.6.
Принцип действия и классификация
Гибочные машины
Правильные машины
Дисковые ножницы
Ковочные вальцы
Элементы расчета ротационно-валковых машин
459
459
464
467
468
470
Глава 22. Ротационно-ковочные и радиально-обжимные машины
472
22.1. Общие сведения
22.2. Ротационно-ковочные машины
22.3. Радиально-обжимные машины
472
473
477
Раздел VI. АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
КУЗНЕЧНО-ШТАМПОВОЧНЫХ МАШИН
481
Глава 23. Принципы и содержание автоматизированного проектирования
кузнечно-ш[тамповочных машин
481
23.1.
23.2.
23.3.
23.4.
Место автоматизации в общей системе проектирования
Общие закономерности проектирования
Особенности кузнечно-штамповочных машин как объектов проектирования . . .
Математическое обеспечение автоматизированного проектирования кузнеч­
но-штамповочных машин
23.5. Методы и средства синтеза математических моделей кузнечно-штамповочных
машин
.
23.6. Программный комплекс ПА9 анализа динамических систем
23.7. Особенности проектирования кузнечно-штамповочных машин с использова­
нием программных комплексов анализа динамических систем
481
482
485
487
490
490
503
Глава 24. Проектирование кузнечно-штамповочных машин
504
24.1. Кривошипные прессы
24.2. Электровинтовые прессы
24.3. Приводные пневматические молоты
504
544
548
Список рекомендуемой литературы
554
559
Учебное издание
Лев Иванович Живов
Анатолий Георгиевич Овчинников
Евгений Николаевич Складчиков
КУЗНЕЧНО-ШТАМПОВОЧНОЕ
ОБОРУДОВАНИЕ
Редактор Е.Н. Ставицкая
Корректор О.В. Калашникова
Художник С.С. Водчиц
Компьютерная графика М.А. Белявской
Компьютерная верстка И.В. Степанова
Оригинал-макет подготовлен
в Издательстве МГТУ им. Н.Э. Баумана
Санитарно-эпидемиологическое заключение № 77.99.02.953.Д 00568.09.04
от 13.09.2004 г.
Подписано в печать 22.08.2006. Формат 70 х 100/16. Бумага офсетная.
Печать офсетная. Гарнитура «Тайме». Печ. л. 35 + 1 цветная вкл.
Усл. печ. л. 45,5. Уч.-изд. л. 45. Тираж 1000 экз. Заказ № 4074
Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана.
105005, Москва, 2-я Бауманская, 5.
Отпечатано с диапозитивов в ГУП ППП «Типография «Наука».
121099, Москва, Шубинский пер., 6.