Кривошипные прессы
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
стную прочность (см. табл.9) [2];
?? , ?? - масштабный фактор (табл.10) [2];
k?, k? - коэффициенты эффективной концентрации напряжений (табл.11) [2].
.5 Расчет шатуна на прочность
Шатун воспринимает усилие деформирования.
Расчетное усилие деформирования:
Рр= Кш Р, (25)
Рр=1400 = 400 кН,
где Кш = 1 - для одношатунного привода;
Кш = 0,75..,0,63-для двухшатунного привода.
По конструкции шатуны выполняются с регулировкой и без регулировки длины (рисунок 2.3.).
Рисунок 2.3.Соединение шатуна с ползуном
Усилие сжатия и изгибающий момент от сил трения в шарнирах rа и rв, действующие на шатун, характеризуются напряжениями сжатия ?сж = P/Faa и изгиба ?u= Mu/Waa.
Изгибающий момент:
Mu = fPp(rB-х1(ra+rB)/L), (26)
где ra=rB=0,13 м,
где L=2l0+lk=22d0+2,84d0=20,18+0,26=0,62 м.
Mu =0,03400(0,13 - 0,16(0,13+0,13)/0,62) = 0,75кНм.
Расстояние до опасного сечения Х1 = 1,25гв =1,250,13= 0,16м
Площадь сечения А-А и момент сопротивления для общего случая:
F=K1d2, W=K2d3,=0,7860,092=0,01м2, W=0,0980,093=0,0001м3.
В шатунах с нерегулируемой длиной опасное сечение имеет форму двутавра; соотношения геометрических размеров:
h = 0,565d, b = 0,25d, В = 0,57d.
Коэффициенты K1 и К2 назначаются в зависимости от конструкции шатуна (табл.12) [2].
Результирующее напряжение в сечении А-А
? = ?сж + ?и <[?] . (27)
Диаметр круглого сечения (условный диаметр) двутаврового сечения шатуна
d > 2vcos , (28)
d >2v,
где ? = arccos/2v? ,
? = arccos /2]=92,8.
[?сж] =300 МПа, [?из] =200 МПа.
2.6 Ползун и направляющие ползуна
От точности направления ползуна зависят точность получаемых деталей, износ и долговечность инструмента, предназначенного для разделительных и других операций.
Ползуны кривошипных машин по конструкции подразделяются на три группы: сплошные призматические и коробчатые (ползуны листоштамповочных прессов); с дополнительными направляющими (ползуны КГШП прессов-автоматов для горячей и холодной объёмной штамповки) и в виде пластин для ножниц и листогибочных прессов.
Повышение точности штамповки и более устойчивое перемещение в направляющих достигаются увеличением длины направляющих ползуна.
Точность направления ползуна характеризуется коэффициентом:
Кп =Lн / В,
Кп =1750/1030 =1,7.
В зависимости от типа пресса и усилия (табл. 14,15) [2] определяются геометрические размеры ползуна. Затем производятся проверочные расчеты на допускаемую величину давления.
На направляющие ползуна действуют горизонтальная составляющая силы Nr и изгибающий момент Мп:
Nr= Pf / , (29)
Nr= 4000,03/кН.
Мп = Nr [LH / 2 - (b + Кп1 rв)]+P Xr Kп1, (30)
Мп =26 [1,750/2 - (0,185 + 1 0,13)] + 4000,011=18,6 кНм,
где Xr = rBf((ra+rB)/L+ Кп1),
Xr = 0,130,03((0,13+0,13)/1,75+1)= 0,01 м.
Значение величины b принимается конструктивно при передаче усилия через ось - Кп1 = 1, через поверхность - Кп1=-1 (рис.1)
Удельные усилия на направляющие ползуна:
от горизонтальной составляющей силы Nr
Pn= , (31) Pn= =81,2 кПа,
где LH, bH-длина и ширина направляющих (см.табл.14,15); от момента Мп.
Pm= ,
Pm= =197,2 кПа
Суммарное удельное усилие:
Pmax = Pn + Pm<[P], (32)
Pmax = 81,2+197,2 = 278,4кПа.
Для бронзовых планок Бр05Ц5С5 [Р]=3500 кПа.
Для чугунных и текстолитовых[Р] = 200кПа.
.7 Расчет зубчатых передач
Расчетным параметром зубчатых передач является номинальный крутящий момент, равный произведению номинального усилия на относительное плечо при номинальном недоходе (номинальном угле поворота кривошипного вала). Номинальный крутящий момент сравнивается с моментом, допускаемым прочностью зубчатой пары.
Для приближенного определения основных параметров зубчатых передач используются данные, приведенные в табл. 17 [2].
Величина расчетного номинального момента для зубчатых колес на промежуточных валах:
Мр =М/i?=Pmk/i?, (33)
Мр =4000,26+0,06/0,951=134,7кНм,
где ?=0,95..0,96 - КПД передачи; i =1.
Величина mk определяется по формулам (13), (14) с заменой ? на ?H (табл. 16) [2].
Мкп= ([?k]max /CMC1cos ?3)2(ZkmHВk / KH (i+ik)) > Mp , (34)
Мкп= (1180/2140,96cos10)2(1520,422/1,3(1+1))= 134,7 кНм,
где Кн = K1ПК2К4= 1,311=1,3;
Вk =0,9d0 =0,90,09=0,081 ;
mH = 0,0720,09 = 0,006 Н/м2.
Первая проверка. Определение крутящего момента, удовлетворяющего допускаемой пластической деформации зубьев:
где [?k]mах - допускаемое нормальное контактное напряжение из возможной пластической деформации зубьев (табл. 19) [2];
См - коэффициент, учитывающий модуль упругости материала зубчатого колеса и шестерни (табл.21) [2];
C1 - коэффициент, учитывающий угол зацепления (табл.22) [2];
Кн - коэффициент нагрузки;
Кн = K1ПК2К4
Здесь К1п - коэффициент перегрузки, равный 1,3;
К2 - коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине колеса (табл.23) [2];
К4 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении из-за его неточностей (табл.24) [2];
Zk - число зубьев колеса (табл.17) [2];
i k - передаточное отношение; для наружного зацепления iK=1, для внутреннего зацепления - iK=-1.
Вторая проверка. Определение допустимого передаваемого колесом крутящего момента Мku исходя из усталостной прочности зубьев колеса на изгиб:
Мku=?kmH2ZkBk[?-1u]K? / 0,34Ku(1+?)Ф?[nu]cos?3>Mp , (35)
Мku=0,20,422152751,3/0,340,81(1+0)1,92cos10=297,4 кНм,
где Ф? = Ф?0 +??=1,8+0,1=1,9;
?k= 0,07 - 0,25