Пресове оюладнання / Новий курс лекцій СП / Л 11 Розрахунок коліно-важільн. преса / Розр. коліно-важільн. преса

4.4. Розрахунок конструктивно-технологічних і енергосилових параметрів пресів

Пресові агрегати коліно-важільного типу

Розглянемо методику розрахунку основних параметрів коліно-важільного пре­са, використовуючи кінематичну схему преса CM-301 (див. рис.4.7), що забезпечує двоступінчасте пресування. У якості пресуємого матеріалу використовуємо поро­шкоподібну керамічну масу вологістю W=8...11%.

Згідно [23] для виготовлення якісної цегли тиск пресування при одно-, дво­ступінчастому пресуванні не повинне перевищувати 20 МПа. Приймаємо тиск пресування Р=20 МПа.

Пресове зусилля, необхідне для пресування виробів

P = рF,

де F - сумарна площа поперечних перерізів одночасно пресуємих цеглин, м².

F = nab,

де n - кількість одночасно пресуємих цеглин, шт.; приймаємо n = 4 шт.; а = 0,122 м та b = 0,257 м - розміри сторін цегли.

Тоді F = 40,1220,257 = 0,125 м²; Р = 2010⁶0,125 = 2,510⁶ Н.

Тиск порошку, переданий на стінки форми [23]

P_б = pk_p,

де k_р - коефіцієнт бічного тиску, що характеризує рухливість порошку,

k_p = k₀W + C,

де k₀ - коефіцієнт, що характеризує гранулометричний склад порошку k₀ = 0,021; С - коефіцієнт, що характеризує спосіб стискання, С = 0,26.

Тоді k_p= 0,021110,26 = 0,491; р_б = 2010⁶ 0,491 = 9,82 МПа.

Сумарний бічний тиск порошку на стінки однієї прес-форми за рахунок бічного розпору

P_б = p_бh_k2(a + b),

де h_k =0,066 м - висота відпресованої цегли.

Р_б = 9,8210⁶0,066 2(0,122 + 0,257) = 0,4910⁶, Н.

Згідно [23] залежність між тиском пресування р (кг/см²) та усадкою маси h (см) описується рівнянням

p = ae^n'h.

Після логарифмування одержуємо

Lgp = lga' + n'hlg e,

де а' і n' - постійні коефіцієнти.

Користуючись залежностями [23], визначаємо їхнє значення: а' = 0,0243, n' = 1,288.

Підставивши в рівняння (4.41) значення максимального тиску, отримаємо повну осадку маси:

lg200 = lg0,0243 + 1,288hlg 2,72 , звідки h = 7см = 0,07м.

Висота засипання форми визначається виразом

H₃ = h +h_k = 0,07 + 0,066 = 0,136м.

Виходячи з існуючих конструкцій коліно-важільних пресів, задамося деякими геометричними параметрами кривошипно-шатунного механізму. Приймаємо (див. рис. 4.16) радіус кривошипа ОА = 0,244 м; О'С = 0,375 м; відстань між віссю кривошипа і лінією дії повзуна L = l м.

Відстань між горизонтальною віссю колінчастого вала і площиною столу - 0,7 м, між горизонтальною віссю колінчатого вала і верхньою точкою підвісу ланки O'С-L' = 0,843 м.

У момент закінчення пресування відрізок B_kE = 0,2 м. За закінчення пресування приймаємо поворот кривошипа проти годинної стрілки на кут 21⁰30' від горизон­тальної осі колінчастого вала. Для підвищення точности геометричних побудов циклограму виконуємо в масштабі 1:2 (рис. 4.16).

Накреслимо кінематичну схему механізму в положенні ланок для кінця пресування. При цьому ланки O'_kC_k; C_kB_k; B_kD_k лежать в одній площині. Тоді

C_kB_k = L' - O'_kC_k - B_kЕ = 0,843 - 0,375 - 0,2 = 0,268м.

З точки А_к опустимо перпендикуляри на горизонтальну вісь коленчатого вала - відрізок A_KF і пряму О'_кD_к. Розглянемо прямокутні треугольники GB_kA_k і GC_kA_k.

З GC_kA_k

,

з GB_kA_k

,

відрізки

GC_k = EB_k + B_kC_k - EG; GB_k=EB_k-EG.

Рис: 4.16. Циклограма кривошипно-шатунного механізму

Чотирикутник EGA_k - прямокутний, тому EG = A_kF

GA_k = EF = L + OF.

З прямокутного трикутника FOA_k

A_kF = OA_ksіn = 0,244sin21°30' = 0,089 м;

OF = OA_kcos = 0,244cos21°30' = 0,227м.

Тоді

GC_k = 0,2 + 0,268 - 0,089 = 0,379 м;

GA_k = 1,00 + 0,227 = 1,227 м;

GB_k = 0,2 - 0,089 = 0,111 м;

Позначимо траєкторії, які описують точки з'єднаних ланок при повороті кри­вошипа ОА з інтервалом 20°. Величину шляху повзуна при пресуванні порошку позначимо через Н_рх, він дорівнює h_max. Відкладемо цю величину від точки D_k.

Положення верхньої точки повзуна D_н указує на початок пресування. Позна­чимо пунктиром положення ланок механізму в момент початку пресування ( =230°). Відкладемо цю величину від точки D_k. Положення верхньої точки повзуна D_н указує на початок пресування. Перше пресування продовжується до повороту кривошипа на кут 280°, після чого штемпель піднімається над поверхнею пресуємої цегли. При оберті кривошипа на кут  = 320° починається друге пресування і закінчується після переходу кривошипом ОА відмітки 360°.

На рис. 4.17 представлена розрахункова схема для визначення зусилля Р₁, що діє в нижньому важелі, що пресує. Запишемо рівняння проекцій сил на осі координат X-Х і Y-Y. Згідно [23] у розрахунковій схемі не враховуємо момент тертя від сили Р₁f навколо осі шарніра. Умовно приймаємо, що сила тертя Р₁f прикладена безпо­середньо до осі шарніра, поскільки абсолютна величина цієї похібки невелика. За­пишемо рівняння умови рівноваги механізму:

,

де N - реакція направляючої повзуна, Н; Nf - сила тертя об направляючі повзуна, Н; f - коефіцієнт тертя ковзання, приймаємо f = 0,08;  - кут між вертикальною віссю і нижнім важелем, що пресує, град. Вирішуючи систему рівнянь (4.49), отримаємо

P₁=P/[cos-2fsіn-f²cos].

Формула дійсна для розрахункових схем попереднього і остаточного пресу­вання (див. рис. 4.16). Величину Р визначаємо по формулі (4.35).

Для прикладу визначимо величину Р₁, при куті повороту колінчастого вала  = 350°:

Відповідно до розрахункової схеми для визначення зусиль Р₂, що діють у вер­хньому важелі, що пресує, (рис. 4.17, 4.18), сума моментів сил, прикладених у верх­ній частині шатуна , відносно точки А буде виражена рівнянням

MA = P₁a-P₁fb-P₂c-P₂d = 0,

де Р, f - сила тертя в шарнірі від сили Р₁ Н; а, Ь, с, d - плечі сил, м (визначаємо графічно),  - приведений коефіцієнт тертя.

Приведений коефіцієнт тертя можна визначити з рівняння

P₂R = P₁fR + P₁fr,

де R - довжина верхньої частини шатуна (ланка О'С). м; r - радіус шарніра, r = 0,1 м. Після підстановки в рівняння (4.52) чисельних значень величин получимо  =0,1016.

Рис. 4.17. Схеми для визначення: а - зусилля P₁; б - зусилля Р₂

З рівняння (4.51) отримаємо

.

Цей вираз дійсний при куті повороту колінчастого вала (перше пресування)  = 235^о...280^о. Для остаточного пресування ( = 320°... 360°) формула буде мати вид

Для визначення сил колових P_кол і радіальних R, що діють на шатун, складемо розрахункові схеми для фіксованих положень ланок механізму. Для приклада розгля­немо положення ланок механізму, коли кривошип ОА повернутий на кут  = 280° (рис. 4.18).

Розглянемо сили, що діють на ланки механізму. Рівняння проекцій сил на рухомі осі координат X-Х і Y-Y мають наступний вид :

звідси отримаємо

Величини кутів  та  визначаються графічно. Підставляючи відповідні значення в (4.54 ), (4.56 ), отримаємо

Рис. 4.18. Схема для визначення колових і радіальних сил, що діють на шатун

P_кол = -61,510sіn27° + 61,5100,008cos27° + 59,4800,1016cos26° +

+ 59,480sin26° = 7,95310⁴ (Н);

R = -61,510cos27° - 61,5100,008sіn27° + 59,480cos26° -

- 59,4800,1016sіn26° = -6,210⁴ (Н).

Крутний момент на колінчастому валу

М_кр=Р_колОА.

При повороті кривошипа на кут 280°

M_кр = 7,95310⁴0,244 = 19,4110³ (Нм).

Для різних кутів повороту кривошипа ОА будуються розрахункові схеми і виз­начаються зусилля в ланках механізму, що пресує, P_кол і M_кр. Результати заносяться в таблицю (табл. 4.4). Визначення R і P_кол ведемо з врахуванням ваги механізму пресування (G = 2510⁴ Н).

Визначаємо максимальний крутний момент на відомому зубчастому колесі в момент початку виштовхування цеглин з форми; для цього виконаємо розрахункову схему (рис. 4.19).

Рис 4.І9. Схема до визначення максимального моменту, що крутить, на початку виштовхування виробів з форми

Таблица 4.4

Результати розрахунку пресса

, град	, град	Pх105,Па	P	P1	P2	, град	, град	R	Pкол	Mколx103HM
			Х 104 НM					Х 104 Н
24	240	-	2,500	2,927	2,058	28	8	-0,466	2,085	5,0
22	250	3,22	4,025	4,64	3,406	16	10	-1,011	2,58	6,30
14	260	10,34	12,92	13,320	11,549	3	14	-2,064	5,69	13,88
7,30	270	29,415	36,231	37,543	33,645	11	19	-6,720	9,97	24,33
2,30	280	48,512	60,634	61,511	59,48	27	26	-6,2	7,953	19,41
3,30	320	48,51	60,634	61,743	79,226	74,30	58	23,5	6,42	15,66
4	330	71,40	89,252	91,074	113,476	80	79	29,7	20,78	50,70
5,40	340	87,83	109,75	112,767	130,780	94	81	22,5	24,95	60,88
6,30	350	135,95	169,94	175,415	192,138	101	95	22,39	18,11	44,19
0,0	360	200	250,000	251,615	258,663	110	110	3,35	8,777	21,42
11	40	-	2,5	2,646	2,411	42	10,30	-	0,325	0,79
35	90	-	2,5	3,46	2,108	17	64	-	0,41	1
54	140	-	2,5	5,50	1,442	16	39	-	-0,031	0,01
50	180	-	2,5	4,84	1,151	59	17	-	-1,16	2,83

Згідно [23] крутний момент на валу великої шестірні в момент виштовхування цеглин одного механізму, що пресує, визначається рівнянням

де Q_вишт - сила, необхідна для виштовхування спресованої цегли з форми, Н; а - плече сили Q_вишт, м; k, l - плечі зусилля S, прикладеного до кінця важеля, м; m - плече зусилля N, що діє на ролик при переміщенні по кривsq кулfчка, м; r - плече сили Р'_кол, м; n" - поправочний коефіцієнт, який відповідає ККД передачі (при  = 0,69 n" = 1,45).

Максимальний питомий тиск виштовхування приймаємо рівним q = 1,4 МПа, що відповідає 7% від питомого тиску пресування.

Тоді

Q_вишт = 0,07Р = 0,072,510⁶ = 17,510⁴ (Н).

Введемо коефіцієнт k=1,5 на можливе запресовування

Q₁ = kQ_вишт = l,517,510⁴ (H)

Тоді, згідно (4.58)

М_кр = 26,2510⁴(0,30,4880,3620,87 - 1,45)/0,7740,4 = 56684 (Нм)

По величинах M_кр і M'_кp будуємо діаграму крутних моментів, діючих на веде­ному зубчастому колесі одного пресуючого механізму за цикл (рис. 4.20,а). Потім будуємо спільну діаграму крутних моментів, діючих на ведені зубчасті колеса обох механізмів, що пресують, (цикли зміщені по фазі на 180^о). Середній крутний момент на обох ведених зубчастих колесах за один оберт колінчастого вала

,

де М_n^ср - середній крутний момент на окремій ділянці, Нм; _n - кут noвороту ко­лінчатого вала, на якому діє М_n^ср, град.

На ділянці 0°...42,5° діаграми (див. рис. 4.20) середній крутний момент

М_1ср = [(56684 + 790)/2] - 42,5 = 1221323 (Нмград).

Так по всіх ділянках. У результаті М_n^ср_n=3900658 Нмград.

Тоді

М_ср = 3900658/180 = 21670 Нм.

Момент, приведений до вала двигуна

M_в = M_cp/(і - ').

де і - передатне відношення приводу, і = 98; '- ККД приводу, приймаємо ' = 0,93.

М_в = 216707(98 - 0,93) = 237,76 (Нм).

Рис. 4.20. Діаграма крутних моментів: а - одного механізму; б - обох механізмів, що пресують

Середня потужність на валу двигуна

N_cр = M_в,

де  - кутова швидкість вала електродвигуна, рад/с.

Вибираємо електродвигун з n₁=960 об/хв=16 с^-1. Кутова швидкість вала еле­кт­ро­двигуна

 = 2n₁ = 6,2816 = 100,48 (рад/с).

Тоді

N_cp = 237,76100,48 = 23890,13 (Вт).

Вибираємо електродвигун потужністю 24 кВт.

Продуктивність преса, згідно [23] і з врахуванням двотактної схеми