Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

Живов_Кузнечно-штамповочное оборудование

.pdf
Скачиваний:
377
Добавлен:
23.03.2016
Размер:
42.45 Mб
Скачать

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.

Расчет подшипников качения. 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.

Расчет зубчатых передач. 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 Нм .

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

iPKI ''РК2

,РМ лЦ^ВПЕНИе в ЦИЛИНДРЕ МУФТЫ

УДАВЛЕНИЕ В ЦИЛИНДРЕ МУФТЫ -,'ДАВЛЕНИЕ В РЕСИВЕРЕ

-1-0 002

.'-О 002

-:;-о.оо2

-i-0 002 =iO

;'о

°;о

,0 -1-0 625 '='0 475 :'0 475

к^ШМХ

^!HfeS.6iL

SM1 /

-,SM3 •SM4 "•РИ1 'Рк2

!РКЗ

.РК4

СИГИ;ЯЛ УПРАВЛ МУФТОЙ

ДАВЛЕНИЕ В РЕСИВЕРЕ '

Г~т

- ДАВЛЕНИЕ е ЦИЛИНДРЕ МУФТЫ

шш[веяЕязявепMilMlXIHUIJiMl^

Переменная Time РК1 РК2

Вариант 1

25 8

10677 92

10677 64

•?':'-f-iT]me|r

- ••:3?°\^s#sS^^^i -':--:' 2С||

^Д^^6__^^а8^ш|но2^

SM2 /

-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

К,,„ =

= 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.

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 кгм" 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