Расчет основных узлов и деталей кривошипного пресса

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Магнитогорский государственный технический

университет им. Г.И.Носова»

(ФГБОУ ВПО «МГТУ»)

Кафедра «Машины и технологии обработки давлением»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

по дисциплине: Кузнечно-штамповочное оборудование

на тему: Расчет основных узлов и деталей кривошипного пресса

Исполнитель: Бочкарев А. В.

Магнитогорск, 2014

Содержание

1. Определение основных кинематических параметров кривошипных машин

2. Расчет коленчатого вала

3. Расчет зубчатых передач

4. Расчет шатуна на прочность

5. Ползун и направляющие ползуна

6. Расчет мощность электродвигателя

Список литературы

Исходные данные

Вариант №	Наименование КПМ	Номинальная мощность, кН	Ход ползуна, мм.	Число ходов ползуна, мин.
1	КД1424	250	5 … 65	120

Рис. 1. Кинематическая схема открытого однокривошипного пресса простого действия.

1 - электродвигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - маховик; 4 - муфта-тормоз; 5 - кривошипный вал; 6 - шатун; 7 - ползун: 8 - направляющие; 9 - станина; 10 - стойка; 11- механизм регулирования хода ползуна.

1. Определение основных кинематических параметров кривошипных машин.

Путь ползуна.

H = 2R => R = H/2 = 65/2 = 32,5мм

где H - ход ползуна,

R - длина кривошипа.

Значение л принимаем по таблице 6. л = 0,2

S_0є = 32,5[(1 - cos0є) + (0,2/4)(1 - cos2(0є)] = 0мм

S_30° = 32,5[(1 - cos30є) + (0,2/4)(1 - cos2(30є)] = 5,04мм

S_60є = 32,5[(1 - cos60є) + (0,2/4)(1 - cos2(60є)] = 18,69мм

S_90є = 32,5[(1 - cos90є) + (0,2/4)(1 - cos2(90є)] = 35,75мм

S_120є = 32,5[(1 - cos120є) + (0,2/4)(1 - cos2(120є)] = 51,19мм

S_150є = 32,5[(1 - cos150є) + (0,2/4)(1 - cos2(150є)] = 61,59мм

S_180є = 32,5[(1 - cos180є) + (0,2/4)(1 - cos2(180є)] = 65мм

Скорость ползуна пресса

где n₀ - число оборотов кривошипа

V_0є = 3,14·32,5·120/30(sin0є + (0,2/2)sin2(0є)) = 0мм/с

V_15є = 408,2(sin15є + (0,2/2)sin2(15є)) = 126,5мм/с

V_30є = 408,2(sin30є + (0,2/2)sin2(30є)) = 239,6мм/с

V_45є = 408,2(sin45є + (0,2/2)sin2(45є)) = 326,6мм/с

V_60є = 408,2(sin60є + (0,2/2)sin2(60є)) = 390,6мм/с

V_75є = 408,2(sin75є + (0,2/2)sin2(75є)) = 416,4мм/с

V_90є = 408,2(sin90є + (0,2/2)sin2(90є)) = 408,2мм/с

Ускорение ползуна

J_0° = (3,14·32,5·120/30)²·32,5(cos0° + 0,2·cos2(0є)) = 6498462 мм/с²

J_30° = 5415385,3(cos30° + 0,2·cos2(30є)) = 5252924 мм/с²

J_60° = 5415385,3(cos60° + 0,2·cos2(60є)) =2166154 мм/с²

J_90° = 5415385,3(cos90° + 0,2·cos2(90є)) = - 1083077 мм/с²

J_120° = 5415385,3(cos120° + 0,2·cos2(120є)) = - 3249231 мм/с²

J_150° = 5415385,3(cos150° + 0,2·cos2(150є)) = - 4169846 мм/с²

J_180° = 5415385,3(cos180° + 0,2·cos2(180є)) = - 4332308 мм/с²

2. Расчет коленчатого вала

Расчет геометрических размеров коленчатого вала.

Р = 250 кН

d_в = d₀ = 70мм

d_a = 1,5 d₀ = 1,5·70 = 105мм

l₀ = 2 d₀ = 2·70 = 140мм

l_к = 2,84 d₀ = 2,84·70 = 199мм

l_ш = 1,5 d₀ = 1,5·70 = 105мм

В = 0,67 d₀ = 0,67·70 = 46,9мм

а = 1,66 d₀ = 1,66·70 = 116,2мм

R = 0,08 d₀ = 0,08·70 = 5,6мм

r₀ = d₀/2 = 70/2 = 35мм

r_а = d_а/2 = 105/2 = 52,5мм

Определение крутящего момента.

Крутящий момент на коленчатом валу реального механизма (с учетом сил трения):

М_кр = Р·m_k = P(m_k^u + m_k^f)

где m_k^u = R(sinб + (л/2)·sin2б);

m_k^f = f[(1+ л)r₀ + лr_a + r₀(1 + (l₀/l_k) + r₀(l₀/l_k)]

m_k^u_0є = 32,5(sin0° + (0,2/2)·sin2(0є)) = 0мм

m_k^u_15є = 32,5(sin15° + (0,2/2)·sin2(15є)) = 10,075мм

m_k^u_30є = 32,5(sin30° + (0,2/2)·sin2(30є)) = 19,078мм

m_k^u_45є = 32,5(sin45° + (0,2/2)·sin2(45є)) = 26мм

m_k^u_60є = 32,5(sin60° + (0,2/2)·sin2(60є)) = 31,1мм

m_k^u_75є = 32,5(sin75° + (0,2/2)·sin2(75є)) = 33,15мм

m_k^u_90є = 32,5(sin90° + (0,2/2)·sin2(90є)) = 32,5мм

m_k^f = 0,07[(1+0,2)·35 + 0,2·52,5 + 35(1+140/199) + 35(140/199)]

m_k^f = 9,56мм

М_кр = 250·(9,56 + 19,08) = 7160 кН·мм

Расчет коленчатого вала.

Усилие, допускаемое прочностью коленчатого вала, в сечении В-В:

P_a = 266210 Н

Максимальное, нормальное напряжение:

M_из = (P_a·l₀)/2 = (266210·0,14)/2 = 18634,7 Н·м

Максимальное касательное напряжение:

Коэффициент запаса прочности на изгиб:

где у_а - амплитуда цикла;

у_а = у_max/2 = 543,29/2 = 271,7 Мпа

у_m = 0 - среднее напряжение цикла;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

;

;

Общий коэффициент запаса прочности:

где ш_у и ш_ф - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность;

е_ф и е_у - масштабные факторы;

k_ф и k_у - коэффициенты эффективной концентрации напряжений;

n - коэффициент запаса прочности.

Вывод : Коэффициент запаса прочности меньше необходимого,n=0,457 < n=1,2-1,4, следовательно необходимо увеличить диаметр вала.

3. Расчет зубчатых передач

Величина расчетного номинального момента для зубчатых колес на промежуточных валах:

М_р = М/iз = P·m_k/iз

Первая проверка. Определение крутящего момента, удовлетворяю-

щего допускаемой пластической деформации зубьев:

где [у_к]_мах - допускаемое нормальное контактное напряжение из возможной пластической деформации зубьев (табл.19);

С_м - коэффициент, учитывающий модуль упругости материала зубчатого колеса и шестерни (табл.21);

С₁ - коэффициент, учитывающий угол зацепления (табл.22);

К_н - коэффициент нагрузки;

К_н = К_1п·К₂·К₄

Здесь К_1п - коэффициент перегрузки, равный 1,3;

К₂ - коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравно-

мерность распределения нагрузки по ширине колеса (табл.23);

К₄ - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении из-за его неточностей (табл.24);

Z_к - число зубьев колеса (табл.17);

i_к - передаточное отношение; для наружного зацепления i_к=1, для внутреннего зацепления - i_к=-1.

Вторая проверка. Определение допустимого передаваемого колесом крутящего момента М_ku исходя из усталостной прочности зубьев колеса на изгиб:

 ;

где ;

ц_к = 0,07 - 0,25;

K_u = K₂·K_эu·K₄

K_е = 1 для прямозубых колес;

K_е = 1,3 для косозубых и шевронных;

В₂₀ - угол наклона зуба(табл.18)

[у_-1u], [n_u], K₂,,, K_эu, K_эк принимаются по табл.19, 20, 23, 26-28.

Третья проверка. Проводится для закрытых зубчатых передач. Определяется допустимый крутящий момент М_кк, передаваемый колесом, исходя из выносливости поверхностей зубьев:

;

где [у_к] - допускаемое нормальное контактное напряжение ис-ходя из усталостной прочности поверхности зубьев (табл.19);

К_к - коэффициент нагрузки при расчете на усталостную проч-ность поверхностей зубьев.

К_к = К₂·К_эк·К₄

К_эк - коэффициент эквивалентной нагрузки, учитываю-щий переменность режима работы и расчетный срок службы колес (табл.28).

4. Расчёт шатуна на прочность

Шатун воспринимает усилие деформирования.

Расчётное усилие деформирования:

Р_р = К_шР

где - К_ш = 1 - для одношатунного привода

Р_р = 1• 250 = 250 кН

По конструкции шатуны выполняются с регулировкой и без регулировки длины.

Усилие сжатия и изгибающий момент от сил трения в шарнирах r_a и r_b, действующие на шатун, характеризуются напряжениями сжатия у_сж=Р/F_аа и изгиба у_u=M_u/W_aa

Изгибающий момент:

M_u=fP_p(r_b - X₁(r_a+r_b)/L)

Расстояние до опасного сечения от оси малой головки шатуна:

X₁=1,25r_b;

Х1=1,25•35=43,75мм;

M_u=0,07•250•10³(35 - 43,75(52,5 + 35)/165,2)=206,98 кН•мм

Площадь сечения А-А и момент сопротивления для общего случая:

F=k₁•d² W=k₂•d³

Коэффициенты k₁ и k₂ назначаются в зависимости от конструкции шатуна (табл.12)

Расчёт шатуна имеющего круглое сечение:

d=0,5d₀=0,5•70=35мм;

F=k₁d²=0,786•35²=962,85мм²;

W=k₂d³=0,098•35³=4201,75мм³

Результирующее напряжение в сечении А-А:

Напряжение сжатия:

у_сж=P/F=250•10³/962,85=259,65 МПа;

Напряжение изгиба:

у_u=M_u/W=206,98•10³/4201,75=49,26 МПа;

у = у_сж + у_u ? [у] [у] = 250 МПа

у = 259,65 + 49,26 = 308,91 МПа >[у]

Вывод: диаметр шатуна недостаточный, его следует увеличить

до 0,6d₀ч0,7d₀.

Расчёт шатуна имеющего двутавровое сечение.

Диаметр двутаврового сечения шатуна:

;

где

F = k₁d² = 0,39•35² = 477,75мм²;

W = k₂d³ = 0,08•35³ = 3430мм³

Результирующее напряжение в сечении А-А:

Напряжение сжатия:

у_сж=P/F=250•10³/477,75=523,29 МПа;

Напряжение изгиба:

у_u=M_u/W=206,98•10³/3430=60,34 МПа;

у = у_сж + у_u ? [у] [у] = 250 МПа

у = 523,29 + 60,34 = 583,63 МПа > [у]

Вывод: необходимо увеличить условный диаметр.

5. 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 перемеще- ние в направляющих достигаются увеличением длины направляющих ползуна.

Точность направления ползуна характеризуется коэффициентом:



L_н = К_nВ = 2?800 = 1600мм

В зависимости от типа пресса и усилия (табл.14,15) определяют-ся геометрические размеры ползуна. Затем производятся провероч-ные расчёты на допускаемую величину давления.

На направляющие ползуна действуют горизонтальная составляю-щая силы N_г и изгибающий момент M_п

;

N_г = (250?10³?0,07(52,5 + 35))/165,2 = 926,9 Н;

кинематический скорость ползун электродвигатель

М_п = N_г[L_н/2 - (b + k_п1r_b)] + PX_гk_п1;

где Х_г = r_bf((r_a + r_b)/L + k_п1;

Х_г = 35?0,07((52,5 + 35)/165,2 + 1) = 3,75мм;

М_п = 926,9(1600/2 - (150 + 1?35)) + 250?10³?3,75?1;

М_п = 1,508?10⁶Н?мм

Удельные усилия на направляющие ползуна:

от горизонтальной составляющей силы N_г

Р_n = N_г/L_нb_н;

где L_н, b_н - длина и ширина направляющих от момента М_п

P_n = 926,9/(1600?150) = 0,0039 МПа

от момента М_п

Р_m = 6M_п/L_н²b_н;

Р_m = (6?1,508?10⁶)/(1600²?150) = 0,024 МПа

Суммарное удельное усилие:

Р_max = P_n + P_m <[P];

Р_max = 0,0039 + 0,024 = 0,0279МПа = 27,9 кПа;

Р_max = 27,9 кПа < [Р] = 200 кПа

Выбираем чугунные или текстолитовые планки.

6. Расчёт мощности электродвигателя

Электропривод кривошипных прессов работает в условиях пиковых нагрузок. Крутящий момент на кривошипном валу пресса во время выполнения технологической операции в несколько раз превышает крутящий момент во время холостого хода.

Маховик пресса во время выполнения технологической операции снижает число оборотов, отдавая часть накопленной энергии.

Во время холостого хода электродвигатель разгоняет маховик, восстанавливая запас его кинетической энергии. Наличие маховика позволяет применять электродвигатель меньшей мощности.

Работа кривошипного пресса на одиночных ходах за время одного цикла

А_ц = А_м + А_д + А_f + А_х.х.

где А_м - работа, затрачиваемая на трение при включении фрикционной муфты ;

А_м = ш_m Р;

где ш_m - коэффициент, зависящий от типа пресса

А_m = 2?250 = 500 Дж;

А_g - работа пластического деформирования

А_g = ш_gР(S_g + Д) = ш_gP(K_pH + P/C)

Здесь ш_g - коэффициент, назначаемый в зависимости от выполняе-

мой технологической операции (табл.2);

К_р - коэффициент, принимаемый в соответствии с техноло -

гическим назначением пресса (табл.1)

С - коэффициент жёсткости (табл.3)

А_g = 0,5•250•10³(0,12•0,065 + ) = 1,095 кДж;

А_f - работа, затрачиваемая на трение в процессе деформирова-

ния;

Н - величина хода ползуна.

А_f = Р_срm_k^fб_pр/180 = (A_g/S_g)m_k^fб_p(р/180);

Б_р = arccos ;

S_p = K_pH + (P/C);

S_p = 0,12•0,065 + (250/260000);

S_p = 0,0088 м;

Б_р = arccos ;

А_р =39,8°

А_f = 250•0,00956•39,8°•(3,14/180);

А_f = 1,66 кДж;

где А_х.х - работа, холостого хода, определяется по графику (рис.2 прил.1)

А_х.х = 9 кДж;

А_ц = 500 + 1,095 + 1,66 + 9;

А_ц = 511,755 кДж

Мощность электродвигателя по выражению:

N = K_g(A_м + А_g + А_f + А_х.х)/Т_ц;

N = 1,5(500 + 1,095 + 1,66 + 9)/1,25;

N = 614 кВт;

Т_ц = 60/nс;

Т_ц = 60/120•0,4;

Т_ц = 1,25с

где n - число ходов ползуна;

Значения с принимаются по таблице 4;

К_g - по таблице 5.

Список литературы

1. Денисов П.И., Кальченко А.А., Рузанов В.В. “Курсовое проек-тирование по кузнечно-штамповочному оборудованию. Кривошипные прессы.” 2003г.

Размещено на Allbest.ru