Кривошипний прес

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Розробка кінематичної схеми кривошипного преса

В сучасних кривошипних пресах загальне передатне число привода змінюється у широких межах 2< і<250. До лівої частини вказаного діапазону відносять автомати з само подачею матеріалу, а до правої - потужні листоштампувальні преси для глибокої витяжки, які здійснюють 3 - 4 ходи за хвилину.

Загальне передатне число привода знаходять за формулою:

і = n_н/n_х = i₁i₂i₃…..i_n

де n_н --- частота обертання вала електродвигуна об/хв;

n_х--- кількість ходів повзуна у хвилину;

i₁i₂i₃…..i_n--- значення передатних чисел окремих передач, які входять у загальну схему привода кривошипного преса.

При цьому номінальну частоту обертів електродвигуна з врахуванням ковзання, наприклад 4%, приймають: n_н=1440 об/хв при синхроній частоті n_о=1500 об/хв та при n_н=960 об/хв n_о=1000 об/хв.

Значення передатних чисел вибирають з таблиці 1.

Звичайно співвідношення між передатними числами зубчастих передач в багатоступінчастому приводі має вигляд:

і_шв< і_пр< і_m

де і_шв, і_пр, і_m - передатне число, відповідно, швидкісної, проміжної та тихохідної зубчастих передач.

Таблиця №1

Рекомендовані значення передатних чисел у приводі кривошипного преса

Тип привода	Передатне число
Клинопасова передача у швидкохідному пресі з одноступінчастим приводом	6,9 - 10,6
Клинопасова передача у швидкохідному пресі з двоступінчастим приводом	2,5 ---- 4,5
Клинопасова передача у тихохідному пресі з багатоступінчастим приводом	3,0-------7,0
Одностороння зубчаста передача тихохідна у триступінчатому приводі	5,5------------12,1
Одностороння зубчаста передача тихохідна у чотириступінчатому приводі	4,7----7,7
швидкохідна	3,5------5,1
Двостороння зубчаста передача тихохідна у триступінчатому приводі	9,1----11,1
Двостороння зубчаста передача тихохідна у чотириступінчатому приводі	4,8---7,5
Швидкохідна	3,3---6,5

При виборі передаточного числа зубчастої передачі недоцільно приймати його цілому числу, так як в цьому випадку відбувається навантаження та максимальне спрацювання одних і тих же зубів колеса та шестерні під час виконання технологічної операції.

Кінематична схема приводу кривошипного преса визначається його технологічним призначенням, кількістю подвійних ходів преса та його номінальним зусиллям. При її розробці необхідно проаналізувати принципові кінематичні схеми існуючих аналогічних кривошипних машин, наведені в [3,с178-184; 4,с152-155;5,с77-78; 6,с145-150;] На рис.1 для прикладу наведено типову кінематичну схему універсального кривошипного преса двоступінчастим приводом.

2. Кінематичний розрахунок преса

У кривошипному пресі, який має центральний кривошипно повзуний механізм, переміщення повзуна знаходять за формулою:

S = R Ч [(1- cos б ) + Ч (1- cos2 Ч б )]

де R- радіус ведучого кривошипа, мм ;

б- кут повороту ведучого кривошипа, градусах;

л- коефіцієнт довжини шатуна, який дорівнює відношенню радіуса ведучого кривошипа до довжини шатуна.

Рис. 1 Типова кінематична схема універсального кривошипного преса двоступінчастим приводом

кривошипний прес машина привід

Швидкість повзуна розраховують за залежністю:

н = щ Ч R Ч (sin б + л/2 Ч sin 2Чб)

де щ- кутова швидкість обертання ведучого кривошипа, 1/с ;

щ = р Ч n_х / 30

Прискорення повзуна знаходять з виразу:

j = - щ² Ч R Ч ( cos б + л Ч cos 2б)

У вище наведені вирази підставляють вихідні дані та розраховують переміщення, швидкість та прискорення для декількох положень головного вала, наприклад при б=10є та б=30є, що дозволяє перевірити результати подальшого розрахунку за допомогою програмованого калькулятора. Програма для розрахунку переміщення, швидкості та прискорення повзуна кривошипного преса наведена в табл.2

Таблиця 2

Програма для розрахунку переміщення, швидкості та прискорення повзуна кривошипного преса

Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код
00	1	01	27	+	10
01	ИП1	61	28	ИП3	63
02	2	02	29	ИП5	65
03	Ч	12	30	Ч	12
04	П6	46	31	П7	47
05	F cos	1Г	32	Ч	12
06	-	11	33	С/П	50
07	4	04	34	ИП6	66
08	ч	13	35	F cos	1Г
09	ИП4	64	36	ИП4	64
10	Ч	12	37	Ч	12
11	ИП1	61	38	ИП1	61
12	F cos	1Г	39	F cos	1Г
13	-	11	40	+	10
14	1	01	41	ИП7	67
15	+	10	42	ИП5	65
16	ИП3	63	43	Ч	12
17	Ч	12	44	Ч	12
18	С/П	50	45	/-/	ОL
19	ИП6	66	46	С/П	50
20	F sin	1С	47	ИП1	61
21	2	02	48	ИП2	62
22	ч	13	49	+	10
23	ИП4	64	50	П1	41
24	Ч	12	51	БП	51
25	ИП1	61	52	00	00
26	F sin	1С

Розподіл комірок пам'яті:

б₀ = 0є? П1; ? б>П2; R> П3; л> П4; щ> П5;

Програма для розрахунку переміщення, швидкості та прискорення повзуна кривошипного преса вводять у пам'ять ПМК шляхом послідовного натискання клавіш В/О, F, ПРГ та клавіш команд програми.Після завершення набору програми ПМК переводять в режим Автоматична робота, клавішами F Авт і записують вихідні дані до комірок пам'яті за допомогою клавіші П.

Розрахунок починають натисненням клавіш В/О, С/П.

Після обчислення першого розрахункового параметра - переміщення повзуна S ПМК зупиняється. Під час зупинки з індикатора записують значення переміщення повзуна у табл.3 та натискають клавішу С/П.

При подальших двох зупинках ПМК на індикаторі відображається значення швидкості н та прискорення повзуна преса j, які також заносять в табл.3.

Усі ці три значення переміщення, швидкості та прискорення повзуна преса відповідають одному куту повороту головного вала б=0є. Після подальшого пуску ПМК вираховуються кінематичні параметри S, н, j, при наступних кутах повороту головного вала, при б = 10є і т.д. Продовжувати розрахунок після кожної зупинки необхідно натискувати С/П.

Розрахунок виконують при кутах повороту головного вала від 0є до 360є через кожні 10є. По одержаним результатам необхідно побудувати графіки залежностей переміщення, швидкості та прискорення повзуна кривошипного преса від кута повороту головного вала S = f (б), н = f (б), j = f (б) з вказівкою масштабу по осям координат.

Таблиця 3

Залежність переміщення, швидкості та прискорення повзуна кривошипного преса від кута повороту головного вала

Величина	б, град
	0	10	20	30	.......................................................	350	360
S, мм
н, мм/с
J, мм/с2

3. Силовий розрахунок і умова міцності кривошипної машини

Розміри головного вала орієнтовно визначають виходячи з номінального зусилля преса Рн(МН), по табл.4. При цьому розміри одержують в міліметрах. Отримані результати округлюють до ближчого значення, яке закінчується на 0 або на 5 та вибирають матеріал вала. Для головних валів універсальних кривошипних пресів приймають сталь 45 нормалізовану, яка має границю витривалості при згинанні

G_-1И=280 МПа , а для головних валів відповідальних машин --- сталь 40ХН поліпшену з границею витривалості G_-1И=400 МПа.

Зведене плече сили у реальному механізмі знаходять як суму зведених плеча тертя та ідеального плеча:

m_k = m_k^f + m_kⁱ

У випадку центрального кривошипно - повзуного механізму ідеальне зведене відносне плече сили знаходять за формулою:

m_k ^f = R (sin б + л sin2б )

Для двостоякового кривошипного преса з центральним кривошипно - повзуного механізмом і верхнім розташуванням головного вала зведене відносне плече тертя дорівнює:

m_k^f = 0,5 f [(1+ л)Чd_A+ л Ч d_B+d₀]

де f - коефіцієнт тертя, який має такі значення для рідкого мастила f = 0,03...0,04 ;

для густого мастила f = 0,05....0,06;

d_A, d_B, d₀ - діаметри, відповідно шатунної шийки головного вала, великої головки шатуна, малої головки шатуна та опорної шийки головного вала, мм.

Для одностоякового кривошипного преса [6.с.138.рис.53]

m_k^f = 0,5f [(1+ л) Ч d_A + л Ч d_B + (1+l₂/ l₃) d₀₁ + l₂/ l₃ d₀₂]

де d₀₁, d₀₂ --- діаметри, відповідно, першої опорної шийки кривошипного вала, розташованого біля маховика або зубчастого колеса, мм;

l₂, l₃ --- відстані, відповідно від середини шатуна до першої опорної шийки та між опорними шийками кривошипного вала, мм.

Таблиця 4

Орієнтовні співвідношення розмірів головних валів

Розмір	Тип вала кривошипного преса
	Кривошипний	Одноколінчастий	Двоколінчастий	Ексцентриковий	Вісь шестерне- ексцентрикового привода
Діаметр опорної шийки d0	Визначається побудовою	Рн?2МН d0=140vPн ; Рн?2МН d0=120vPн+0,6	Рн?1,6МН d0=140vPн ; Рн?1,6МН d0=90vPн+3	d0=103vPн+1	d0=25Рн+100
Діаметр шатунної шийки dA	155vPн	1,5 d0	1,35 d0	Визначається побудовою	Визначається побудовою
Діаметр малої головки шатуна dB	dA	d0	d0	(1,0..1,2) d0	d0
Довжина опорної шийки l0	(0,6...1,5) d0	2d0	1,9 d0	1,85 d0	(1,0...1,5) d0
Довжина шатунної шийки lш	-------------	1,5d0	1,3 d0	0,85 d0	1,25 d0
Довжина шатунної шийки включно з боковими щоками lк	----------------	2,8 d0	2,5 d0	----------------	-----------------

Програма для розрахунку зведеного плеча сили m_k двостоякового кривошипного преса наведена в табл.5, а одностоякового в табл. 6.

Отримані результати розрахунку заносять в табл.7 та будують графік залежності зведеного плеча від кута повороту головного вала б при зміні останнього від 0 до 90є з вказівкою масштабу по осям координат.

Таблиця 5

Програма для обчислення зведеного плеча сили двостоякового преса

Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код
00	1	01	20	ИП4	64
01	ИП4	64	21	Ч	12
02	+	10	22	2	02
03	ИП5	65	23	ч	13
04	Ч	12	24	ИП1	61
05	ИП4	64	25	F sin	1С
06	ИП6	66	26	+	10
07	Ч	12	27	ИП3	63
08	+	10	28	Ч	12
09	ИП7	67	29	ИП0	60
10	+	10	30	+	10
11	ИП8	68	31	С/П	50
12	Ч	12	32	ИП1	61
13	2	02	33	ИП2	62
14	ч	13	34	+	10
15	П0	40	35	П1	41
16	ИП1	61	36	БП	51
17	2	02	37	16	16
18	Ч	12
19	F sin	1C

Розподіл комірок пам'яті:

б₀ = 0є > П1; ? б > П2;

R > П3;

л > П4;

d_A > П5 ;

d_В > П6 ;

d₀ > П7 ;

f > П8.

Таблиця 6

Програма для обчислення зведеного плеча сили одностоякового преса

Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код
00	1	01	25	ч	12
01	ИП4	64	26	ПС	4C
02	+	10	27	ИП1	61
03	ИП5	65	28	2	02
04	Ч	12	29	Ч	12
05	ИП4	64	30	Fsin	1C
06	ИП6	66	31	ИП4	64
07	Ч	12	32	Ч	12
08	+	10	33	2	02
09	ИП9	69	34	ч	13
10	ИП0	60	35	ИП1	61
11	ч	13	36	Fsin	1C
12	ПВ	4L	37	+	10
13	1	01	38	ИП3	63
14	+	10	39	Ч	12
15	ИП7	67	40	ИПС	6C
16	Ч	12	41	+	10
17	+	10	42	С/П	50
18	ИПВ	6L	43	ИП1	61
19	ИП8	68	44	ИП2	62
20	Ч	12	45	+	10
21	+	10	46	П1	41
22	ИПА	6-	47	БП	51
23	Ч	12	48	27	27
24	2	02

Розподіл комірок пам'яті:

б₀=0є?П1; ? б>П2; R>П3; л>П4; d_A>П5 ; d_В>П6 ; d₀₁>П7 ; d₀₂>П8 ;

l₂>П9; l₃>П0; f>ПA.

Таблиця 7

Залежність зведеного плеча сили та зусиль, припустимих міцністю головного вала і зубчастої передачі, від кута повороту головного вала

б град	0	10	20	30	.......	80	90
mk мм
Рдв-в, КН
Рдз, КН

Зусилля на повзуні, припустимі міцністю головного вала, розраховують в залежності від його розрахункової схеми по виразам, наведеним у [6,с.355-362]

Кривошипний вал.

Формула для визначення зусилля, припустимого міцністю перерізу В-В кривошипного вала[7,с.138,табл.4] має вигляд:

Р_д^в-в- допустиме зусилля по міцності перерізу В-В кривошипного вала;

d- діаметр кривошипа (шипа) у перерізі В-В, мм.

G_-1И -границя витривалості при згинанні гладкого зразка при знакозмінному (симетричному ) циклі МПа;

n-коефіцієнт запасу міцності ; для універсальних пресів n=1,3 ; для пресів-автоматів n=1,7...2;

k_e- коефіцієнт еквівалентного навантаження: для універсальних пресів k_e=0,8;

для пресів-автоматів k_e=1,0;

Ф^B_G, Ф^B_ф--константи міцності у перерізі В-В, які вибирають по графікам, відповідно, при згинанні [5,с.55 рис.2.18 а, в, 6, с237,рис.62, а, в] та при крученні [5,с.55,рис.218,б, в, 6,с.137, рис.62, б, г]

l_ш- довжина шатунної шийки кривошипного вала, мм.

Після вирахування ручним способом значень припустимих зусиль при декількох кутах повороту головного вала, наприклад при б = 10є та б = 30є, програму вводять (табл.8) в ПМК разом з вихідними даними та визначають припустиме зусилля по міцності перерізу В-В кривошипного вала при кутах повороту від 0єдо 90є через кожні 10є.

Отримані значення зусиль заносять в табл. 7 та будують графік залежності

Р_д^В-В= f (б) з вказівкою масштабу по осям координат.

Одноколінчастий вал.

Формула для визначення зусилля, припустимого міцністю перерізу В-В одноколінчастого вала [6,с.356, рис 61 та 65] у випадку S> d₀, має вигляд:

Програму для обчислення зусилля, припустимого міцністю перерізу В-В одноколінчастого вала (табл.9) вводять у ПМК, розраховують, результати заносять в табл. 7 та будують графік залежності Р_д^В-В= f (б) з вказівкою масштабу по осям координат.

Двоколінчастий вал.

Формула для визначення зусилля, припустимого міцністю перерізу В-В двоколінчастого вала на двох опорах з одностороннім зубчастим приводом [6,с.361], має вигляд:

де l₀- довжина опорної шийки вала, мм.

д- установочний кут шестерні град, вимірюють за кресленням або приймають рівним 70- 75є або 250- 255є [3,с.115];

б_ш- кут зачеплення; приймають рівним 15-20є ;

R_к--радіус початкового обводу зубчастого колеса, мм.

L₁- половина довжини консольної частини вала, на якій закріплено зубчасте колесо, мм.

Програму для визначення зусилля, припустимого міцністю двоколінчастого вала(табл.10) записують в пам'ять ПМК, обчислюють, заносять результати в табл.7 та будують графік залежності Р_д^В-В= f (б) з вказівкою масштабу по осям координат.

Ексцентриковий вал.

Формула для визначення зусилля, припустимого міцністю перерізу В-В ексцентрикового вала [6.с.143.рис.68]; має вигляд:

Програму для визначення зусилля, припустимого міцністю ексцентрикового вала (табл.9) вводять в пам'ять ПМК разом з вихідними даними, обчислюють, заносять результати в табл.7 та будують графік залежності Р_д^В-В= f (б) з вказівкою масштабу по осям координат.

Односторонній шестірне- ексцентриковий привод.

Формула для визначення зусилля, припустимого міцністю осі двостороннього шестірне- ексцентрикового привода [6,с.142, рис.67]; має вигляд:

де l₀- довжина опорної частини шестерні ексцентрика, мм.

Програму для визначення зусилля, припустимого міцністю вісі міжопорного двостороннього шестірне-ексцентрикового привода (табл.12) вводять в пам'ять ПМК разом з вихідними даними, обчислюють, заносять результати в табл.7 та будують графік залежності Р_д^В-В= f (б) з вказівкою масштабу по осям координат.

Таблиця 8

Програма для розрахунку зусиль, припустимих міцністю кривошипного вала

Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код
00	3	03	22	Fsin	1C
01	ИП9	69	23	+	10
02	Fxy	24	24	ИП3	63
03	ИП6	66	25	Ч	12
04	Ч	12	26	ИП5	65
05	0	00	27	+	10
06	,	0-	28	Fx2	22
07	2	02	29	ИПА	6-
08	Ч	12	30	Ч	12
09	ИП7	67	31	ИПВ	6L
10	ч	13	32	ИПС	6C
11	ИП8	68	33	Fx2	22
12	ч	13	34	Ч	12
13	ИП1	61	35	+	10
14	2	02	36	Fv	21
15	Ч	12	37	ч	13
16	Fsin	1C	38	С/П	50
17	ИП4	64	39	ИП1	61
18	Ч	12	40	ИП2	62
19	2	02	41	+	10
20	ч	13	42	П1	41
21	ИП1	61	43	БП	51
			44	00	00

Розподіл комірок пам'яті:

б₀ = 0є? П1; ? б> П2; R> П3 ; л> П4; m_k ^f>П5; G_-1И > П6; n> П7;

k_e> П8; d > П9; Ф^В_ф > ПА; Ф^В_G > ПB; l_ш > ПС.

Таблиця 9

Програма для розрахунку зусиль, припустимих міцністю одноколінчастого вала

Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код
00	3	03	23	ч	13
01	ИП9	69	24	ИП1	61
02	Fxy	24	25	Fsin	1С
03	ИП6	66	26	+	10
04	Ч	12	27	ИП3	63
05	0	00	28	Ч	12
06	,	0-	29	ИП5	65
07	2	02	30	+	10
08	Ч	12	31	ИП9	69
09	ИП7	67	32	0	00
10	ч	13	33	,	0-
11	ИП8	68	34	1	01
12	ч	13	35	7	07
13	ИПА	6-	36	Ч	12
14	Fv	21	37	+	10
15	ч	13	38	ч	13
16	ИП1	61	39	С/П	50
17	2	02	40	ИП1	61
18	Ч	12	41	ИП2	62
19	Fsin	1С	42	+	10
20	ИП4	64	43	П1	41
21	Ч	12	44	БП	51
22	2	02	45	00	00

Розподіл комірок пам'яті:

б₀ = 0є > П1; ? б > П2; R > П3 ; л > П4; m_k ^f> П5; G_-1И > П6; n> П7;

k_e> П8; d₀ > П9; Ф^В_ф > ПА.

(значення результатів на індикаторі в Н перевести в КН)

Таблиця 10

Програма для розрахунку зусиль, припустимих міцністю двоколінчастого вала

Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код
00	ИП1	61	24	ИП9	69	48	+	12
01	2	02	25	+	10	49	Fv
02	Ч	12	26	Ч	12	50	ИП8	68
03	F sin		27	П0	40	51	Ч	12
04	ИП4	64	28	0	00	52	F1/х
05	Ч	12	29	,	0-	53	ИП6	66
06	2	02	30	0	00	54	F x2
07	ч	13	31	6	06	55	ИП6	66
08	ИП1	61	32	2	02	56	Ч	12
09	Fsin		33	Ч	12	57	Ч	12
10	+	10	34	-		58	0	00
11	ИП3	63	35	-	11	59	,	0-
12	Ч	12	36	F x2		60	1	01
13	ИП5	65	37	ИПВ		61	Ч	12
14	+	10	38	Ч	12	62	ИП7	67
15	ПД		39	ИПД		63	Ч	12
16	ИПС		40	F x2		64	С/П	50
17	Ч	12	41	0	00	65	ИП1	61
18	ИПО	60	42	,	0-	66	ИП2	62
19	0	00	43	2	02	67	+	10
20	,	0-	44	5	05	68	П1	41
21	8	08	45	Ч	12	69	БП
22	8	08	46	ИПА		70	00	00
23	Ч	12	47	Ч	12

Розподіл комірок пам'яті:

б₀=0є?П1; ? б>П2; R>П3; л>П4; m_k^f>П5; d₀>П6; G_-1И >П7;

nk_e>П8; l₁>П9; l₀>П0; Ф^В_ф>ПА ; Ф^В_G>ПB;

Таблиця 11

Програма для розрахунку зусиль, припустимих міцністю осі одностороньогошестірне-ексцентрикового привода

Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код
00	ИП1	61	31	5	05	62	2	02
01	2	02	32	Ч	12	63	5	05
02	Ч	12	33	ИПВ	6L	64	Ч	12
03	Fsin	1С	34	+	10	65	ИПС	6C
04	ИП4	64	35	ч	13	66	+	10
05	Ч	12	36	Ч	12	67	Ч	12
06	2	02	37	ИПА	6-	68	ИП9	69
07	ч	13	38	0	00	69	Fv	21
08	ИП1	61	39	,	0-	70	Ч	12
09	Fsin	1С	40	1	01	71	ИП8	68
10	+	10	41	2	02	72	Ч	21
11	ИП3	63	42	5	05	73	F1/х	22
12	Ч	12	43	Ч	12	74	ИП6	66
13	ИП5	65	44	ИПС	6C	75	Fx2	22
14	+	10	45	-	11	76	ИП6	66
15	ИП0	60	46	ИПВ	6L	77	Ч	12
16	Ч	12	47	+	10	78	Ч	12
17	ИПА	6-	48	ИПА	6-	79	0	00
18	0	00	49	0	00	80	,	0-
19	,	0-	50	,	0-	81	2	02
20	0	00	51	2	02	82	Ч	12
21	1	01	52	5	05	83	ИП7	67
22	2	02	53	Ч	12	84	Ч	12
23	5	05	54	ИПВ	6L	85	С/П	50
24	Ч	12	55	+	10	86	ИП1	61
25	ИПД	6Г	56	ч	13	87	ИП2	62
26	+	10	57	+	10	88	+	10
27	ИПА	6-	58	ИПА	6-	89	П1	41
28	0	00	59	0	00	90	БП	51
29	,	0-	60	,	0-	91	00	00
30	2	02	61	1	01

Розподіл комірок пам'яті:

б₀ = 0є > П1; ? б > П2; R > П3; л > П4; m_k ^f> П5; d₀> П6; G_-1И > П7;

nk_e> П8; Ф^В_G> П9 ; l₀> ПA; l_K > ПC; l₂ > ПД.

Таблиця 12

Програма для розрахунку зусиль, припустимих міцністю осі двостороньогошестірне-ексцентрикового привода

Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код
00	3	03	30	Ч	12
01	ИП6	66	31	2	02
02	F xУ	24	32	ч	13
03	0	00	33	ИП1	61
04	,	0-	34	F sin	1С
05	2	02	35	ч	13
06	Ч	12	36	ИП3	63
07	ИП7	67	37	Ч	12
08	Ч	12	38	ИП5	65
09	ИП8	68	39	+	10
10	ч	13	40	ИПВ	6L
11	ИП9	69	41	ИПС	6C
12	Fv	21	42	+	10
13	ч	13	43	F sin	1C
14	ИП0	60	44	Ч	12
15	1	01	45	ИПС	6C
16	6	06	46	F cos	1Г
17	ч	13	47	ч	13
18	ИПА	6-	48	ИПД	6Г
19	4	04	49	ч	13
20	ч	13	50	1	01
21	+	10	51	+	10
22	ч	13	52	ч	13
23	П6	46	53	С/П	50
24	ИП6	66	54	ИП1	61
25	ИП1	61	55	ИП2	62
26	2	02	56	+	10
27	Ч	12	57	П1	41
28	F sin	1С	58	БП	51
29	ИП4	64	59	24	24

Розподіл комірок пам'яті:

б₀ = 0є > П1; ? б > П2; R > П3; л > П4; m_k ^f > П5 ; d₀ > П6 ; G_-1И > П7;

nk_e> П8; Ф^В_G> П9 ; l₀> П0; l_ш> ПА; д> ПВ; б_ш> ПС;R_K> ПД.

Тихохідна зубчаста передача.

Розміри зубчастої передачі орієнтовно визначають по емпіричним залежностям,наведеним у табл.13 Більші значення в рекомендованих співвідношеннях розмірів відносяться до пресів менших зусиль. Інші геометричні параметри циліндричних зубчастих колес (ширина обода, товщина ступиці та інш.) визначають за [6, додат.3,с.364]. Отримані значення модуля зачеплення округляють до найближчого стандартного по СТ-СЭВ 370-76 ( табл..14), при цьому перший ряд модулів має перевагу над другим.

Зубчастий привод головного вала виконують одностороннім або двостороннім.

Двостороннім використовують для зменшення передатного крутного момента шляхом його поділу на дві частини. Тихохідні зубчасті передачі при колових швидкостях менших за 4 м/с виконують, звичайно прямозубими.

Косозубі колеса (з кутом нахилу зубів 20є) встановлюють тільки у двосторонньому приводі, причому напрям нахилу зубів повинен бути різним для усунення осьових зусиль, які діють на опори валів. При більших колових швидкостях для зменшення шуму та габаритних розмірів передачі, швидкохідні зубчасті пари виконують шевроними (з кутом нахилу зубів 30є). Після вибору типу зубчастих колес перевіряють їх допустиму колову швидкість, яка не повинна перевищувати дані, наведені у табл.15.

Допустимий крутний момент Мкп, який передається відкритою зубчастою передачею, визначають виходячи з допустимої пластичної деформації зубів за формулою, Нм:

де [G_K]_max - допустиме нормальне контактне напруження з врахуванням деякої пластичної деформації зубів; вибирають з табл.16 менше значення для колеса або шестерні, МПа.

С- коефіцієнт, який враховує модуль пружності матеріалу зубчастого колеса і шестерні, С=2140 для сталі по сталі; С= 1670 для сталі по чавуну; С=1400 для чавуна по чавуну; С=580 для текстоліта по сталі;С=565 для текстоліта по чавуну;

С₁- коефіцієнт, який враховує кут зчеплення та нахилу зубів;

С₁=1,0 для прямозубих колес не корегованих або з висотною корекцією;

С₁=0,96 для косозубих і шевроних колес ;

для прямозубих колес з кутовою корекцією; в- кут нахилу зубів;

в=20є для двох косозубих колес на одному валу;

в=30є для шевроних колес; z_к- число зубів колеса; m_н-нормальний модуль зачеплення, мм; b_K-ширина зуба колеса; і-передатне число зубчастої передачі;

k_п-коефіцієнт навантаження при розрахунку по допустимим пластичним деформаціям поверхні зубів:

k_п = k_1пЧ k₂ Ч k₄

де k_1п- коефіцієнт перенавантаження,який приймається рівним 1,3 для ковальсько-пресових машин, які обладнані запобіжними засобами;

k₂- коефіцієнт концентрації навантаження, який враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зуба із-за пружньої деформації та неточності виготовлення деталей привода; при твердості зубчастих колес НВ<350 для відкритих передач k₂=1, для закритих передач k₂= 1,15;

при твердості НВ?350 та симетричному розташуванні колес відносно опор k₂ =1,1;

при несиметричному або консольному розташуванні колес відносно опор k₂=1,3;

k₄- коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження в зачепленні із-за його неточностей (табл.17).

Таблиця 13

Основні розміри зубчатих передач кривошипних пресів

Параметри зубчастих передач	З одностороннім приводом	З двостороннім приводом
	Одно кривошипний прес	КГШП	ГКМ	Одно кривошипний прес	Найменування зубчастої передачі
	Тихохідна передача	Швидкохідна передача	Тихохідна	Проміжна	Швидкохідна
Модуль Зачеплення mn	(0,09...0,1) Ч d0	(0,06.. .0,08) Ч d0	(0,06.. 0,07) Ч d0	(0,05...0,08) Ч d0	(0,05.. 0,08) Ч d0	(0,04.. 0,07) Ч d0	(0,04.. 0,07) Ч d0
Ширина зуба колеса bK	(10..13) Ч mn	(12..14) Ч mn	(8..12) Ч mn	(10..13) Ч mn	(9..14) Ч mn	(7..9) Ч mn	(7..16) Ч mn
Ширина зуба шестерні bш	bш=bк+25 мм	bш=bк+25 мм

Таблиця 14

Модулі зачеплення по СТ-СЭВ 310-76

1й ряд	1,0	1,25	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0	6,0
2й ряд	1,125	1,375	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7,0
1й ряд	8,0	10,0	12,0	16,0	20,0	25,0	32,0	40,0	50,0
2й ряд	9,0	11,0	14,0	18,0	22,0	28,0	36,0	45,0	55,0

Таблиця 15

Колові швидкості зубчастих передач кривошипних пресів

Зубчаста передача	Вид передачі	Значення колових швидкостей м/с
Одностороння		граничних	середніх
	Тихохідна пара	0,9....3,5	2,4
	Швидкохідна пара	4,6....5,7	5,3
Двостороння	Тихохідна пара	0,7....3,3	1,6
	Швидкохідна пара	Для чавуних колес 3,1...4,4 4,1
		Для сталевих колес
		5,5...6,2	5,7

Таблиця 16

Механічні властивості матеріалів зубчастих передач кривошипних пресів

Матеріал	Механічні властивості	ШG	Контактні напруження МПа
	Gв	Gт	G-1и	НВ
	МПа			[Gк]	[Gк]max
Чавун СЧ25	250	-----	130	170...241	0,65	430	860
Чавун СЧ30	300	-----	150	170...241	0,65	510	1020
Сталі*
35Л(н)	500	280	230	150	0,1	560	1180
45Л(н)	550	320	250	170	0,1	640	1340
30ГЛ(п)	620	400	300	250	0,1	800	1680
45ГЛ(п)	650	330	300	190	0,1	660	1380
35ХГСЛ	700	350	320	200	0,2	700	1470
35ХНЛ	500	300	320	160	0,2	600	1260
45(н)	600	340	280	170..220	0,1	680	1430
45(п)	750..900	420	330	220..250	0,1	840	1760
45(гп)	.........	-----	------	40	0,1	1040	1800
40Х(г)	800..1000	450	360	230..260	0,2	900	1900
40Х(гп)	----------	-----	-----	40	0,2	1040	1800
40ХН(п)	850	600	360	230..260	0,2	1200	2000
ШХ15	600..750	380	350	200	0,2	760	1600
30ХГТ	750..950	2000	-----	55	0,2	1200	1900
Текстоліт	80..100	-----	70	35	------	80	160

н -нормалізована ;п - поліпшена; гп - гартування поверхневе.

Таблиця 17

Коефіцієнт динамічного навантаження k₄

Ступінь точності передачі	Твердість Поверхні колеса НВ	Колова швидкість зачеплення м/с
		< 1	1....3	3.....8	8......12
Для прямозубих колес
6-а фланкірована	до 350 більше 350	1,0 1,0	1,1 1,1	1,2 1,2	------------- ------------
6-а нефланкірована	до 350 більше 350	1,0 1,0	1,2 1,2	1,4 1,3	------------- ------------
7-а нефланкірована або 8-а фланкірована	до 350 більше 350	1,1 1,0	1,3 1,3	1,5 1,4	------------- ------------
8-а фланкірована	до 350 більше 350	1,2 1,1	1,5 1,4	-------- ----------	------------- ------------
Для косозубих колес
6-а фланкірована	до 350 більше 350	1,0 1,0	1,0 1,0	1,0 1,0	1,1 1,0
6-а нефланкірована або 7-а фланкірована	до 350 більше 350	1,0 1,0	1,0 1,0	1,1 1,0	1,2 1,1
7-а нефланкірована або 8-а фланкірована	до 350 більше 350	1,0 1,0	1,0 1,0	1,1 1,0	1,2 1,1
8-а фланкірована	до 350 більше 350	1,0 1,0	1,1 1,1	1,3 1,2	1,4 1,3
· Використання прямозубих колес з коловою швидкістю більше за 4 м/с · не рекомендовано, а більше за 6 м/с не припустимо.

Допустимий крутний момент М_кк, який передається закритою зубчастою передачею, обчислюють виходячи із границі витривалості поверхні зубів на контактну міцність за формулою, Нм:

де де [G_K]_max - допустиме нормальне контактне напруження з врахуванням деякої пластичної деформації зубів; вибирають з табл.16 менше значення для колеса або шестерні, МПа.

k₁- коефіцієнт перенавантаження,який при розрахунку на втомленість приймається k₁=1;

k_зк- коефіцієнт еквівалентного навантаження, який враховує перемінність режиму роботи та розрахунковий термін роботи колес; вибирають k_зк в залежності від кількості навантажень:

Кількість навантажень колеса в хвилину	40	60	80	100	120	140	160	180
kзк	0,60	0,65	0,75	0,80	0,85	0,90	0,95	1,0

Допустимий крутний момент Мки, який передається колесом, знаходять, виходячи з міцності на втомленість зубів колеса на згин за формулою:

у_к-коефіцієнт форми зуба колеса (табл.18);

[G_-1И] - границя витривалості матеріалу колеса при згинанні та симетричному циклі, МПа; (див. табл.16);

k_о- коефіцієнт, який враховує міру перекривання ; k_о=1 для прямозубих колес ;

k_о=1,3 для косозубих і шевроних колес ;

k_И- коефіцієнт при згинанні:

k_И= k₁ Ч k₂ Ч k_зи Ч k₄

k_зи - коефіцієнт еквівалентного навантаження при згинанні:

k_зи = 1,0 для зубчастих колес пресів- автоматів;

для універсальних кривошипних пресів k_зи визначають в залежності від кількості навантажень.

Кількість навантаження колеса	1	5	10	20	40	50	60
Коефіцієнт kзи	0,60	0,75	0,81	0,88	0,92	0,95	0,97	1,0

ц'- коефіцієнт, який враховує навантаження передачі моментом, протилежним за знаком робочому моменту, який передає муфта: ц'=0 для тихохідної передачі пресів з муфтою вмикання та гальмом, які розташовані на головному валу ;

ц' = 0,15 для тихохідної та проміжної зубчастих передач пресів з муфтою та гальмом, які розташовані на приймальному валу у випадку багатоступінчастого зубчастого привода;

ц' = 0,25 для швидкохідної зубчастої передачі пресів з муфтою і гальмом, які розташовані на приймальному валу ;

Ф_G- коефіцієнт, який залежить від масштабного фактора:

Ф_G= Ф_G0 +Ш_G

Ф_G0 - коефіцієнт, який враховує концентрацію напружень і масштабного фактор(табл.19);

Ш_G- коефіцієнт, який залежить від границі втомленості матеріалу зубчастої передачі(див.табл.16);

[n_И] - коефіцієнт запасу міцності відносно границі витривалості при згинанні у випадку нереверсивного навантаження(табл.20);

при реверсивному навантаженні, наприклад для паразитних шестерень, величину [n_И] збільшують в 1,5 рази.

Таблиця 18

Значення коефіцієнта форми зуба Ук не корегованих зубчастих колес

Кількість зубів	Закрита	Відкрита
	ведуча	ведена	Ведуча(шестерня)	Ведена(колесо)
12	0,095	0,112	0,089	0,123
13	0,099	0,116	0,092	0,127
14	0,102	0,120	0,095	0,131
15	0,105	0,123	0,097	0,135
16	0,106	0,125	0,099	0,137
17	0,109	0,128	0,102	0,140
18	0,111	0,130	0,104	0,143
19	0,114	0,134	0,106	0,146
20	0,117	0,137	0,109	0,150
22	0,120	0,141	0,112	0,155
24	0,124	0,146	0,116	0,160
26	0,127	0,149	0,118	0,163
28	0,127	0,152	0,120	0,166
30	0,130	0,153	0,122	0,168
33	0,133	0,156	0,124	0,171
36	0,136	0,160	0,127	0,175
39	0,139	0,163	0,129	0,179
42	0,140	0,164	0,130	0,180
45	0,142	0,166	0,132	0,182
50	0,144	0,168	0,134	0,184
65	0,148	0,174	0,138	0,190
80	0,150	0,176	0,140	0,193
100	0,151	0,177	0,141	0,194
150	0,156	0,182	0,145	0,198
300	0,157	0,184	0,148	0,202
Рейка	0,161	0,19	0,152	0,208

Таблиця 19

Значення коефіцієнта Ф_G0,для зубів колес які виготовлені методом обкатування

Границя міцності зубч колеса GB МПа	Кількість зубів Zк	Модуль зачеплення, мм.
		5	10	15	20	25	30	35	40	45	50
Сталевого ?1000	?30	2,0	2,15	2,3	2,5	2,7	2,8	2,95	3,05	3,15	3,2
	<30	1,8	1,85	2,1	2,25	2,35	2,45	2,5	2,6	2,7	2,75
800..1000	?30	1,85	1,95	2,05	2,15	2,25	2,3	2,4	2,45	2,5	2,6
	<30	1,78	1,9	2,0	2,1	2,2	2,15	2,3	2,35	2,4	2,4
600..800	?30	1,8	1,9	1,95	2,1	2,15	2,25	2,3	2,35	2,4	2,5
	<30	1,7	1,8	1,9	2,0	2,1	2,15	2,2	2,25	2,3	2,3
?600	?30	1,7	1,8	1,9	2,0	2,0	2,15	2,2	2,3	2,35	2,4
	<30	1,7	1,75	1,85	1,9	1,95	2,05	2,1	2,15	2,2	2,25
Чавунного	?30	1,85	2,1	2,25	2,4	2,5	2,6	----	----	----	----
* Для зубів колес, які виготовленні методом копіювання, значення коефіцієнта необхідно збільшити на 20%

Таблиця 20

Коефіцієнт [n_И] запасу міцності відносно границі витривалості при згинанні у випадку нереверсивного навантаження

Матеріал колеса	Модуль зачеплення, мм.
	6	8	10	12	14	18	20..25	30...50
Чавуне литво	5,0	4,0	3,3	2,8	2,6	2,3	2,2	-----
Сталеве литво	2,0	2,0	2,0	2,0	2,0	2,2	2,2	2,2
Стальні поковки	1,8	1,8	1,8	1,8	1,8	2,0	2,0	2,0
Текстоліт	1,5	1,5	1,5	1,5	-----	------	-----	------

Допустимий крутний момент М_кш, який передається зубчастою передачею, виходячи з міцності на втомленість зубів шестерні на згин, Нм:

Приведений вираз є аналогічним виразу для знаходження допустимого крутного моменту Мки, але значення уш, bш, Ф_G, [G_-1И] та [n_И] приймають для шестерні.

Для відкритої зубчастої передачі роблять розрахунок, виходячи з допустимої пластичної деформації і міцності на втомленість зубів колеса та шестерні на згин, а для закритої --- з контактної міцності поверхні зубів та втомленої міцності на згин [5,с.79]. З отриманих значень допустимих крутних моментів вибирають найменший Мк, по якому знаходять зусилля на повзуні, припустиме міцністю зубчастої передачі:

де n'- коефіцієнт, який враховує кількість тихохідних зубчастих колес в приводі преса та кількість точок підвіски повзуна [6,с.178-180],

n'=1,0 для однокривошипних та двокривошипних пресів з одностороннім зубчастим приводом;

n'=1,5 для двокривошипних пресів з двостороннім або шестерне ексцентриковим приводом;

n'=2,0 для однокривошипних пресів з двостороннім зубчастим приводом;

n'=3,0 для чотирикривошипних пресів.

Після вибору значень коефіцієнтів та підстановки всіх даних наведені формули вираховують ручним способом припустиме зусилля Р_д^з при декількох кутах повороту головного вала б =10є... б =30є. Потім вводять програму (табл.21) в ПМК і визначають зусилля преса, припустиме міцністю тихохідної передачі при кутах її повороту разом з головним валом від 0є до 90є через кожні 10є. Дана програма призначена для розрахунку як відкритої, так і закритої зубчастих передач.

Розраховані значення зусилля заносять до табл.7 та будують графік залежності Р_д^з=f(б) з вказівкою масштабу по осях координат. Графіки зусиль на повзуні (рис.2), припустимих міцністю головного вала (1) і тихохідної зубчастої передачі (2), накладають один на один. Потім через точку, яка відповідає номінальному зусиллю преса Рн, проводять горизонталь до перетину з найближчою кривою. При цьому заштрихований контур буде графіком зусиль на повзуні, припустимих міцністю головних деталей преса. Вертикаль, яка опущена з точки перетину на вісь абсцис, відсікає номінальний кут повороту головного вала б_н. Графік технологічної операції (3), яка виконується на даному пресі, повинен бути розташований у середині графіка припустимих зусиль і ні в якій точці не перетинати його.

б_н б

Рис. 2 Графіки зусиль на повзуні, припустимих міцністю головного вала та зубчастої передачі

Таблиця 21

Програма для визначення зусиль, припустимих міцністю тихохідної зубчастої передачі

Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код
00	ИП1	61	27	ИП7	67	54	Ч	12
01	Fx2	22	28	ч	13	55	F sin	1С
02	ИП2	62	29	-	11	56	ИПС	6С
03	Ч	12	30	Fx<0	5С	57	Ч	12
04	ИП4	64	31	43	43	58	2	02
05	Ч	12	32	F Bx	0	59	ч	13
06	ИП5	65	33	+	10	60	ИПА	6-
07	ч	13	34	ИП5	65	61	F sin	1С
08	П5	45	35	-	11	62	+	10
09	ИП1	61	36	Fx<0	5С	63	ИПД	6Г
10	Fx2	22	37	51	51	64	Ч	12
11	ИП2	62	38	F Bx	0	65	ИП0	60
12	Fx2	22	39	+	10	66	+	10
13	Ч	12	40	П5	45	67	П4	44
14	ИП3	63	41	БП	51	68	ч	13
15	Ч	12	42	52	52	69	n
16	ИП8	68	43	F Bx	0	70	,	0-
17	Fx2	22	44	ИП5	65	71	n
18	Ч	12	45	-	11	72	Ч	12
19	ИП9	69	46	Fx<0	5С	73	С/П	50
20	ч	13	47	51	51	74	ИПА	6-
21	ИП1	61	48	F Bx	0	75	ИПВ	6L
22	Fx2	22	49	+	10	76	+	10
23	ИП2	62	50	П5	45	77	ПА	4-
24	Ч	12	51	ИП5	65	78	БП	51
25	ИП6	66	52	ИПА	6-	79	51	51
26	Ч	12	53	2	02

Розподіл комірок пам'яті:

m_n>П1; z_к>П2; b _к>П3; уш bш [G_-1И]ш k_о>П4;

340k_И(1+ц')Ф_GШ[n_И]ш cosв>П5; ук bк [G_-1И]к k_о>П6;

340k_И(1+ц')Ф_GК[n_И]к cosв>П7; k_п(і+1) >П9;

m_к^f >П0; б>ПА; ? б>ПВ; л>ПС; R>ПД;

В програму замість n потрібно вводити число наприклад n=1,5 тоді n 1

4. Енергетичний розрахунок привода кривошипного преса

Електричний привод кривошипного преса працює в умовах пікових навантажень.

Крутний момент на головному валі преса преса під час виконання технологічної операції у декілька разів перевищує крутний момент під час холостого ходу(х.х.).

Це призводить до необхідності застосування у приводі преса маховика, частина кінетичної енергії якого відається за рахунок зменшення його частоти обертання при робочому ході і знову відновлюється шляхом збільшення частоти обертання до номінальної у період останньої частини циклу. В результаті відбувається вирівнювання навантаження двигуна і зменшення його встановленої потужності у 6....10 разів [6].

Важливість розрахунку параметрів системи „електродвигун - маховик” особливо зросла в останній час у зв'язку зі значним збільшенням швидкохідності сучасних машин, потужності двигунів і вибором оптимальної енергоємності привода.

У відповідності з методикою ЦБКМ розрахунку привода з маховиком потужність електродвигуна вибирають по середній активній роботі за цикл з деяким запасом, а момент інерції махових мас, разом з маховиком, визначають по надмірній роботі. Допустиму нерівномірність обертання маховика при цьому отримують розрахунковим шляхом при допомозі даних наведених в табл.22.

Таблиця 22

Залежність ковзання і коефіцієнта запасу потужності двигуна від реального числа ходів повзуна преса

Параметри	Реальна кількість ходів повзуна за хвилину
	До 15	15...........50	>50
Рекомендоване значення ковзання двигуна Sд	0,12.....0,08	0,08.....0,04	0,04.....0,02
Коефіцієнт запасу потужності двигуна k	1,2	1,3	1,4......1,6
Співвідношення номінального і критичного ковзання о	0,85	0,90	0,95

Час циклу визначають по формулі:

де р - коефіцієнт використання числа ходів;

де n -число одинарних ходів повзуна преса за хвилину;

n_х - номінальне число ходів повзуна преса за хвилину, хід слідує безпосередньо за другим. Номінальне число ходів вказують у паспорті преса.

У режимі безперервних ходів коефіцієнт використання числа ходів дорівнює одиниці р=1, а при одинарних ходах з ввімкненням муфти на протязі кожного циклу менше одиниці.

Загальна витрата енергії за цикл, приведена до вала двигуна:

Ад - корисна робота пластичного деформування (ідеальна робота технологічної операції), Дж:

Ад=k_mo Ч Pн Ч S

де k_mo - коефіцієнт повноти технологічної операції [4.с.142-143.табл.5.1];

Рн - номінальне зусилля преса, КН;

S --величина повного ходу повзуна, мм.

А_х - витрати енергії за час холостого ходу, Дж;

А_х = 2450 Ч vРн,

де Рн - номінальне зусилля преса, МН;

А_м - витрати енергії на ввімкнення муфти та розгін ведених частин привода, Дж(табл.23);

з_м- ККД передач від валу муфти до валу електродвигуна (табл.24).

Розрахункова потужність електродвигуна, КВт:

де k - коефіцієнт запасу потужності двигуна(табл.22).

Таблиця 23

Орієнтовні дані про структуру енергетичного балансу кривошипних пресів

Тип преса	Ад	Ам	Всього
Універсальні одно- та двостоякові	1	0,55	1,55
Однокривошипні закриті	1	0,35	1,35
Двокривошипні	1	0,7	1,7
Гарячештампувальні	1	0,4	1,4

Таблиця 24

ККД передач у приводі кривошипного преса

	Тип підшипників
	кочення	ковзання
Клинопасова	0,98	0,95
Закрита зубчаста	0,98	0,96
Відкрита зубчаста	0,96	0,94

Коефіцієнт запасу потужності залежить від швидкохідності преса, для якого підбирається електродвигун. Чим більше число ходів рn_х, які використовуються, тим менше час на холостий хід, на протязі якого відновлюється частота обертання електродвигуна і маховика. Отже, значення номінального ковзання двигуна повинно бути менше. Але чим менше ковзання, тим нижче здібність електродвигуна до перевантажень і тим більше повинен бути коефіцієнт запасу потужності.

По розрахунковому значенню Np вибирають потужність асинхронного двигуна трифазного струму з короткозамкненим ротором [8.с.12-13,табл.3]. Вибір типу двигуна серії 4А здійснюють у такій послідовності: виходячи із синхронної частоти обертання, наведеній у завданні, приймають електродвигун необхідної потужності, яка дорівнює або декілька перевищує розрахункову.

Далі визначають номінальне ковзання вибраного двигуна, яке повинно відповідати значенню ковзання із табл.22.

Потужність асинхронного двигуна з фазним ротором при роботі на штучній характеристиці розраховують із співвідношення:

де k_д- коефіцієнт, що враховує зменшення фактичної потужності двигуна з фазним ротором при роботі на штучній характеристиці із-за втрат у додатковому опорі і погіршення вентиляції при знижені частоти обертання електродвигуна з фазним ротором при роботі на природній механічній характеристиці, об/хв:

n_н = n₀Ч (1-S_н)

де n₀- синхронна частота обертання, що визначається з довідника, об/хв;

S_н- номінальне ковзання двигуна при роботі на штучній характеристиці, вибране з довідника;

n_д- частота обертання електродвигуна з фазним ротором при роботі на штучній механічній характеристиці, об/хв.

n_д = n₀ Ч (1 - S_д)

де S_д - тривале допустиме ковзання двигуна з фазним ротором при роботі на штучній механічній характеристиці, яке вибирається за методикою ЦБКМ з табл22.

По потужності N_д вибирають асинхронний двигун з фазним ротором серії 4АК ближчої більшої потужності [4.с.58-62. табл.2.7;2,8, ст.14.табл.4].

Коефіцієнт нерівномірності обертання маховика визначають за формулою:

д = 2 Ч е Ч k Ч (S + S_y)

де е- коефіцієнт, який залежить від співвідношення між номінальним і критичним ковзанням двигуна (табл.22);

S- ковзання електродвигуна, вибране за методикою ЦБКМ (табл.22);

S_y- пружне проковзування пасів клинопасової передачі, приймається рівним 0,01.

Коефіцієнт нерівномірності обертання маховика завжди менший за одиницю [5.с.136.табл.7.3]. Чим вище коефіцієнт використання ходів преса р, тим менше значення д. Для таких пресів момент інерції махових мас повинен бути збільшений у зв'язку із зменшенням часу холостого ходу і зниженням можливостей для розгону маховика після здійснення робочого ходу. В межах даного типу пресів менші значення коефіцієнт нерівномірності ходу д відповідають машинам з більшим номінальним числом ходів.

Сумарний момент інерції привода, зведений до вала маховика, кг Ч м²:

де k_ф - коефіцієнт, який враховує форму форму графіка навантаження преса;

щ_м- кутова швидкість маховика,1/с.

Так як реальне навантаження преса не миттєве, а розтягнуте в часі, зменшення частоти обертання маховика проходить при повороті головного вала на кут б_н, який відповідає виконанню технологічної операції. Тому рекомендований момент інерції привода для однопікового графіка навантаження у режимі безперервних ходів при р = 1 повинен бути зменшений, а коефіцієнт розраховують за формулою:

При роботі у режимі одинарних ходів необхідно врахувати фактичний двовіковий графік навантаження, що підвищує потрібний момент інерції із-за витрат енергії на ввімкнення муфти. У цьому випадку коефіцієнт k_ф визначають по співвідношенню ЦБКМ:



Момент інерції маховика Ім дорівнює різниці розрахованого сумарного моменту інерції І та моменту інерції усіх деталей привода, які обертаються. В більшості кривошипних машин з муфтою доля маховика у сумарному моменті інерції привода складає 97...99 % [5].

Тільки у кривошипних машин гаряче штампувальних пресах момент інерції маховика дорівнює 70..75 % загального моменту інерції, а в великих листоштампувальних пресах та ГКМ--85...90 % [3.ст.169].

Після енергетичного розрахунку привода преса по методиці ЦБКМ і вибору типу електродвигуна із довідника вводять програму(табл.25) у ПМК і проводять перевірочний розрахунок. При першій зупинці ПМК на індикаторі з'явиться розрахункове значення потужності Np, по якому вибирають електродвигун.

В комірки пам'яті ПМК вводять додаткові дані: в комірку П>А, номінальну потужність Nн ; а в комірку П> В, номінальне ковзання електродвигуна Sн, вибрані з довідника, в комірку П> С вводять рекомендоване значення ковзання S за методикою ЦБКМ, яке вибирається з табл.22. Натискають клавішу „ С/П ”.

Якщо після другої зупинки ПМК на табло індикатора з'явиться від'ємне значення, то потрібно підібрати з довідника наступний електродвигун ближчої більшої потужності і ввести в комірки пам'яті дані в комірку П> А, в комірку П> В його дані. Натиснувши клавішу „С/П”, ПМК запускають розрахунок по програмі. У випадку правильного вибраного електродвигуна після наступної зупинки ПМК на його індикаторі з'явиться значення момента інерції привода І, зведеного до вала маховика. Із комірок пам'яті А, В, С та Д отримують значення номінальної потужності електродвигуна Nн ; коефіцієнта форми навантажувального графіка k_ф, коефіцієнта нерівномірності ходу д та розрахункової потужності Np для запису в табл.26.

Таблиця 25

Програма для енергетичного розрахунку привода кривошипного преса

Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код	Адреса	Клавіші	Код
00	6	06	33	Fv	21	66	ПВ	4L
01	0	00	34	ИПД	6Г	67	Ч	12
02	ИП1	61	35	Ч	12	68	1	01
03	ч	13	36	ИПА	6-	69	ИП2	62
04	ИП6	66	37	-	14	70	ИП9	69
05	Ч	12	38	-	11	71	Ч	12
06	ИП3	63	39	Fx?0	59	72	-	11
07	ИП4	64	40	16	16	73	Fx2	22
08	+	10	41	FBx	0	74	+	10
09	ИП5	65	42	ПД	4Г	75	ИПВ	6L
10	+	10	43	ИП2	62	76	Fx2	22
11	ИП7	67	44	1	01	77	+	10
12	Ч	12	45	-	11	78	Fv	21
13	-	14	46	Fx=0	5Е	79	ПВ	4L
14	ч	13	47	53	53	80	ИПС	6С
15	ПД	4Г	48	1	01	81	0	00
16	С/П	50	49	ИП9	69	82	,	0-
17	ИП1	61	50	-	11	83	0	00
18	1	01	51	БП	51	84	1	01
19	5	05	52	79	79	85	+	10
20	-	11	53	2	02	86	ИП7	67
21	F x<0	5С	54	ИП2	62	87	Ч	12
22	43	43	55	6	06	88	ИП8	68
23	3	03	56	Ч	12	89	Ч	12
24	^	0Е	57	-	11	90	ПС	4С
25	1	01	58	ИП2	62	91	ч	13
26	ИПВ	6L	59	Fx2	22	92	ИП3	63
27	-		60	3	03	93	Ч	12
28	1		61	Ч	12	94	ИП0	60
29	ИПС		62	+	10	95	Fx2	22
30	-		63	ИП5	65	96	ч	13
31	ч		64	ИП3	63	97	С/П	50
32	F xY		65	ч	13

Початковий розподіл комірок пам'яті:

рЧn_x > П1; р> П2; А_д> П3; А_х> П4; А_м/з_м > П5;1000>П6; k> П7;

2Че> П8;

б_н/360є> П9; щ_м> П0;

Введення даних після першої зупинки ПМК:

Nн > ПА; Sн >ПВ; Sэ > ПС.

Таблиця 26

Таблиця даних енергетичного розрахунку

Зупинка ПМК	Величина на індикаторі	Записати в комірку пам'яті
1
Числове значення	Nр, КВт	Nн>ПА	Sн >ПВ	Sэ >ПС
2	ДN=Nн-Nд, КВт	Nн>ПА	Sн >ПВ	Sэ >ПС
Числове значення
3	І, кгЧм2	Вилучити з комірок пам'яті
Розрахункове значення		ИПА> Nн
		ИПВ>kф
		ИПС> д
		ИПД> Nр

В кінці енергетичного розрахунку привода кривошипного преса визначають припустимий час розгону маховика при першому запуску електродвигуна:

де n_M- частота обертання маховика, об/хв.

Фактичний час розгону не повинен перевищувати 8...10 с для асинхронних двигунів з короткозамкненим ротором та 15...18 с- для двигунів з підвищеним ковзанням. При більшому часі розгону, збільшують потужність електродвигуна, або зменшують момент інерції маховика.

Література

1. Асинхронные двигатели серии 4А: Справочник/ А.Э. Кравчик, М.М. Шлаф, В.И. Афонин и др. М.: Энергоиздат, 1982. 504 с.

2. Зенкин А.С., Петко И.В. Допуски и посадки в машиностроении.:Справочник. К.: Техніка, 1984. 312 с.

3. Живов Л.И., Овчиников А.Г. Кузнечно-штамповочное оборудование: Прессы. К.: Вища школа. 1981. 376 с.

4. Кривошипные кузнечно- прессовые машины / В.И. Власов, А.Я Борзикин, И.К. Бухин- Батырев и др. ; Под ред. В.И Власова. М:Машиностроение, 1982, 575 с.

5. Кузнечно - штамповочное оборудование / А. Н. Банкетов, Ю. А. Бочаров, Н. С. Добринский и др.; Под ред. А. Н. Банкетова, Е. Н. Ланского. М:Машиностроение, 1996, 380 с.

6. Ланской Е. Н., Банкетов А. Н. Элементы расчета деталей и узлов кривошипных прес сов. М: Машиностроение, 1966. 380 с.

7. Ровинский Г. Н., Злотников С. Л. Листоштамповочные механические прессы. М: Машиностроение, 1986. 376 с.

8. Электрооборудование кузнечно- прессовых машин: Справочник/ В. Е. Стоколов, Г. С. Усышкин, В. Н. Степанов и др. М.: Машиностроение, 1984. 304 с.

Додатки

Таблиця 27

Програма для розрахунку mkⁱ

Адреса	Клавіші	Код
00	ИП1	61
01	2	02
02	Ч	12
03	F sin	1С
04	ИП4	64
05	Ч	12
06	2	02
07	ч	13
08	ИП1	61
09	F sin	1С
10	+	10
11	ИП3	63
12	Ч	12
13	ИП0	60
14	+	10
15	С/П	50
16	ИП1	61
17	ИП2	62
18	+	10
19	П1	41
20	БП	51
21	00	00

Розподілення комірок пам'яті:

б = 0є?П1; Дб = 10є > П2; R > П3; л > П4;

л = R/L

Размещено на Allbest.ru