Пресс кривошипный горячештамповочный усилием 25 Мн (стр. 2 из 7)
Данные для построения графика скоростей ползуна, получим, воспользовавшись следующими формулами [2]:
(1.4)получим w=6,28 с-1; w - угловая скорость главного вала,
n – номинальное число ходов в минуту,что задаётся стандартом;
Полученные данные занесем в таблицу №3.
Таблица 3
| a,° | 0 | 30 | 60 | 90 | 120 | 150 | 180 | 210 | 240 | 270 | 300 | 330 | 360 |
| V, м/с | 0 | 0,62 | 1,02 | 1,09 | 0,88 | 0,47 | 0 | -0,47 | -0,88 | -1,09 | -1,02 | -0,62 | 0 |
Построим график V=f2(a), рис. 5.
Рис. 5. График скоростей для одного цикла возвратно-поступательного движения ползуна кривошипно-шатунного механизма, V=f2(a).
Построение графика ускорений ползуна, j=f3(a).
Данные для построения графика ускорений ползуна, получим воспользовавшись следующей формулой [2]:
(1.5)полученные данные занесем в таблицу №4.
Таблица 4
| a,° | 0 | 30 | 60 | 90 | 120 | 150 | 180 | 210 | 240 | 270 | 300 | 330 | 360 |
| j, м/с2 | 7,9 | 6,4 | 2,9 | -1,0 | -3,9 | -5,4 | -5,8 | -5,4 | -3,9 | -1,0 | 2,9 | 6,4 | 7,9 |
Построим график V=f3(a), рис. 6.
Рис.5. График ускорений для одного цикла возвратно-поступательного движения ползуна кривошипно-шатунного механизма, V=f3(a).
Общая таблица
| α | S | V | J |
| 0 | 0 | 0,00 | 7936,98 |
| 5 | 0,765626955 | 110,10 | 7894,99 |
| 10 | 3,054410399 | 219,03 | 7769,69 |
| 15 | 6,842188687 | 325,65 | 7563,11 |
| 20 | 12,0891247 | 428,86 | 7278,55 |
| 25 | 18,74034358 | 527,60 | 6920,53 |
| 30 | 26,72680434 | 620,88 | 6494,69 |
| 35 | 35,96638506 | 707,81 | 6007,64 |
| 40 | 46,36515629 | 787,60 | 5466,79 |
| 45 | 57,81881329 | 859,54 | 4880,25 |
| 50 | 70,21423447 | 923,06 | 4256,57 |
| 55 | 83,43113083 | 977,70 | 3604,58 |
| 60 | 97,34375 | 1023,14 | 2933,23 |
| 65 | 111,8225979 | 1059,17 | 2251,34 |
| 70 | 126,7361416 | 1085,70 | 1567,47 |
| 75 | 141,9524588 | 1102,76 | 889,74 |
| 80 | 157,3408017 | 1110,49 | 225,65 |
| 85 | 172,7730459 | 1109,13 | -418,01 |
| 90 | 188,125 | 1099,00 | -1035,26 |
| 95 | 203,2775559 | 1080,51 | -1621,05 |
| 100 | 218,1176639 | 1054,11 | -2171,30 |
| 105 | 232,5391246 | 1020,34 | -2682,86 |
| 110 | 246,4431917 | 979,74 | -3153,58 |
| 115 | 259,7389895 | 932,89 | -3582,24 |
| 120 | 272,34375 | 880,38 | -3968,49 |
| 125 | 284,1828836 | 822,79 | -4312,74 |
| 130 | 295,1898979 | 760,71 | -4616,11 |
| 135 | 305,3061867 | 694,69 | -4880,25 |
| 140 | 314,4807114 | 625,25 | -5107,25 |
| 145 | 322,6696006 | 552,91 | -5299,48 |
| 150 | 329,8356957 | 478,12 | -5459,44 |
| 155 | 335,948069 | 401,32 | -5589,63 |
| 160 | 340,981542 | 322,90 | -5692,44 |
| 165 | 344,9162279 | 243,23 | -5769,99 |
| 170 | 347,737124 | 162,65 | -5824,04 |
| 175 | 349,4337713 | 81,47 | -5855,93 |
| 180 | 350 | 0,00 | -5866,46 |
2.3 Разбивка общего передаточного отношения по передачам.
Разбивка общего передаточного отношения по передачам предполагает определение необходимости промежуточных передач между двигателем и главным валом и, если они необходимы, определение их передаточных отношений, т. е. определении числа оборотов промежуточных валов.
В техническом задании, после анализа базовых конструкций прессов, литературных источников, прототипов устанавливается предполагаемое число оборотов главного двигателя д.
Общее передаточное отношение привода iо определяется по формуле [2]:
, (1.7)где iр – передаточное отношение клиноременной передачи;
iзб, iзп , iзт – соответственно, передаточное отношение быстроходной, промежуточной и тихоходной зубчатых передач.
Передаточное отношение клиноременной передачи рекомендуется принимать равным 3 – 6.
Габариты и инерционность привода в значительной степени зависят от разбивки общего передаточного отношения по ступеням. Критерием разбивки передаточного отношения могут быть различные условия и параметры. Чаще всего таковыми являются масса и инерционность ведомых частей, а также нагруженность ступеней. Разбивка общего передаточного отношения влияет и на расход энергии на включение муфты.
i0 = nдн / nн = 980/60 = 16,33
Где nдн – частота вращения электродвигателя = 980 об/мин
nн – число ходов в минуту = 60 х/мин
iз = i0/ip = 16.33/5 = 3.26
ip = i0/i3 = 16.33/3.26 = 5
Частоты вращения валов:
об/мин-1 
об/мин-1 3. Силовой расчёт и условия прочности
.Для определения значений mK воспользуемся следующей формулой [3]:
. (2.1)Рассчитаем значения mкИ , по формуле [3]:
. (2.2)Полученные данные занесем в таблицу №6.
Таблица 6
| a,° | 0 | 30 | 60 | 90 | 120 | 150 | 180 | 210 | 240 | 270 | 300 | 330 | 360 |
| mкИ,мм | 0 | 98,87 | 162,92 | 175 | 140,19 | 76,13 | 0 | 76,13 | 140,19 | 175 | 162,92 | 98,87 | 0 |
Рассчитаем значение mкm, по следующей формуле [3]:
. (2.3) 
– приращение приведенного плеча, обусловленное трением в кинематических парах, называемое плечом трения:
Получим – коэффициент трения в шарнирах главного исполнительного механизма.
ra, rb, ro – соответственно радиусы коренных опор, большой и малой головки шатуна.
Коэффициент трения определяется по таблице 3.1. / 1 / в зависимости от значения комплексного показателя Jk , вида смазки и вида расчета.
(2.4)где φ – приведенный угол рабочего хода, принимается в зависимости от типа пресса и выполняемой технологической операции (таблица 3.2 / 1 /).
φ = 19
Коэффициент трения = 0,035 – при значении комплексного показателя Jk от 8 до 50,густой смазке и при энергетическом расчёте потерь при холостом ходе.
Согласно приложению 2 [1] табл. П.2.7 и по ГОСТ 6809-70 для пресса К8544 выбираем dA =900 мм,dB =640 мм,d0 =560мм.
Ra = 900/2 = 450, мм
RB = 640/2 = 320, мм
Ro = 560/2= 280, мм
, ммЗначения mк, рассчитаем по следующей формуле [3]:
. (2.1)Полученные данные занесем в таблицу №7 .
Таблица 7
| a,° | 0 | 30 | 60 | 90 | 120 | 150 | 180 |
| mк,мм | 29.59 | 128,43 | 192.51 | 204,59 | 169,78 | 105,72 | 29.59 |
Согласно таблице №7 построим графики
рис. 7, 
Рис. 7. График зависимости приведенного плеча силы
от угла поворота вала. 4. Допустимые усилия на ползуне
Допустимые усилия по прочности главного вала
Расчет прочности главного вала кривошипного пресса представляет собой сложную задачу. Опоры валов кривошипных прессов, не являясь абсолютно жесткими, претерпевают упругие деформации в зависимости от действующей на вал нагрузки и свойств опоры. Это обстоятельство в сочетании с тем, что пролет опор соизмерим с диаметром и длиной цапфы, вносит значительные изменения в распределение сил. По этой причине силовой расчет валов без учета упругости опор не обладает достаточной степенью точности.
Для расчета двухопорных валов рекомендуется применять приближенные формулы, не учитывающие упругость опор, принимая, что для коленчатых валов реакция располагается на расстоянии lo/8 от конца опоры, обращенного к шатуну, а для эксцентриковых валов – на расстоянии lo/3 - lo/4, где lo – длина опор [7, с. 132]. При этом предполагается, что нагрузки прикладываются сосредоточенными, а точки приложения равнодействующих расположены на одной горизонтали. Зазоры в подшипниках позволяют валу свободно изгибаться.