Пресс кривошипный горячештамповочный усилием 25 Мн (стр. 3 из 7)

Изменение нагрузки на главном валу пресса происходит с периодическим возрастанием силы и крутящего момента от нуля до максимума и последующим спадом вновь до нуля. При многократном повторении операций во времени подобный характер работы приводит к пульсации внутренних силы напряжений в металле вала. Учитывая это обстоятельство и факты усталостного разрушения, расчет главных валов кривошипных прессов следует проводить на усталостную прочность при пульсирующем цикле нагружения.

Сечение АА

, (3.1)

Параметры расчетных формул выбираются следующим образом.

Диаметр посадочного места под зубчатое колесо или ступицу муфты d₁ принимается равным

d₁ = d₀ – (10…40) мм. d₁ = 560 – 40 = 520, мм

Расстояние от опоры до середины зубчатого колеса l₁ принимается равным половине ширины колеса и расстоянию от колеса до опоры (15…40 мм).

l₁=

, мм

Предел выносливости материала при симметричном знакопеременном цикле изгиба _-1и выбирается табл. 5.7 / 1 /.

Механические свойства стали 40Х у.

НВ = 230…280

σ_B=900 МПа

_Т = 750 МПа

_и = 400 МПа – предел выносливости при изгибе гладкого образца вала при знакопеременном цикле

_ = 240 МПа

_ = 0,15

_ = 0,10

Коэффициент запаса прочности n принимается по таблице 4.8 / 1 /. Для КГШП n=1,5.

Значения коэффициентов материала Ф_ и Ф_ определяются по графикам, приведенным на рис. 5.22 / 1 / в зависимости от размеров шейки, материала вала и соотношения радиуса галтели и диаметра шейки.

Ф_=2,5

Ф_=3,8

Установочный угол шестерни  при проверочном расчете определяется по чертежам пресса-аналога. При проектировочном расчете угол  определяется компоновочной схемой пресса.

 =65^о

Радиус делительной окружности зубчатого колеса

R_k=1700, мм

Угол зацепления для некорригированных колес

_ш = 20⁰.

Рекомендуемые значения коэффициента эквивалентной нагрузки k_э для указанных групп прессов (гарячештамповочные пресса при многопереходной штамповке с ручным обслуживаниям) в зависимости от номинального числа ходов

n_н=60

и коэффициента использования числа ходов

p_и=0,25

приведены в табл. 5.9 / 1 /. При расчете коэффициента k_э принимается, что средняя продолжительность рабочего хода составляет примерно 10-20 % от времени одного полного хода ползуна.

Общий фонд времени работы вала Т_с=27000-31000часов, группа машин – IV, коэффициент эквивалентной нагрузки к_э=0,61, число оборотов вала n_в=60мин^-1 , запас прочности n=1,5. Данные выбраны из таблицы 5.9 [1] при n_н * р_и = 60*0,25=15мин^-1

k_э=0,61

с=0,004

Найденные значения подставляем в формулу (3.1);

Сечение АА

Результаты приведены в таблице 4.1 см стр.33 с рисунком

Допускаемые усилия по прочности зубчатой передачи.

Усилие на ползуне, допускаемое прочностью зубчатой передачи определяется по формуле [6]:

, (3,2)

где k₁=1 – коэффициент неравномерности нагружения (см. таб. 6.1 / 1 /);

k₂ – коэффициент типа привода, для простого привода k₂ = 1;

M_min – наименьший крутящий момент относительно оси главного вала, допускаемый прочностью зубчатого колеса;

m_k – приведенное плечо крутящего момента.

Минимальный крутящий момент.

Минимальный момент M_min равен наименьшему крутящему моменту, допускаемому прочностью одного или нескольких зубчатых колес привода, приведенный к главному валу. Для всех зубчатых колес привода определяются крутящие моменты, допустимые по различным условиям их прочности. Для колес, расположенных не на главном валу, приведение момента производится по формуле [6]:

, (3.3)

где

– крутящий момент относительно собственной оси, допустимый прочностью k-го колеса;

i_з – передаточное отношение между осью главного вала и осью k-го колеса;

– кпд передач между главным валом и осью k-го колеса.

Проверка по допустимой пластической деформации зубьев

Минимальный крутящий момент определяют по формуле [6]:

, (3.4)

где [_k]_max – допускаемое нормальное контактное напряжение (МПа) с учетом некоторой пластической деформации (табл. 6.2 / 1 /).

[_k]_max=1340, МПа

Для материала зубчатого колеса – 45Л нормализованная.

HB > 170

_В = 550, МПа

_Т = 320, МПа

_-1 = 250, МПа

_k] = 640, МПа

_ _max = 1340, МПа

_ = 0,1

d_O = 560, мм

i = 5

С – коэффициент, учитывающий модуль упругости материала зубчатого колеса и шестерни (табл. 6.3 / 1 /);

С = 214 (сталь по стали)

С₁= 1 – коэффициент, учитывающий угол зацепления. Для прямозубых некорригированных колес или колес с высотной коррекцией

С₁ = 1;

z_k = 87 – число зубьев колеса;

m_н = 0,064*d_O = 0.064*560 = 35,84 – нормальный модуль зацепления;

m_н = 40;

b_k – ширина колеса, Коэффициент  выбирается по табл. 6.4 / 1 /;

b_k = m_n = 12,5*40 = 500, мм;

 = b/m_n = 12 – 20;

_ср = 13,5;

b_ш = b_k + (10…25) мм = 500 + 20 = 520 мм;

k_n – коэффициент нагрузки при расчете по допускаемым пластическим деформациям поверхностей зубьев

k_n= k_1nk₂k₄ = 1,3*1*1 = 1,3

k_1n – коэффициент перегрузки, k_1n = M_kmax / M_knom = 1,3.

k₂ – коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине колеса, возникающую вследствие упругой деформации опор, валов, а также неточностей изготовления (табл. 6.5 / 1 /);

k₂ = 1 (открытая передача)

k₄ = 1 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении из-за неточностей изготовления (табл. 6.6 / 1 /); Окружная скорость V зацепления определяется по формуле

; (3.5)

n_к – число оборотов в минуту вала колеса;

i – передаточное отношение зубчатой передачи. Для наружного зацепления принимается i + 1, для внутреннего i – 1.

Проверка по усталостной прочности зубьев колеса на изгиб

Минимальный крутящий момент определяется по формуле [6]:

, (3.6)

где y_k = 0,194 – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев, угла их наклона, коэффициента смещения и типа передачи, выбирается по табл. 6.8 / 1 /;

[_-1и] = 250 – предел усталости материала колеса (МПа) при изгибе и симметричном цикле, выбирается по табл. 6.2 / 1 /;

k_ =1 – коэффициент, учитывающий степень перекрытия, принимается равным 1 для прямозубых передач и 1,3 – для косозубых и шевронных;

k_и – коэффициент нагрузки при изгибе,

k_и = k₁ k₂ k_3и k₄ = 1*1*0,717*1 = 0,717;

k₁ – коэффициент перегрузки; при расчете на усталость k₁ = 1;

= 0 – коэффициент, учитывающий нагружение передачи моментом, обратным по знаку рабочему моменту, передаваемому муфтой (см. табл. 6.9 / 1 /);

Ф_ – коэффициент учитывающий свойства материала;

;

Ф_0 = 2,3 – коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений и масштабный фактор, определяется по табл. 6.10 / 1 /;

_ – коэффициент, зависящий от соотношения пределов выносливости при симметричном и отнулевом циклах изменения напряжений, принимается по табл. 6.2 / 1 /;

[n_и] = 2,2 – коэффициент запаса прочности, относительно предела прочности при изгибе при нереверсивной нагрузке, принимаемый по табл. 6.11 / 1 /.