CC BY
33
МАШИНОСТРОЕНИЕ
УДК 621.979.1
О. А. Хохлова
МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ ДОПУСКАЕМОЙ НАГРУЗКИ НА ПОЛЗУНЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА ПРЕССА С ДИСКОВЫМИ ЗВЕНЬЯМИ
В лаборатории кафедры «Теоретическая и прикладная механика» Астраханского государственного технического университета (АГТУ) был создан опытный образец пресса. Данное изобретение совершенствует безмуфтовый механический пресс профессора О. Д. Алимова [1], повышая надежность механизма переключения. На рис. 1, а изображен исполнительный механизм опытного образца пресса с дисковыми звеньями в холостом режиме работы, на рис. 1, б -его рычажный аналог в рабочем режиме. Механизм состоит из кривошипа 1, эксцентриковой шайбы 2, конверсионного звена 3, ползуна 4, шпонки 5, с помощью которой осуществляется переключение [2]. На рис. 1, б показано замыкание эксцентриковой шайбы и конверсионного звена, образующих вместе комбинированный шатун 2-3.
Рис. 1. Исполнительный механизм пресса: а - в дисковом; б - в рычажном исполнении
а
При динамическом исследовании исполнительного механизма пресса с комбинированным шатуном был произведен вычислительный эксперимент с помощью существующих САЕ-систем. Его результаты позволили утверждать, что динамическая нагруженность пресса при приложении технологической нагрузки в 20 раз больше, чем динамическая нагруженность в момент переключения на разные режимы работы. На основании того же вычислительного эксперимента было установлено, что реакции в кинематических парах исполнительного механизма пресса в основном равны технологической нагрузке. Полученные данные позволили при разработке математической модели данного механизма представить его как систему с одной степенью свободы. На основе принятой математической модели была предложена методика определения допускаемой нагрузки на ползуне исполнительного механизма пресса, которая учитывала лишь существенные особенности, влияющие на динамику пресса (например, силы и моменты сил трения в кинематических парах, т. к. особенностью дисковых звеньев являются в несколько раз большие по сравнению с аналогичными рычажными механизмами радиусы вращательных кинематических пар и, как следствие, в несколько раз большие моменты сил трения [3]). Были приняты следующие допущения:
1) силы и моменты сил инерции звеньев настолько малы по сравнению с движущим моментом от привода, что ими можно пренебречь;
2) силы тяжести звеньев исполнительного механизма пресса настолько малы по сравнению с нагрузкой, что ими можно пренебречь;
3) трением в кинематической паре стойка-кривошип пренебрегаем, т. к. она выполнена в виде подшипника качения;
4) ограничений на закон движения пресса нет, за исключением того, что он не должен останавливаться.
При расчете допускаемой нагрузки использовалось общее уравнение динамики:
Мдв '5ф[ -МФ -Зф! + F •5s4 -Мтр12 -|8ф2 - Мтр34 • |5ф4 -5%| - FTp04 • |5s4| = 0 ,
где Мдв - движущий момент от привода; МФ = Jпр -cpj - момент сил инерции, действующий на маховые массы привода; М 12, Мтр34 - моменты сил трения в кинематических парах 1-2 и 3-4, Fw0 - 4 - сила трения в кинематической паре 0-4:
Мтр12 = f - R12 - Г12, Мтр34 = f - R34 - Г34 , FTP_0-4 = f - R04 .
Здесь R12, R34, Rq4 - реакции в соответствующих кинематических парах; r12, r34 - плечи сил трения (радиусы дисковых звеньев).
Все возможные перемещения выразили через перемещение бф1 кривошипа:
б.4 = V4* • Зф1, бф2 = бф3 = ю2 • бф1, где V4*, га 2 - аналоги скоростей кривошипно-ползунного механизма.
V* = I (ф) ^ - Sin (ф1 )-COS^1) • = А/12 - COS^1 ) .
v4 - i1 -ми^; ----————_ , ш2 - .-------------——_ ,
VI2 - h1 - Sin (ф1 ) V1 - 111/^ - Sin (ф1 )
s4 - расстояние от верхней мёртвой точки до точки В ползуна.
.4 = h + /2 - Хв = / + /2 - h • COS^ ) -\j/2 - /1 • Sin (ф1) ,
где /1, /2 - длины кривошипа и комбинированного шатуна.
Так как R04 = у 04 • F , то
R04 /J/2 • Sin (ф1) „
у 04 =---= . - коэффициент пропорциональности, полученный из уравне-
F -(/,//2)2 • Sin2(ф,)
ния кинетостатического равновесия звеньев.
Подставив значения возможных перемещений, сил и моментов сил трения в уравнение (1), получим
Мдв • бф1 -МФ • бф1 + F • V4 • бф1 - f • F • (r12 • |Ю2 - ^ + Г34 • |Ю2| + у04 • |V4 бф1 = 0,
откуда можно выразить величину F:
М дв - М Ф
F =----------f-----1—дЦ-----------1|1—а. (1)
-ш- I * * I v /
t7* ~r i I * 7i i *Л |Tr*l\'
- V4 + f • V12 • ®2 - 1 + r34 • Ю2 +у 04 • lV4 j
Для определения допускаемой нагрузки рассмотрен предельный случай - ползун остановился, в качестве условия остановки ползуна принято условие Мдв = Мтах .
Чему равен Мф , неизвестно, поэтому приняли Мф = 0. Заметим, что при остановке пресса фх < 0, поэтому Мф < 0, и Мдв -Мф > Мдв, т. е. неучёт сил инерции будет идти «в запас»:
величина F, определённая по формуле (2) без учёта М°, будет несколько ниже реальной допускаемой нагрузки.
Формула (2) дает зависимость [^(ф^. Приведём график функции [Р](.у4) (рис. 2), задав её параметрически следующим образом:
(фі ) = /і + І2 - її • COs(фl ) - лУ12Г^їїГ^зїп2(фї), 0 < фі < п.
(3)
100 000! -
80 000'
F
60 000!
[Р]
Р, н
40 000
20 000'
0
0,002 0,004 0,006 0,008 0,01 0,012 0,014
Рис. 2. Определение Fmax из условия F < ^ ]
Моментом сил инерции пренебрегли. Рассматривалась только первая половина оборота эксцентрикового кривошипа, т. к. нагрузка прикладывается к ползуну только здесь, точнее, -в конце первой половины оборота.
Условие отсутствия остановки пресса
где F - действительно приложенная к ползуну нагрузка, а - допускаемая нагрузка, определённая по первой из формул (3). При проектировании пресса форма зависимости F(s4) обычно заранее известна, а определить эту зависимость полностью можно по формуле (4) с помощью последовательных приближений, варьируя величину Fmax. На рис. 2 представлена реализация этого алгоритма для f = 0,11.
Предлагаемая методика определения допускаемой нагрузки на ползуне была использована при разработке аналогичных прессов на Астраханском машиностроительном заводе по выпуску кузнечно-прессового оборудования (ОАО «АКМА»), а также внедрена в учебный процесс на кафедре «Подъемно-транспортные машины, производственная логистика и механика машин» АГТУ.
1. Алимов О. Д., Абдраимов С. Основы теории прессов с механизмами переменной структуры. - Фрунзе: Илим, 1988. - 293 с.
2. Пат. РФ № 2219059. Механизм переменной структуры с комбинированным шатуном механического пресса / Невенчанная Т. О., Хохлова О. А., Пазенко В. Т. - 20.12. 2003.
3. Невенчанная Т. О., Митин А. Ю., Пономарева Е. В. Об особенностях расчета кинематики и динамики кривошипно-шатунного механизма в разных исполнениях // Вестн. Атырауского ин-та нефти и газа. - 2004. - № 5. - С. 180-184.
(4)
СПИСОК ЛИТЕРА ТУРЫ
Статья поступила в редакцию 14.11.2006
THE METHOD OF DEFINITION OF ALLOWABLE LOADING IN THE SLIDE-BLOCK OF ACTUATING MECHANISM OF PRESS WITH DISK SECTIONS
O. A. Khokhlova
In the laboratory of the department "Theoretical and applied mechanics" in ASTU the experimental model of press was created, which accomplishes countinuity of switching without coupler. Based upon accepted mathematical model of movement of its actuating mechanism, the method of definition of allowable loading in the slide-block of actuating mechanism and definition of maximum of pressing effort was suggested. The suggested method is used in projection and creation of presses at the forging factory and also it is used in the studying process in ASTU.
Key words: mechanism of variable structure, allowable loading, pressing effort, method, press-forging equipment.
