Учебное пособие для студентов специальности 12. 04 "Машинь! и технология обработки металлов давлением"

г₂=а,

'°Л ТЛ*—л ’^см ’
\л т_ц р^а\ -р )

(3.80)

цилиндра, опираюшегося на дно,

Г₂ =«

^(н² - ³р)

п-т-р\

(И² -р²)

см

(3.81)

Затем производят прочностной расчет средней зонм цилиндра. Напряже- ния в средней зоне, отстоявдей от днивда и фланца на расстоянии 0,5...0,75 их внутренних диаметров, внчисляют по формулам Ляме [40].
Для цилиндров с опорой на фланец эти формулм имеют вид: радиальнме:

тангенциальнне:

осевне от влияния дна:

<у_г =

Р-г_г

.2 „2

1 —

г₂ г_г V г )

, МПа;

РП

^а‘ ~ -.2 „2

^Г2 ~^Г, V

, МПа;

рг;

^Г2 -п

МПа

(3.82)

(3.83)

(3.84)

где о₂ >о> >о_г - радиальное, тангенциальное и осевое напряжения соответст- венно;
Г1, г₂, г - внутренний, наружний и текугций радиусьт цилиндра (о <г < г£).

При опоре цилиндра на дно напряжения <х₂ в средней зоне, ввиду их малости, принимают равннми нулю.
Эквивалентное напряжение в средней зоне цилиндров определяется по формуле:

~ч)² +(ц -<$ +(<т₂ -а_г)² , МПа ,

(3.85)

Прочность цилиндра считается обеспеченной, если ст_экв < N.

31

Длина средней зонм цилиндров устанавливается в зависимости от тре- буемого хода плунжера.
Основнме геометрические параметрм опорного фланца определяются из установившихся на практике соотношений.
Радиус сопряжения наружной поверхности цилиндра с опорной поверх- ностью фланца рекомендуется вмбирать по эмпирической формуле [37]:

Радиус наружной цилиндрической поверхности фланца определяется из условий смятия его опорной поверхности по формуле:

где Р_ц - усилие, развиваемое цилиндром;
[ст]_см - допускаемое напряжение на смятие (для стальнмх цилиндров а_см= 90...140МПа).
При расчете можно принять рекомендуемме [37] значения Гф. Для ци- линдров, опираюшихся на чугуннме траверсм,Гф « (1,15...1,16)Г2, а для цилинд- ров, опираюшихся на стальнме траверсм/ф = (1,09... 1,13)^.
Прочность цилиндра в опорной зоне в значительной мере зависит от вм- сотм фланца, которая определяется соотношением [37] к = 1,5<5.
Толшина дншца цилиндра должна составлять не менее двух толшин стен- ки (<5) и иметь гшавнмй переход от цилиндрической части к днивду (К ~ 0,4 г^).
Плунжерм, штоки и поршни гидроцилиндров предназначенм для переда- чи усилия на подвижную траверсу. При работе прессов они подвергаются сжа- тию вдоль оси. Изготовляются они из углеродистой стали с пределом прочности не менее 600...700 МПа. По конструктивному исполнению могут бмть сплош- нмми или пустотелмми. Применяются следуюшие типм соединения плунжеров с подвижной траверсой: жесткое через шаровую пяту и через пест с шаровмми головками.
Диаметр плунжера определяется по формуле:

где т_т - количество плунжеров.
Расчет на прочность сплошнмх плунжеров производится только по месту их крепления в подвижную траверсу. Напряжение определяется по формуле:

г₀.ф = 0,2-5 , см ,

(3.86)




(3.87)

а=р+М_ц/0М1 ,

(3.89)

32

где М_и - изгибаюгций момент, действуюпдай в месте заделки плунжера в траверсу.

При установке пустотелого плунжера наибольшие эквивалентнне напря- жения на его внутренней стенке вьмисляют по формуле:

^З + к
<Тже=Р— Т' (³-⁹⁰)
1-к
где к = с1_[т / с1_2т , &2пл ~ внутренний и наружньш диаметрн плунжера).
Толвдина днгаца плунжера определяется по следуюгцей зависимости :
Н_дн = (1,2...1,5)5 ,см. (3.91)
Радиус перехода стенки плунжера в днише внчисляется по формуле:
г₀ >0,125 йш ,см . (3.92)
Длиннне плунжерн и штоки должнн проверяться на продольннй изгиб. Предельное значение длинн плунжера, для которого необходимо внполнять такую проверку, определяется соотношением:
Ь_ш>Ш_2ш, см. (3.93)
В зависимости от характера закрепления цилиндра и плунжера (с учетом схем закрепления), плунжерн могут подвергаться расчету на устойчивость. Для подвижннх соединений применяют три типа уплотнений: набивочное, манжет- ное и поршневнми кольцами. Наибольшее распространение получило набивоч- ное уплотнение (резинотканевое шевронное многорядное).
Расчет деталей уплотнения сводится к расчету резьбовнх шпилек, соеди- няюших нажимное кольцо с цилиндром, на усилие Р, которое определяется по формуле:
_{р =} п((1_ут + 2В)² -с1_{ут р (3 94)}
где Аупл - уплотняемнй диаметр;
В - ширина уплотнения.

Допускаемое напряжение для шпилек из стали 45 [<т] = 60...100 МПа. Важннм показателем качества уплотнений является величина силн трения их о плунжер, которая зависит от ряда факторов (чистотн обработки поверхности плунжера, вида рабочей жидкости и др.). Сила трения в уплотнении плунжера определяется по формуле :

Т = 0,15ц кдуплНуР , (3.95)

33

где ц - коэффициент трения (/л = 0,05 для шевронной набивки и ц = 0,20 -
для других типов набивок);
Н_у - вмсота уплотнения.
В большей степени силм трения необходимо учитмвать при расчете гид- роустройств с плунжерами и штоками малмх диаметров, где они оказмвают бо- лее значительное влияние на технологическую характеристику гидропресса.

3. 
   Расчет гидросистемм прессов
   

Гидросистемм включают привод пресса, систему 5шравления и трубопро- водм. Особенности гидросистем определяются типом привода, а также назна- чением и мошностью пресса. В качестве гидроприводов получили распростра- нение три типа: насосньш безаккумуляторнмй, насосньш аккумуляторньш и мультипликаторнмй.
Гидросистемм пресса рассчитмвают с целью определения скорости под- вижной поперечинм и давлений жидкости в тот или иной момент.
Связь между скоростями в различнмх сечениях трубопроводов определя- ют из условия постоянства расхода жидкости

где (7 - количество жидкости, проходяшей через сечение потока;
Ғ( - плошадь I- го сечения потока;
Уц - средняя скорость течения жидкости в /- м сечении.
При проектировании пресса диаметр рабочего плунжера, а,следовательно, и его плошадь Ғ_т определяют исходя из усилия, которое необходимо полу- чить. Скорость же подвижной поперечинм задают.
Скорость жидкости в трубопроводе зависит от давления, обеспечиваюше- го течение жидкости:

где Н - напор, м, водяного столба;
£ - ускорение свободного падения, м/с.
Плошадь проходного сечения трубопровода определяется исходя из усло- вия неразрмвности струи

0= У_Т1Ғ_} = У_Т2Ғ₂=...УпҒ;= СогШ,

(3.96)

У_т = 42§Н, м/с,

(3.97)




(3.98)

где Ғ_ц - плошадь рабочего цилиндра.

34

Диаметр сечения трубопровода определяют из соотношения




(3.99)

где (I - диаметр рабочего плунжера.
Обнчно принимают, что в наполнительном трубопроводе Ғ=5...7м/с, в напорннх линиях 10...20 м/с , в сливной линии рабочих цилиндров V = ЗОм/с , в сливной линии обратннх цилиндров Ғ= 6,5...8,5 м/с .
При проектировании наполнительной системн пресса рассчитнвают пло- шадь проходного сечения наполнительного клапана

где Ухх - скорость холостого хода подвижной поперечинн;
Ут - скорость течения жидкости в наполнительном трубопроводе.
При использовании безаккумуляторного привода в качестве источника внсокого давления применяют радиально-поршневне насосн, работаюшие на минеральном масле, при аккумуляторном приводе используют в основном кри- вошипно-гатунжернне насосн, работаювдие на воде или эмульсии. Первне рас- считанн на давление до 20 МПа и подачу ~ 0,02 м³/с (1000 л/мин), вторне - на давление до 32 МПа и подачу ~ 0,02 м³/с.
Производительность кривошипно-плунжерного насоса можно определить из следуювдего внражения:

где 2 - число плунжеров;
Ғ_ш - пловдадь плунжера, м²;
5 - ход плунжера, м;
п - число оборотов коленчатого вала, об/мин; цо - 0,92 - объемньш КПД насоса.
Приводная мовдность на валу насоса определяется из соотношения:




(3.100)

<2н=1б'²'^Ғг,л’$-п-г]о, м³/с,

(3.101)

N = 1000р ()_н/т1₀-т1_м , кВт ,

(3.102)

где р - давление подаваемой жидкости, МПа; ц'_м ® 0,80...0,85 - механический КПД насоса.

35

Мовдность электродвигателя принимают на 10-15% вьппе расчетной с учетом неравномерности подачи и давления.
При расчете радиально-поршневнх насосов определяется объем рабочей жидкости, внтесняемой поршнями за один оборот ротора по формуле
_{д =} ^пл.₈._{г> м}з_/об5 (3.103)
где йпл - диаметр плунжера, м;
5 - ход плунжера, м;
2 - число плунжеров.
Минутная теоретическая подача насоса определяется по формуле
®^{н=дп =} '^е'²'^п'^м3/с’ '¹⁰⁴^
где е - эксцентриситет, м;
п - число оборотов вала ротора, об/мин.
Действительная (эффективная) подача принимается равной
О_э = <2нЦо , м³/с , (3.105)
где т/о* 0,80...0,95 - объемньш КПД насоса
Мовдность на валу ротора насоса рассчитнвается по формуле
N = 1000р -()_э/г}₀-г1_м , кВт , (3.106)
где т/_м = 0,94...0,96 - механическая КПД насоса.

8. 
   Паровоздушнне молотн
   

Паровоздушнне молотн (ПВМ) по технологическому назначению подраз- деляются на штамповочнне и ковочнне. Паровоздушннми они назнваются в связи с тем, что могут использовать в качестве энергоносителя пар или сжатнй воздух.

1. 
   Энергоноситель
   

Энергоносителем или рабочим телом служит пар или сжатьш воздух, со- стояние которнх характеризуется давлением температурой Т и удельннм объемом V. При проектировании ПВМ давление пара принимается равннм 700- 900 кН/м², а давление воздуха 600-800 кНУм². Температура перегрева пара или подогрева воздуха не должна превншать 300 °С .

36

Пар. В молотах применяется сухой насьпценньй, влажннй и перегретнй пар. Однако работа молота с применением только сухого насьтвденного пара ис- ключается. Такое состояние пара может получаться лишь в отдельнне моментн работн молота. Как правило,применяют влажньш пар.
Рабочие процессн влажного пара (расширение и сжатие) близки к адиаба- тическим вследствие их кратковременности (при отсутствии теплообмена с ок- ружаювдей средой и сохранении энтропии постоянной).
Эти процессн харакгеризуются:
_РГ=Сот1, (3.107)
где п - показатель адиабатн.
Для влажного пара показатель степени “я” будет меньше 1,135. Для уп- ровдения тепловнх расчетов ПВМ, работаювдих паром, показатель степени “и” принимают равннм единице. Ошибка при этом составляет менее 8% [41], что вполне допустимо при технических расчетах.