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 l_o /8 от конца опоры, обращенного к шатуну, а для эксцентриковых валов – на расстоянии l_o /3 - l_o /4, где l_o – 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.

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 d ₁ принимается равным

d ₁ = d ₀ – (10…40) мм.       d ₁ = 560 – 40 = 520, мм

Расстояние от опоры до середины зубчатого колеса l ₁ принимается равным половине ширины колеса и расстоянию от колеса до опоры (15…40 мм).

l ₁ = , 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