Расчет главных валов механических листоштамповочных прессов
Главные валы в кривошипных машинах бывают различного конструктивного исполнения (рис. ). Кривошипные валы (схема а) применяют в однокривошипных прессах усилием меньше 1,6 МН и выполняют, как правило, с регулируемым ходом ползуна; одноколенные с одно- или двусторонним приводом (схемы б, в) – в машинах с номинальным усилием до 4 МН и увеличенным штамповым пространством вдоль фронта при номинальном усилии менее 4 МН; эксцентриковые (схемы д-ж) – в тяжело нагруженных машинах для объемной штамповки с усилием более 3 МН и ходом ползуна до 600 мм.
Главные валы кривошипных машин устанавливают в опорах скольжения диаметром d0. Соединение главного вала с шатуном также выполняется через опору скольжения (диаметр da). Ширина щек коленчатых валов должна быть такой, чтобы жесткость вала на изгиб существенно не уменьшалось.
Порядок проектирования и расчета коленчатого вала заключается в следующем. Вначале по номинальному усилию на основании статистических данных определяют диаметр опорных шеек вала d0 (в мм), а по этому диаметру на основании эмпирических соотношений – остальные размеры вала (см. табл. 17).
Таблица №17
Параметры |
Листоштамповочный пресс |
|
Одноколенчатый вал |
Двухколенчатый вал |
|
dA |
1,5d0 |
1,35d0 |
l0 |
2d0 |
1,9d0 |
lk |
2,8d0 |
2,5d0 |
lШ |
1,5d0 |
1,3d0 |
l |
1,7d0 |
1,6d0 |
r |
0,08d0 |
0,08d0 |
Размеры опорных шеек коленчатых валов и осей эксцентриков находят исходя из номинального усилия прессов.
Так, для коленчатого
вала однокривошипного пресса простого
действия
при PH
=< 2 МН и
при PH
> 2МН.
Для двухколенчатого
вала прессов простого и двойного действия
при PH
=< 1,8 МН и
при PH
> 1,8.
Для двухколенчатого
вала чеканочных кривошипно-коленных
прессов
,
а для их шарниров
.
Для осей эксцентриков
листоштамповочных прессов
.
В вышеуказанных формулах подставляют PH в МН, а получают d0 в см.
Как правило, главный вал имеет ломаную геометрическую ось, смещение который зависит от радиуса кривошипа R бывает не более 0,3 диаметра вала и длины опор, то, учитывая высокую жесткость валов, последние рассчитывают как ступенчатые прямые.
Напряженное состояние главного вала в общем случае является двухосным, поэтому искомый коэффициент запаса прочности nT, по которому оценивают способность вала сопротивлению усталости, определяется условием
,
(3.14)
где n – запас прочности при условии, что касательные напряжения отсутствуют; n – запас по касательным напряжениям при условии, что = 0.
Максимальное касательное напряжение от крутящего момента
(3.15)
Коэффициент запаса прочности при расчете на изгиб
(3.16)
Коэффициент запаса прочности при расчете на касательные напряжения
,
(3.17)
где
;
.
(3.18)