Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса; Цель и задачи.исследования 10
1.1 Анализ существующих способов снижения динамических нагрузок в кривошипных прессах, 10
1.2 Обзор теоретических исследований динамики кривошипных прессов при разделительных операциях 24
1.3 Выводы. Цель и задачи исследования... 31
2 Теоретические исследования процессов в кривошипном прессе с гидродемпфером при разделительных операциях 33
2.1 Разработка конструкций демпфирующих устройств кривошипных прессов 33
2.1.1 Разработка конструкции пневматического уравновешивателя с гидродемпфером 33
2.1.2 Разработка конструкции гидродемпфера 37
2.2 Разработка математической модели процессов в кривошипном. прессе без гидродемпфера 39
2.3 Разработка математической модели процессов в кривошипном прессе с гидродемпфером... 55
2.4 Исследование влияния основных параметров гидродемпфера на процессы в прессе 65
Выводы по разделу ; 68
3 Экспериментальные исследования гидродемпфера кривошипного пресса 69
3.1 Цели исследования 69
3.2 Объект исследования 69
3.3 Измерительные устройства и аппаратура 75
3.4 Методика проведения экспериментальных исследований 81
3.4.1 Исследование процессов в кривошипном прессе при разделительных операциях без гидродемпфера 81
3.4.2 Исследование процессов в кривошипном прессе при разделительных операциях с гидродемпфером 82
3.5 Результаты экспериментальных исследований 83
3.5.1 Исследование влияния силы вырубки на величину растягивающей силы на шатуне 83
3.5.2 Исследование влияния параметров гидродемпфера на величину растягивающей силы на шатуне 87
Выводы по разделу 90
4 Расчет параметров гидродемпфера кривошипного пресса 91
4.1 Оптимизация параметров гидродемпфера 91
4.2 Методика определения параметров гидродемпфера кривошипного пресса 96
Выводы по разделу 100
Основные результаты и выводы 101
Список использованных источников 103
- Обзор теоретических исследований динамики кривошипных прессов при разделительных операциях
- Разработка конструкции пневматического уравновешивателя с гидродемпфером
- Измерительные устройства и аппаратура
- Методика определения параметров гидродемпфера кривошипного пресса
Введение к работе
Одним из наиболее распространенных видов кузнечно-прессового оборудования, отличающегося универсальностью, экономичностью, относительной простотой конструкции и обслуживания, являются кривошипные прессы. На кривошипных прессах выполняются формоизменяющие и разделительные операции листовой и объемной штамповки. Однако выполнение разделительных операций на кривошипных прессах сопровождается динамическими нагрузками, вызванными упругой разгрузкой деталей пресса после скола заготовки, величина которых в ряде случаев превышает технологические силы, что приводит к разрушению деталей пресса и ухудшает качество получаемых изделий. -
Поэтому на производстве при эксплуатации на разделительных опера-- циях кривошипных прессы загружаются по силе, значительно меньшей номинальной. Такая недогрузка оборудования по силе приводит к излишним затратам и увеличивает стоимость эксплуатации кривошипных прессов, и следовательно, себестоимость получаемых изделий.
Динамические нагрузки могут быть снижены за счет технологических факторов, конструктивных изменений прессов (т.е. создание специализированных прессов для разделительных операций с измененными кинематическими и жесткостными характеристиками) и применения специальных демпфирующих устройств.
Несмотря на определенные достоинства предложенных путей решения задачи, каждый из них имеет серьезные недостатки, препятствующие их практическому осуществлению. Так, возможности использования технологических факторов снижения динамических нагрузок ограничены. Применение специализированных прессов не решает проблемы снижения динамических нагрузок для очень большого числа универсальных прессов, находящихся в настоящее время в эксплуатации. Поэтому наиболее целесообразным направ-
лением снижения динамических нагрузок является применение устройств, демпфирующих колебания динамической системы пресса, возникающие при ее разгрузке. В качестве демпфирующих устройств могут использоваться механические амортизаторы динамических нагрузок, пневматические и гидравлические демпферы. Наиболее универсальными, надежными и легко перенастраиваемыми являются гидравлические демпфирующие устройства, позволяющие с помощью датчиков давления постоянно отслеживать состояние гидродемпфера, а также проводить диагностику неисправностей в самом исполнительном механизме (контроль величины зазора, силы инерции и т.д.).
Однако возможность практического применения гидравлических демпфирующих устройств ограничена из-за недостаточной теоретической изученности этого вопроса и отсутствия простых и надежных конструкций демпфирующих устройств.
Поэтому моделирование и расчет параметров гидродемпфера кривошипного листоштамповочного пресса является актуальной темой исследования.
Вопросам исследования процессов, происходящих в кривошипных прессах, а также путей снижения динамических нагрузок посвящены труды известных отечественных ученых, которые и послужили основой для выполнения данной работы: А.И. Зимина, А.Ф. Нистратова, В.П. Романовского, Г.А. Навроцкого, Е.Н. Ланского, В.И. Власова, Л.И. Живова, А.Г. Овчинникова, Г.Г. Позняка, А.Ф. Бичевого, Г.М. Родова, В.А. Иванова, Н.П. Каткова, В.Г. Крешнянского и др.
Работа выполнялась в рамках ведомственной научной программы Министерства образования и науки Российской Федерации «Развитие научного потенциала высшей школы» раздел «Развитие научно-исследовательской работы молодых преподавателей и научных сотрудников, аспирантов и студентов» (2005 г.)
Объект исследования - гидродемпфер кривошипного пресса.
Предметом исследования являются процессы, происходящие в кривошипном прессе с гидродемпфером при выполнении разделительных операций.
Целью работы является повышение эффективности работы кривошипных листоштамповочных прессов при выполнении разделительных операций за счет снижения динамических нагрузок.
Для достижения сформулированной цели были поставлены следующие задачи:
провести анализ существующих способов снижения динамических нагрузок в кривошипных прессах и обзор теоретических исследований процессов в кривошипных прессах при выполнении разделительных операций;
разработать новую конструкцию гидродемпфера кривошипного пресса;
разработать математическую модель и исследовать влияние основных параметров гидродемпфера на динамические нагрузки, возникающие в кривошипном прессе при выполнении разделительных операций;
разработать экспериментальную оснастку и провести экспериментальные исследования процессов в кривошипном прессе с гидродемпфером при разделительных операциях;
разраб.отать методику расчета оптимальных параметров гидродемпфера, позволяющих использовать кривошипные прессы при выполнении разделительных операций с силой, близкой к номинальной.
Методы исследования сочетают математическое моделирование и проведение экспериментов. Математическое моделирование процессов в кривошипном прессе осуществлялось решением систем дифференциальных уравнений движения первого порядка методом Рунге-Кутта путем численного интегрирования в среде MathCAD Professional.
Экспериментальные исследования проводились на разработанной экспериментальной установке с использованием современной измерительной аппаратуры, включающей автоматизированную систему сбора и обработки данных в среде визуального программирования Lab View. При этом использовались общепринятые методы планирования эксперимента и статистической обработки результатов.
Научная новизна работы:
разработана математическая модель, позволяющая исследовать влияние основных параметров гидродемпфера на динамические нагрузки, возникающие в кривошипном прессе при выполнении разделительных операций;
установлены теоретические зависимости растягивающей силы на шатуне в процессе его разгрузки от основных параметров гидродемпфера, согласующиеся с экспериментальными данными;
разработана методика расчета оптимальных параметров гидродемпфера, позволяющих использовать кривошипные прессы при выполнении разделительных операций с силой, близкой к номинальной, без возникновения при этом опасных динамических нагрузок.
Достоверность полученных результатов обеспечивается корректностью постановки задач, обоснованностью используемых теоретических зависимостей и принятых допущений, применением известных математических методов; подтверждается качественным и количественным согласованием результатов теоретических исследований с экспериментальными данными.
Теоретическая значимость и практическая ценность полученных результатов.
Разработанная математическая модель процессов в кривошипном прессе с гидродемпфером имеет существенное значение при создании научных принципов проектирования гидравлических демпфирующих устройств и оптимизации их конструкций.
Разработанные новые конструкции демпфирующих устройств и методика расчета оптимальных параметров представляют практическую ценность, так как позволяют снизить динамические нагрузки в кривошипных прессах при выполнении разделительных операций, что дает возможность использовать их с силой, близкой к номинальной.
На защиту выносятся:
- новые конструкции демпфирующих устройств кривошипного пресса;
математическая модель, описывающая процессы, происходящие в кривошипном прессе с гидродемпфером при разделительных операциях;
результаты экспериментальных исследований процессов в кривошипном прессе с гидродемпфером при разделительных операциях;
- методика расчета оптимальных параметров гидродемпфера.
Реализация работы. Результаты теоретических и экспериментальных
исследований используются в ОрелГТУ на кафедре «Автоматизированные процессы и машины бесстружковой обработки материалов» при изучении дисциплин «Кузнечно-штамповочное оборудование» и «Производственное оборудование и его эксплуатация» в процессе подготовки специалистов по обработке металлов давлением.
Апробация работы. Основные результаты работы докладывались: на II международной научно-практической интернет-конференции «Энерго- и ресурсосбережение - XXI век» (март-май 2004 г, Орел.); на III международной научно-практической конференции «Динаміка наукових досліджень 2004» (21-30 июня 2004 г., Днепропетровск); на III международной научно-практической интернет-конференции «Энерго- и ресурсосбережение -XXI век» (март-май 2005 г, Орел); на международной научно-технической конференции «Актуальные проблемы динамики и прочности материалов и конструкций: модели, методы, решения» (1-3 июня 2007 г., Самара); на 34-ой -41 -ой научно-технической конференции преподавателей, сотрудников и аспирантов ОрелГТУ «Неделя науки» (2001-2008 гг., Орел).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 13 научных трудов общим объемом 8,47 п.л., включая 10 статей в научных изданиях, 2 патента Российской Федерации на изобретение и научно-технический отчет, при этом доля автора составляет 3,64 п.л.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех разделов, основных результатов и выводов, списка использованных источников из 103 наименований, четырех приложений и содержит 113 страниц основного текста, 29 рисунков и 9 таблиц.
1 Состояние вопроса. Цель и задачи исследования
1.1 Анализ существующих способов снижения динамических нагрузок в кривошипных прессах
В настоящее время большинство разделительных операций осуществляется на универсальных кривошипных прессах. Однако высокие динамические нагрузки снижают эффективность применения универсальных прессов на указанных операциях и предопределяют отказ от них в пользу специализированных прессов.
Многочисленными теоретическими и экспериментальными исследованиями [6, 22, 23, 33-36, 43, 46, 47, 52, 58, 64, 76 и др.] установлено, что основной причиной разрушения универсальных кривошипных прессов при выполнении разделительных операций являются динамические нагрузки, возникающие непосредственно после штамповки, величина которых в ряде случаев превышает технологические силы [33]. Появление динамических нагрузок вызывается тем, что при рабочем ходе по мере внедрения пуансона в заготовку и возрастания силы сопротивления деформации, станина пресса упруго деформируется (растягивается и изгибается), ползун и шатун сжимаются, кривошипный вал изгибается и скручивается, накапливая при этом энергию упругого деформирования. При сколе заготовки за счет этой энергии ползун разгоняется, перемещаясь вниз, вызывая растяжение шатуна. Это может привести к разрушению винта регулировки длины шатуна, крепления фланца винта шатуна, соединений крышки шатуна с шатуном, зубчатой передачи, срыва двигателя регулировки закрытой высоты штампового пространства и др. Наряду с этим быстрая разгрузка кривошипного пресса вызывает колебания станины, кривошипа и ползуна, что интенсифицирует износ режущих кромок штампов и ухудшает качество получаемых изделий [22, 35, 46, 52, 62].
Поэтому на производстве, при эксплуатации на разделительных операциях прессы загружаются по силе значительно меньшей номинальной. Так, на мелких прессах (Рн < 2МН) максимальная сила вырубки не превышает (0,80 - 0,55)Р„, на средних (2МН < Р„ < 4МН) - (0,55 - 0,40)Р„ и на крупных (Рн > 4МН) - (0,45 - 0,35)РН [19, 22, 23]. Такая недогрузка оборудования по силе приводит к излишним затратам и увеличивает стоимость эксплуатации кривошипных прессов, и следовательно, себестоимость получаемых изделий. В связи с этим существует необходимость снижения динамических нагрузок не только во вновь создаваемых, но и в большом количестве кривошипных прессов, находящихся в настоящее время в эксплуатации.
В результате анализа литературных данных можно выделить следующие основные направления снижения динамических нагрузок [28]:
использование технологических факторов [34, 40, 43, 79, 84];
создание специализированных прессов для разделительных операций с измененными кинематическими и жесткостными характеристиками [22, 35, 46, 47];
- применение устройств, демпфирующих колебания динамической
системы пресса, возникающие при ее разгрузке [21, 22, 37, 38, 43-45, 97-99].
Рассмотрим более подробно каждое из направлений снижения динамических нагрузок.
К технологическим факторам, в частности, можно отнести следующие: величина зазора между пуансоном и матрицей, наличие скоса режущих кромок, толщина и механические свойства штампуемого материала, сила прижима заготовки, угол поворота кривошипного вала в момент скола. При определенных значениях данных факторов возможно качественное изменение нагрузочной характеристики пресса, в частности, более плавное снижение технологической силы в конце рабочего хода. В результате появляется возможность снизить динамические нагрузки в кривошипных прессах при выполнении разделительных операций.
Наибольшее влияние на характер снижения технологической силы из перечисленных выше факторов оказывают зазор между пуансоном и матрицей и величина скоса режущих кромок [34, 43].
В работах [34, 43] установлено, что при выполнении операций вырубки и пробивки с уменьшенными зазорами между пуансоном и матрицей не происходит совпадения скалывающих трещин в заготовке, в результате чего разделение ее происходит последовательным срезом неразрушенных участков между трещинами. Это изменяет нагрузочную характеристику пресса: максимальная технологическая сила незначительно увеличивается, снижение ее становится более плавным, а работа деформирования заготовки на участке снижения силы существенно возрастает. В результате обеспечивается более плавная разгрузка пресса, что положительно влияет на его динамику.
Результаты проведенного экспериментального исследования [43] подтверждают данное предположение, поскольку уменьшение зазора ниже нормального значения при вырубке сопровождается снижением динамических нагрузок в исполнительном механизме.
Однако, несмотря на высокую эффективность рассмотренного способа, существует ряд факторов, ограничивающих его практическое применение. Так, в работе [78] установлено, что при штамповке стали с уменьшенными зазорами снижается стойкость режущих частей штампов 2 - 2,5 раза и существенно увеличивается сила съема заготовки, что требует применение более мощных съемников штампа. Поэтому снижение динамических нагрузок за счет уменьшения зазоров целесообразно использовать лишь в отдельных случаях.
Применение штампов со скошенными режущими кромками на разделительных операциях не только позволяет снизить технологическую силу, но и, как показали исследования [43], снижает динамические нагрузки на 25-40 % и дает возможность повышения коэффициента фактической загрузки прессов по силе без увеличения коэффициента динамичности. Однако это
относится только к мелким прессам. Загрузка по силе средних и крупных прессов по-прежнему остается неудовлетворительной.
Таким образом, отмечая практический интерес рассмотренных технологических факторов снижения динамических нагрузок, следует судить об ограниченности их возможностей.
Создание специализированных прессов для разделительных операций с измененными кинематическими и жесткостными характеристиками предлагается в работах [15, 22, 35, 46, 47]. Автор работы [22] с целью уменьшения частотной характеристики пресса предлагает значительно уменьшить ход ползуна. Это позволит снизить динамические нагрузки в исполнительном механизме при нарастании технологической силы, но практически не решает проблему снижения динамических нагрузок при разгрузке пресса. В целом же, реализация предложений по существенному увеличению жесткости прессов затруднительна, поскольку связана с кардинальным изменением конструкции прессов, а, в большинстве случаев, и с увеличением его металлоемкости. Повышение жесткости исполнительного механизма без увеличения металлоемкости возможно за счет использования для регулирования закрытой высоты штампового пространства эксцентриковой оси. Однако, вследствие малой величины регулирования хода ползуна, это решение не приемлемо для универсальных прессов.
В работах [15, 46, 47] для выполнения разделительных операций предлагается использовать специализированные кривошипные прессы с круговым исполнительным механизмом. В данном исполнительном механизме, выполненном в виде неразъемной шайбы, и в самом прессе отсутствуют стыки, скрепляемые болтами, которые при упругой отдаче в прессах универсального исполнения подвержены разрушению. Однако, применение специализированных прессов не решает проблемы снижения динамических нагрузок для очень большого числа прессов находящихся в настоящее время в эксплуатации.
Следующим направлением снижения динамических нагрузок является применение устройств, демпфирующих колебания динамической системы пресса, возникающие при ее разгрузке [21, 22, 37, 38, 43-45, 97-99]. Принцип действия демпфирующих устройств заключается в создании дополнительного вязкого или упругого сопротивления перемещению ползуна, вызванному упругой разгрузкой деталей пресса после скола заготовки [94]. В работах [37, 38, 43-45, 97] рассматриваются различные конструкции механических (пружинных) амортизаторов динамических нагрузок, снижающих жесткость исполнительного механизма за счет применения упругих элементов. Одна из таких конструкций амортизатора динамических нагрузок представлена на рисунке 1.1.
Подвижная букса 6 амортизатора установлена в ползуне 7 пресса и удерживается с помощью крышки 8, шпилек 5, тарельчатых пружин 4 и гаек 3. Букса взаимодействует с винтом 2 шатуна 1 пресса посредством шарового сочленения.
Амортизатор динамических нагрузок работает следующим образом. При нагружении пресса технологическая сила передается от ползуна 7 через буксу 6 непосредственно на винт шатуна 2 пресса. В этом случае коэффициент жесткости исполнительного механизма такой же, как и в прессе без амортизатора.
При упругой разгрузке пресса после скола заготовки ползун по инерции разгоняется вниз. Пройдя положение, соответствующее недеформиро-ванному состоянию пресса и выбрав зазоры в сочленениях исполнительного механизма, на участке нагружения механизма растягивающей силой ползун перемещается относительно буксы, крышки и винта шатуна, сжимая при этом пружины амортизатора. Последовательное включение в силовую цепь исполнительного механизма пружин амортизатора уменьшает жесткость механизма при растяжении и, тем самым, снижает величину растягивающих динамических нагрузок.
Рисунок 1.1- Схема амортизатора динамических нагрузок
Проведенные теоретические и экспериментальные исследования динамики кривошипных прессов [37, 38, 43-45] показали, что при одинаковых технологических условиях механические амортизаторы снижают динамические растягивающие нагрузки в исполнительном механизме в 3 - 25 раз по сравнению с прессами без амортизатора. Амортизаторы также снижают динамические нагрузки на детали и узлы механизма регулировки закрытой вы-
соты штампового пространства, обусловленные отрицательным ускорением ползуна. Это является весьма важным фактором повышения долговечности и надежности механизма регулировки закрытой высоты, одного из наиболее часто выходящих из строя при эксплуатации кривошипных прессов на разделительных операциях.
Кроме того, теоретически и экспериментально было установлено, что амортизаторы динамических нагрузок снижают амплитуду высокочастотных колебаний станины, возникающих после скола заготовки. Учитывая, что высокочастотные колебания станины, особенно угловые у прессов открытого типа, являются одной из основных причин интенсивного затупления режущих кромок разделительных штампов, в прессе с амортизатором можно ожидать увеличения стойкости штамповой оснастки.
Однако, наряду с положительными моментами, механические амортизаторы динамических нагрузок имеют ряд недостатков, ограничивающих их применение: сложность настройки требуемой силы сжатия пружин для обеспечения срабатывания амортизатора при осуществлении операции вырубки из материалов разных марок и разной толщины; после срабатывания амортизатора возможно появление динамических нагрузок в самом амортизаторе из-за разгрузки упругих элементов, что может привести к поломке данного механизма. Кроме этого, прочностные характеристики упругих элементов со временем могут меняться из-за того, что упругие элементы изнашиваются, материал стареет и появляются остаточные деформации, а это негативно сказывается на долговечности и надежности данных устройств. Наличие фрикционных элементов в амортизаторах, работа которых основана на трении между соприкасающимися деталями, из-за сравнительно быстрого изнашивания их трущихся поверхностей приводит к выходу из строя амортизатора.
Кроме механических амортизаторов И.Д. Сомовым и В.М. Старых разработано устройство для уравновешивания ползуна пресса, содержащее два пневмоцилиндра [99]. Пневмоцилиндры выполнены сдвоенными, причем
поршни дополнительных полостей сдвоенных цилиндров отделены от поршней основных полостей. При этом дополнительные полости сдвоенных цилиндров предлагается использовать для демпфирования динамических нагрузок, возникающих после скола заготовки.
На рисунках 1.2 и 1.3 представлены, соответственно, пневмосхема данного устройства и пневмоцилиндр.
Устройство содержит установленные на станине и соединенные магистралью с ресивером 1 пневмоцилиндры 2 с размещенными в полости А рабочими поршнями 3 (рисунок 1.3), соединенными штоками 4 с ползуном 5. В дополнительной полости Б, герметично отделенной от полости А перегородкой 6, размещен поршень 7 со штоком 8, свободный конец которого подвижно и герметично размещен в перегородке 6 с выходом в полость А. Полость Б сообщена магистралью с ресивером 1 посредством регуляторов давления 9 и обратных клапанов 10 и 11.
Данное устройство работает следующим образом. Сила основных пневмоцилиндров рассчитана на уравновешивание веса ползуна с инструментом и веса шатуна. При движении вниз до определенного момента действие этих пневмоцилиндров уравновешивает вес ползуна и шатуна, не нагружая их избыточной силой, то есть на этом участке хода ползуна в кинематической цепи ползун-шатун, шатун-кривошип зазоры выбраны не полностью, что способствует лучшему заполнению их смазкой.
При дальнейшем движении ползуна вниз увеличивающиеся инерционные силы ползуна и шатуна начинают превышать уравновешивающую силу цилиндров. В момент перед встречей инструмента с заготовкой поршень 3 соприкасается со штоком 8. В работу вступают дополнительные цилиндры, которые уравновешивают возрастающие инерционные силы и выбирают зазоры в кинематических парах ползун-шатун, шатун-кривошип, а также в сочленениях муфты.
Рисунок 1.2 - Пневмосхема уравновешивающего устройства
Рисунок 1.3 - Разрез пневмоцилиндра
Таким образом, встреча инструмента с заготовкой происходит при выбранных зазорах, что исключает динамический удар при резком выборе зазоров в сочленениях, а, следовательно, повышает срок службы названных кинематических пар.
В момент окончания технологической операции резко снимается технологическая сила с ползуна, который вместе со всеми связанными с ним поступательно движущимися частями пресса получает ускорение, вызывающее рост инерционных сил, действие которых нейтрализуется также работающими совместно с дополнительными полостями пневмоцилиндрами. При этом пневмоцилиндры выступают в качестве демпферов динамических нагрузок.
Однако из-за большой сжимаемости воздуха эффективность работы данного уравновешивающего устройства в качестве демпфера невысока. Целесообразнее использовать в качестве демпфирующей среды не воздух, а жидкость.
Конструктивно гидравлический демпфер может быть выполнен в виде автономного устройства, устанавливаемого под матрицей или между столом -и ползуном пресса, либо совмещенным с направляющими колонками штампа [21, 43, 98]. В первом случае исключается возможность вырубки «напровал», а в последнем случае возникает необходимость установки гидродемпфера в каждом блоке штампа, что ведет к значительному удорожанию штамповой оснастки.
Один из вариантов автономного устройства, устанавливаемого между столом и ползуном пресса, предложили Л.И. Живов, Н.Н. Клеванский и А.Ф. Бичевой [98]. Схема данного устройства в разрезе представлена на рисунке 1.4.
Силовой цилиндр 1 демпфирующего устройства при помощи прижимной шайбы 2 и болтов 3 жестко крепится к столу пресса 4. Шток поршня 5 двумя гайками 6 с шайбами 7 крепится к ползуну пресса 8. Дросселирующая шайба 9 упирается возвратной пружиной 10 в дно цилиндра. Компенсирую-
щая шайба 11 с уплотнениями 12 и 13, зафиксированная пружиной 14, опирающейся на крышку 15, образует полость А.
Устройство работает следующим образом. Во время холостого хода ползуна вниз поршень 5 перегоняет жидкость из полости Б в полость А. Шайба 11 под воздействием жидкости отжимает пружину 14, находящуюся внутри воздушной полости В. Отверстие в поршне 5 затрудняет перетекание жидкости из полости Б и А, вследствие чего в полостях Б и Г создается избыточное давление, позволяющее поддерживать одностороннюю выборку зазоров во время всего холостого хода. После соприкосновения поршня 5 с дросселирующей шайбой 9 жидкость начинает перетекать из полости Г в полость А. Ввиду возможного несовпадения отверстий в шайбе и поршне, в последнем сделана кольцевая проточка. Сопротивление истечению жидкости через отверстие дросселирующей шайбы при обычных скоростях ползуна вблизи крайнего нижнего положения мало, однако в случае выполнения разделительных операций эта скорость достигает 1-2 м/с, и тогда это сопротивление становится настолько большим, что позволяет эффективно гасить динамическое колебание конструкции пресса. При ходе ползуна 8 вверх поршень 5 вытесняет жидкость из полости А в нижние полости Б и Г. Дросселирующая шайба 9 возвратной пружиной 10 возвращается в исходное положение. Аналогично действует компенсирующая шайба 11.
Регулировка начала смыкания поршня 5 и шайбы 9 легко осуществляется через крепление штока к ползуну 8. Начальное давление жидкости в полостях демпфирующего устройства регулируется величиной сжатия пружины 14 в результате завинчивания крышки 15 силового цилиндра.
Рисунок 1.4 - Схема демпфирующего устройства
Хотя данное демпфирующее устройство и обладает рядом положительных характеристик (это малые габариты и простота конструкции, а также то, что в качестве рабочей демпфирующей среды используется жидкость), оно имеет и некоторые недостатки. Одним из них является нагрев жидкости
при прохождении через дросселирующие отверстия вследствие замкнутости объема силового цилиндра, который может привести к повышению расхода жидкости вследствие понижения ее вязкости и, следовательно, к изменению рабочих характеристик демпфирующего устройства.
Таким образом, исходя из выше рассмотренного, можно отметить, что более универсальными, надежными и легко перенастраиваемыми являются гидравлические демпфирующие устройства, позволяющие с помощью датчиков давления постоянно отслеживать состояние гидродемпфера, а также проводить диагностику неисправностей в самом исполнительном механизме (контроль величины зазора, силы инерции и т.д.)
Однако в настоящее время возможность практического применения гидравлических демпфирующих устройств ограничена из-за недостаточной теоретической изученности этого вопроса и отсутствия простых и надежных конструкций демпфирующих устройств.
1.2 Обзор теоретических исследований динамики кривошипных прессов
Вопросами динамики кривошипных прессов ученые начали заниматься еще в середине двадцатого века. Можно выделить два основных направления в исследованиях динамических явлений при разгрузке кривошипных прессов при выполнении разделительных операций:
- исследование колебаний станины и колебаний пресса на фундаменте
как единой динамической системы;
— исследование динамических явлений в исполнительном механизме
пресса.
Первому направлению посвящено большое количество работ [20, 23, 25, 42, 47, 53, 91 и др.], в которых подробно исследованы динамические нагрузки, действующие на станину и фундамент при разгрузке пресса. Для анализа колебаний станины обычно используются двух- и трехмассовые линей- < ные беззазорные динамические модели, не учитывающие колебания исполнительного механизма [47], что является приемлемым для поиска путей снижения динамических нагрузок на фундамент и уменьшения ускорений станины пресса. В последнее время данные проблемы решаются постановкой прессов на фундамент с упругим основанием.
В то же время анализ колебаний станины не позволяет исследовать на-гружение деталей исполнительного механизма, тогда как большинство поломок кривошипных прессов приходится именно на детали исполнительного механизма [52, 62]. Поэтому исследование процессов в исполнительном механизме при разгрузке пресса представляет собой самостоятельную задачу, успешное решение которой позволит повысить динамического качества кривошипных прессов.
Одной из первых работ, посвященных исследованию динамических процессов при разгрузке кривошипных прессов, является работа Е.Н. Ланско-
го и Г.Г. Позняка [52]. В данной работе колебательная система пресса представлена в виде трехмассовой беззазорной поступательной модели (рисунок 1.5 а), исходное состояние которой определяется из условия статического на-гружения, а переходный процесс разгрузки вызывается мгновенным спадом технологической силы на ползуне в момент скола заготовки. Колебательная система кривошипного пресса состоит из исполнительного механизма, представленного в виде приведенных сосредоточенных масс ползуна тх и кривошипа т2, связанных упругими связями к2 и к3, и станины т3. с упругой связью к4. При рассмотрении колебаний динамической модели принято допущение, что колебания станины происходят независимо от колебаний кривошип-но-ползунного механизма, а колебания последнего зависят от колебаний «точки подвеса» механизма. На основании экспериментальных данных авторами было установлено, что коэффициенты жесткости упругих связей исполнительного механизма при сжатии и растяжении различны, причем характеристика упругой связи коленчатого вала и станины при растяжении может быть нелинейной. Затухание колебаний, обусловленное наличием диссипативных сил, учитывается введением силы сухого трения, действующей на ползун
^ тр ~п%*тах> (1-1)
где Ртах - максимальная сила вырубки; . - .
п - коэффициент, принимаемый в пределах 0,1 -0^5.. Уравнения движения системы, представленной на рисунке 1.5 а, выглядят следующим образом:
d"*\ , ; " „ dxJdt
dr k&i /dt\
Г (1.2)
m^—;p + (b) + k3)x2 -b>Xj = k3x3 cos(a>3t),
dt~ " . " у
где Xj, x2 и x3 -перемещения, соответственно, масс mx, m2, m3; co3— частота собственных колебаний станины.
7Т7ТШГ77777777Т7'777
Рисунок 1.5 - Динамические модели пресса
Решение данной системы уравнений проводится по участкам, в пределах которых коэффициенты жесткости упругих связей исполнительного механизма постоянны. Общее решение системы (1.2) выглядит следующим образом:
(1.3)
>
х} - A] cos{mxt + ф\) + А2 cos(a)2t + (p2) + dl+xncos{a>3t -]); х2 — Р\А} cosico^t + ^>i)+P2^2 cos(co2t +
dxx jdt k2 + k3
dx=-F,
> (1-4)
di=-F,
dxx jdt 1
\dx} /dt\ k3
Проведенные расчеты динамики исполнительного механизма пресса мод. К 231 силой 100 кН по данной методике показали, что после скола заготовки в нем возникают значительные растягивающие силы, достигающие 23 — 32 % от технологических. Экспериментальное исследование подтвердило наличие и величину этих сил. Авторами отмечается, что исполнительные механизмы существующих прессов не рассчитываются на восприятие растягивающих нагрузок, что приводит к многочисленным поломкам деталей прессов.
В данной работе не учитывается крутильная деформация кривошипного вала. Однако анализ распределения масс и возможных деформаций деталей исполнительного механизма показывает, что расчетная схема более точно может быть представлена состоящей из двух взаимосвязанных колебательных контуров - поступательного и крутильного, включающих четыре сосредоточенные массы (рисунок 1.5 б) [76]. Уравнения движения сосредоточенных масс при линейной зависимости сопротивления деформации заготовки выглядят следующим образом:
mx xx + cxxx- cx [f((p) - (xj + x2)] = 0;
m~> x-7- cx \f{
c2+c3
> (1.5)
Jg)+c]
f(
[/W-(x1+x2)] = 0,
где cp — угол поворота кривошипа, отсчитанный от крайнего нижнего положения;
/(#>) _ функция перемещения ползуна от угла поворота кривошипа;
т% — приведенное плечо сил трения в кривошипно-шатунном механизме.
В данной системе уравнений при равенстве коэффициента жесткости заготовки с3 нулю происходит размыкание динамической системы в связи с
устранением сопротивления деформации заготовки. Затем разомкнутая система совершает свободные колебания. Однако из-за отсутствия в уравнениях : движения диссипативных сил и крутильной жесткости кривошипного вала динамические нагрузки в исполнительном механизме пресса определяются . ", не достаточно точно.
Для более объективного анализа поведения динамической системы авторами работы [76] указывается на необходимость учета наличия зазоров в сочленениях движущихся деталей, т.е. нелинейности кинематических и силовых характеристик упругих связей, а также демпфирования колебаний. Естественно, что учет данных факторов ведет к усложнению динамической модели и необходимости использования ЭВМ для решения входящих в модель уравнений.
Обычно дифференциальные уравнения движения, описывающие процессы в прессе, решаются численным интегрированием на электронных вычислительных машинах (ЭВМ) [11, 24, 36, 43, 48, 82, 83 и др.]. В тоже время, например, в работах [31, 32] предложены электронные модели кривошипно-
шатунного механизма с жесткими и упругими звеньями, на которых с помощью аналоговых вычислительных машин (АВМ) исследованы динамические процессы в исполнительном механизме при вырубке с учетом действительной нагрузочной характеристики пресса.
Все рассмотренные динамические модели процессов в кривошипных прессах при разделительных операциях не учитывают крутильные колебания кривошипа, однако имеется ряд работ [22, 91], в которых показана необходимость учета этих колебаний. Кроме этого, при разгрузке исполнительного механизма кривошипного пресса не учитывается наличие диссипативных сил в станине и шарнирах исполнительного механизма, определяющих демпфирование их колебаний. Хотя имеются экспериментальные исследования [22, 35], показывающие, что после скола заготовки происходит быстрое затухание колебаний кривошипного вала и станины. Чтобы как-то компенсировать не учет демпфирования колебаний в расчетах, в некоторых работах [22, 52] значительно завышается (до 10-50 % от силы вырубки) сила трения, действующая на ползун.
Все перечисленные моменты учтены в работе Крешнянского В.Г. [43]. В данной работе колебания динамической системы (рисунок 1.5 в) при мгновенной разгрузке описываются следующими уравнениями:
х\ + х\к
\
+ с,(х, -х2) = к1Рд;
-і X-j + С-}X?) ~т U,'} Х-) С\ \Х\ Х~) ) — и \
у (1.6)
Jx ах + ск{ссх -a2)-c[mk[хх -х2) = 0;
J2a2-ck(a] -а2) = 0, где X], х2 - перемещения масс шх и т2 от положения равновесия, обусловленные деформациями упругих связей сх и с2;
ах, а2 — углы поворота маховых масс Jx и J2, отсчитанные от крайнего нижнего положения кривошипа;
xlyt — относительное перемещение ползуна, обусловленное колебаниями кривошипа;
ск — коэффициент крутильной жесткости кривошипного вала;
Рд — технологическое усилие на ползуне пресса; /л2 — коэффициент вязкого сопротивления, учитывающий демпфирование колебаний станины.
Автором работы особое внимание уделяется анализу влияния зазоров в сочленениях деталей исполнительного механизма. На основании теоретических и экспериментальных исследований было определено существенное влияние зазоров в исполнительном механизме на величину возникающих в нем динамических растягивающих нагрузок. Предлагаемая динамическая модель исполнительного механизма с зазором достаточно точно отражает действительный характер действующих в нем динамических нагрузок и позволяет рассчитать их величину.
Несмотря на то, что рассмотренная модель более объективно отражает конструктивные и динамические особенности исполнительного механизма кривошипного пресса, имеются некоторые замечания. В частности, в рассмотренных работах принимается, что разгрузка кривошипного пресса происходит мгновенно, что может быть приемлемо только при вырубке хрупких материалов. Целесообразнее будет принять сопротивление деформации листового металла при вырубке в виде аналитического выражения с учетом переменного сопротивления срезу в зависимости от пластических свойств вырубаемого материала и глубины внедрения пуансона [51,71, 93].
Кроме этого в данных работах при рассмотрении вращательного движения кривошипного вала и маховика, не учитывается замедление маховых масс во время совершения технологической операции, вызванного ростом силы на ползуне, а также скольжение электродвигателя. Поэтому целесообразнее рассматривать уравнение вращательного движения электропривода [56,81,95].
1.3 Выводы. Цель и задачи исследования
В результате изучения состояния вопроса было установлено следующее.
Обзор теоретических исследований динамики кривошипных прессов при разделительных операциях
Вопросами динамики кривошипных прессов ученые начали заниматься еще в середине двадцатого века. Можно выделить два основных направления в исследованиях динамических явлений при разгрузке кривошипных прессов при выполнении разделительных операций: - исследование колебаний станины и колебаний пресса на фундаменте как единой динамической системы; — исследование динамических явлений в исполнительном механизме пресса.
Первому направлению посвящено большое количество работ [20, 23, 25, 42, 47, 53, 91 и др.], в которых подробно исследованы динамические нагрузки, действующие на станину и фундамент при разгрузке пресса. Для анализа колебаний станины обычно используются двух- и трехмассовые линей- ные беззазорные динамические модели, не учитывающие колебания исполнительного механизма [47], что является приемлемым для поиска путей снижения динамических нагрузок на фундамент и уменьшения ускорений станины пресса. В последнее время данные проблемы решаются постановкой прессов на фундамент с упругим основанием.
В то же время анализ колебаний станины не позволяет исследовать на-гружение деталей исполнительного механизма, тогда как большинство поломок кривошипных прессов приходится именно на детали исполнительного механизма [52, 62]. Поэтому исследование процессов в исполнительном механизме при разгрузке пресса представляет собой самостоятельную задачу, успешное решение которой позволит повысить динамического качества кривошипных прессов.
Одной из первых работ, посвященных исследованию динамических процессов при разгрузке кривошипных прессов, является работа Е.Н. Ланского и Г.Г. Позняка [52]. В данной работе колебательная система пресса представлена в виде трехмассовой беззазорной поступательной модели (рисунок 1.5 а), исходное состояние которой определяется из условия статического на-гружения, а переходный процесс разгрузки вызывается мгновенным спадом технологической силы на ползуне в момент скола заготовки. Колебательная система кривошипного пресса состоит из исполнительного механизма, представленного в виде приведенных сосредоточенных масс ползуна тх и кривошипа т2, связанных упругими связями к2 и к3, и станины т3. с упругой связью к4. При рассмотрении колебаний динамической модели принято допущение, что колебания станины происходят независимо от колебаний кривошип-но-ползунного механизма, а колебания последнего зависят от колебаний «точки подвеса» механизма. На основании экспериментальных данных авторами было установлено, что коэффициенты жесткости упругих связей исполнительного механизма при сжатии и растяжении различны, причем характеристика упругой связи коленчатого вала и станины при растяжении может быть нелинейной.
Проведенные расчеты динамики исполнительного механизма пресса мод. К 231 силой 100 кН по данной методике показали, что после скола заготовки в нем возникают значительные растягивающие силы, достигающие 23 — 32 % от технологических. Экспериментальное исследование подтвердило наличие и величину этих сил. Авторами отмечается, что исполнительные механизмы существующих прессов не рассчитываются на восприятие растягивающих нагрузок, что приводит к многочисленным поломкам деталей прессов.
Разработка конструкции пневматического уравновешивателя с гидродемпфером
В разделе 1.1 было рассмотрено устройство для уравновешивания ползуна пресса [99], содержащее сдвоенные пневмоцилиндры, причем дополнительные полости пневмоцилиндров предполагалось использовать в качестве демпферов динамических нагрузок. Однако из-за большой сжимаемости воздуха эффективность работы данного устройства в качестве демпфера невысока. Целесообразнее использовать в качестве демпфирующей среды не воздух, а жидкость.
Поэтому было разработано пневмогидравлическое устройство для уравновешивания ползуна пресса [100], схематично показанное на рисунках 2.1 и 2.2. В работах [12, 66-68] подробно описано его устройство, работа и расчет некоторых параметров.
Устройство содержит установленные на станине пресса два сдвоенных цилиндра, каждый из которых состоит из основного пневмоцилиндра 1 и дополнительного гидроцилиндра 2. В полостях А пневмоцилиндров 1, соединенных трубопроводом с ресивером 3, размещены поршни 4, соединенные штоками 5 с ползуном 6. В полостях Б дополнительных гидроцилиндров 2, герметично отделенных от полостей А, расположены поршни 7 со штоками 8, свободные концы которых подвижно и герметично размещены в верхних крышках гидроцилиндров 2 с выходом в полости А. Полости Б сообщены трубопроводом с гидравлическим аккумулятором 9 посредством редукционного клапана 10, регулируемого дросселя 11 и обратных клапанов 12 и 13.
Устройство работает следующим образом. При холостом движении ползуна 6 вниз в начальный момент времени действие основных пневмоцилиндров 1 уравновешивает вес ползуна с инструментом и вес шатуна. При дальнейшем движении ползуна 6 вниз инерционные силы ползуна и шатуна начинают увеличиваться по известному зако- -;-ну. Перед встречей инструмента с заготовкой поршни 4 упираются в штоки 8, приводя в движение поршни 7 и включая в работу дополнительные гидро- ; цилиндры 2, которые за счет повышения давления жидкости в полостях Б уравновешивают возрастающие инерционные силы и выбирают зазоры в кинематических парах ползун-шатун, шатун-кривошип.
Таким образом, встреча инструмента с заготовкой происходит при выбранных зазорах, что исключает динамический удар в сочленениях, и, следовательно, повышает срок службы названных кинематических пар.
Давление жидкости в полостях Б гидроцилиндров 2 повышается пропорционально скорости перемещения вниз поршней 7 за счет сжатия жидкости и сопротивления истечению жидкости, вытесняемой этими поршнями на слив через дроссель 11 и обратный клапан 12. Сопротивление истечению жидкости через дроссель при обычных скоростях ползуна вблизи крайнего нижнего положения мало, однако при выполнении разделительных операций в момент скола заготовки эта скорость значительно возрастает. В этом случае сопротивление истечению жидкости через дроссель 11 становится настолько большим, что позволит эффективно гасить динамические колебания конструкции пресса, возникающие после скола заготовки. Это предотвратит поломку деталей пресса и повысит его долговечность при разделительных операциях.
Предлагаемая конструкция устройства для уравновешивания ползуна обеспечит возможность использования его в кривошипных листоштамповоч-ных, или другого технологического назначения прессах для выполнения разделительных операций с резким снижением рабочей нагрузки с силой, близкой к номинальной, без возникновения при этом опасных динамических явлений.
Для снижения динамических нагрузок, возникающих в кривошипных прессах при выполнении разделительных операций, было разработано демпфирующее устройство (далее - гидродемпфер) [27, 74, 101]. Гидродемпфер представляет собой цилиндр, в корпус которого вмонтирован дроссель, выполненный в виде шайбы с круглым отверстием и острой кромкой. Схема кривошипного пресса с гидродемпфером показана на рисунке 2.3.
При холостом движении ползуна 5 вниз поршень гидродемпфера 4 вытесняет жидкость из полости А в гидравлический аккумулятор 3. Давление жидкости в полости А гидродемпфера 4 повышается пропорционально скорости перемещения вниз поршня гидродемпфера за счет сжатия жидкости и сопротивления истечению жидкости, направляемой через дроссель 1 в гидравлический аккумулятор 3. Сопротивление истечению жидкости через дроссель при обычных скоростях ползуна вблизи крайнего нижнего положения мало, однако при выполнении разделительных операций после скола заготовки эта скорость значительно возрастает. В этом случае сопротивление истечению жидкости через дроссель 1 становится настолько большим, что позволяет эффективно гасить динамические колебания конструкции пресса, возникающие после скола заготовки. Это предотвращает поломку деталей пресса и повышает его долговечность при разделительных операциях.
При ходе ползуна 5 вверх давление жидкости в полости А начинает понижаться до тех пор, пока расход через дроссель не становится равным нулю. При дальнейшем перемещении ползуна 5 вверх открывается обратный клапан 2 и жидкость из аккумулятора 3 начинает вытесняться через обратный клапан 2 в полость А гидродемпфера. Жидкость из аккумулятора вытесняется до тех пор, пока давление жидкости в полости А гидродемпфера не достигнет начального давления в аккумуляторе 3. За счет энергии жидкости, подаваемой в полость А гидравлическим аккумулятором, поршень и шток гидродемпфера перемещаются вверх вслед за ползуном. Таким образом, гидродемпфер восстанавливает свое первоначальное состояние.
Измерительные устройства и аппаратура
В ходе проведения экспериментальных исследований регистрировалось изменение во времени следующих величин: - перемещения ползуна; " - давления рабочей жидкости в цилиндре гидродемпфера; - силы на шатуне; - силы вырубки. Запись измерительной информации производилась известными методами при помощи тензометрических приборов и устройств [8, 9, 87, 92].
Для измерения необходимых величин использовалась электротензометрия, в основу которой положено явление изменения электрического сопротивления при деформации металлического проводника (датчика).
Для измерения перемещения ползуна в качестве чувствительного упругого элемента использовалась консольно закрепленная на столе пресса балка равного сопротивления изгибу с наклеенными на ней тензометрическими датчиками типа ПКВ—20-200 (рисунок 3.6). Основные характеристики датчика следующие [60, 77]: база - 20 мм; сопротивление - 200 Ом; предельная частота- 10 кГц.
Измерение изменения давления рабочей жидкости во время рабочего хода в цилиндре гидродемпфера осуществлялось при помощи датчика давления КРТ 5-4-40-0,5 (рисунок 3.7). В качестве рабочей жидкости применялось масло индустриальное И-20А по ГОСТ 20799-88. 1 - компенсационный тензодатчик; 2 - рабочий тензодатчик; З - балка равного сопротивления изгибу; 4 - толкатель ползуна Рисунок 3.6 - Схема измерения перемещения ползуна - цилиндр гидродемпфера; 2 - датчик давления; 3 - толкатель ползуна; 4 - датчик перемещения Рисунок 3.7 - Схема установки датчиков давления и перемещения Основные характеристики датчика давления КРТ 5-4-40-0,5: - производитель: ЗАО «ОРЛЭКС» (Россия); - верхний предел измеряемого давления: 40 МПа; - предел допускаемой основной погрешности: ± 0,5 %; - диапазон рабочих температур окружающего воздуха: -10...+70 С; - диапазон рабочих температур измеряемой среды: -45.. .+110 С; - напряжение питания: 15 - 42 В; - сопротивление нагрузки: 2 кОм и более; - выходной сигнал: 0 - 10 В; - остаточный начальный выходной сигнал: не более 0,1 %; - частота: не менее 50 кГц; - потребляемая мощность: не более 1,0 Вт; - тип выходного сигнала: цифровой; - масса: 0,25 кг.
Для измерения силы на шатуне на передней поверхности корпуса шатуна (рисунок 3.1) был наклеен тензодатчик типа ПКВ-20-200. Для измерения силы вырубки внутри штампа в зоне непосредственного действия измеряемой силы расположена месдоза с цилиндрическим упругим элементом, на поверхность которого наклеены тензодатчики типа ПКВ-20-200 (рисунок 3.8). - компенсационный тензодатчик; 2 - рабочий тензодатчик; 3 - соединительные провода; 4 - месдоза; 5 - пуансон; 6 - хвостовик; 7 - ползун Схема измерения силы вырубки Тарировка датчика перемещения и датчика измерения.силы-вырубки":. производилась статическим методом на универсальной испытательной гидравлической машине MP 200 (УИГМ) номинальной силой 200 кН. Контроль нагружения датчика перемещения осуществлялся по индикатору часового типа с ценой деления 0,01 мм, а датчика измерения силы вырубки — по шкале УИГМ с ценой деления 0,4 кН. Тарировка датчика деформации шатуна производилась путем нагружения исполнительного механизма с помощью гидравлических домкратов силой 12 тонн, при этом давление жидкости в домкратах измерялось с помощью образцовых манометров МО 160-63-0,6-1 ГОСТ 8625-77. Деформация шатуна определялась по индикатору часового типа с ценой деления 0,01 мм. По результатам тарировки построены тариро-вочные графики (рисунок 3.9), которые использовались при исследовании процессов в кривошипном прессе при выполнении разделительных операций.
Основу ИИС экспериментальной установки составляет многофункциональная плата N1PCI6014, которая устанавливается в PCI порт материнской платы персонального компьютера и имеет частоту 200 кГц на канал и точность 16 бит. Плата с помощью кабеля SH 68-68-ЕР соединялась с конектор-ным блоком N1BNC-2110, имеющим возможности многоканального цифрового и аналогового ввода-вывода и счетчики-таймеры. N1PCI6014 имеет калибровочный сертификат и предназначена для обеспечения ввода-вывода сигналов, оцифровки и отработки команд. Для работы в операционной системе Windows 2000/NT/XP/Me/9x использовалось программное обеспечение NI-DAO. Инструментом для автоматического сбора и обработки экспериментальных данных являлось программное обеспечение, разработанное в среде визуального программирования LabView (N1) [1, 86, 89]. Программное обеспечение ИИС позволяло собирать и записывать в файл данные исследований с учетом тарировочных графиков.
Методика определения параметров гидродемпфера кривошипного пресса
Методика разработана для определения основных параметров гидродемпфера кривошипного пресса, обеспечивающих его работоспособность при полной загрузке по силе [29].
Определение основных параметров гидродемпфера производится в следующей последовательности.
Задаваясь силой вырубки и свойствами вырубаемого материала, с помощью математической модели (2.27) определяется растягивающая сила на шатуне, которая сравнивается с максимально возможной растягивающей силой, допускаемой прочностью материала крепежных элементов пресса, наиболее подверженных поломкам от динамических нагрузок [62]. Если растягивающая сила на шатуне меньше максимально возможной, то значит, эту операцию можно выполнять на данном прессе и теперь необходимо найти оптимальные значения диаметра отверстия дроссельной шайбы и начального давления рабочей жидкости в цилиндре гидродемпфера.
Задаваясь диаметром поршня гидродемпфера D из условия размещения штампа на столе пресса с учетом стандартных значений, находим площадь поршня гидродемпфера F.
Скорость движения поршня гидродемпфера равна скорости движения ползуна пресса, которая определяется из кинематического расчета главного исполнительного механизма [46, 49, 51].
С другой стороны расход жидкости q (м /с) через дроссель определяется по известной зависимости (2.25). В качестве рабочей жидкости принимается масло индустриальное И-20А по ГОСТ 20799-88, для которого плотность жидкости р= 900 кг/м .
Подставляя рассчитанные по формулам 4.7 и 4.10 значения минимально возможного диаметра отверстия дроссельной шайбы и начального давления рабочей жидкости в цилиндре гидродемпфера в математическую модель (2.27), определяется растягивающая сила на шатуне. Далее, с помощью уравнения регрессии (4.2) уточняется оптимальное значение начального давления рабочей жидкости в цилиндре гидродемпфера.
1 В результате проведенного корреляционного анализа определено, что к параметрам, оказывающим наибольшее влияние на динамические характеристики пресса, относятся диаметр отверстия дроссельной шайбы и начальное давление рабочей жидкости в цилиндре гидродемпфера.
2 В результате оптимизации основных параметров гидродемпфера ло-строено уравнение регрессии зависимости растягивающей силы на шатуне от данных параметров: = 25,3807 + 1547,6396 -Хх - 7,096-10 5 -Х2.
3 Разработана методика расчета оптимальных параметров гидродемп фера, позволяющих использовать кривошипные прессы при выполнении раз делительных операций с силой, близкой к номинальной, без возникновения при этом опасных динамических нагрузок.
В представленной диссертационной работе решена актуальная научно-техническая задача по моделированию и расчету параметров гидродемпфера кривошипного листоштамповочного пресса.
В процессе теоретических и экспериментальных исследований были получены следующие основные результаты и сформулированы выводы.
1 На основе проведенного анализа научно-технической литературы установлено, что наиболее целесообразным способом снижения динамических нагрузок в кривошипных прессах при выполнении разделительных операций является применение демпфирующих устройств.
2 Разработаны новые конструкции демпфирующих устройств, представляющие собой пневмогидравлический уравновешиватель ползуна пресса и гидравлический демпфер, на которые получены патенты на изобретение Российской Федерации № 2219060 и № 2252143, соответственно.
3 Разработана математическая модель процессов в кривошипном прессе с гидродемпфером при выполнении разделительных операций в виде системы дифференциальных уравнений, связывающих силовые и кинематические параметры пресса с конструктивными элементами гидродемпфера.
4 Проведены теоретические исследования процессов в кривошипном прессе с гидродемпфером при выполнении разделительных операций, показавшие, что применение гидродемпфера дает возможность осуществлять разделительные операции с силой, близкой к номинальной, без возникновения при этом опасных динамических нагрузок.
5 Установлено, что из основных параметров гидродемпфера наибольшее влияние на растягивающую силу на шатуне оказывает изменение диаметра отверстия дроссельной шайбы. Следующим по значимости параметром является начальное давление рабочей жидкости в цилиндре гидродемпфера.
6 Разработана экспериментальная установка и проведен комплекс экспериментальных исследований, подтвердивший работоспособность разработанной конструкции гидродемпфера на кривошипном прессе при выполнении разделительных операций.
7 Проведенный сравнительный анализ результатов теоретических и экспериментальных исследований показал их удовлетворительное качественное и количественное согласование. Расхождение результатов не превышает 12 %.
8 На основе выполненных исследований, с учетом уравнения регрессии зависимости растягивающей силы на шатуне от диаметра отверстия дроссельной шайбы и начального давления рабочей жидкости в цилиндре гидродемпфера, разработана методика расчета оптимальных параметров гидродемпфера, позволяющих использовать кривошипные прессы при выполнении разделительных операций с силой, близкой к номинальной.
