Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса .9
1.1. Анализ предварительно напряженных конструкций 9
1.2. Методы расчета предварительно напряженных конструкций 14
1.3. Смешанный метод контактных сил и переносных перемещений 22
1.4. Выводы по главе 1 26
Глава 2. Методики расчета предварительно напряженных узлов 27
2.1. Определение изменения размеров при запрессовке 27
2.2. Оценка достоверности результатов 35
2.3. Моделирование отклонений форм и размеров контактных стыков 43
2.4. Применение разработанных методик и анализ результатов расчета для пресса номинальной силой 10 МН 47
2.5. Применение разработанных методик и анализ результатов расчета для пресса номинальной силой 20 МН 53
2.6. Применение разработанных методик и анализ результатов расчета для пресса номинальной силой 2 МН 57
2.7. Выводы по главе 2 59
Глава 3, Исследование рамы пресса для формования сыпучих масс 60
3.1. Результаты экспериментального формования 60
3.2. Влияние изменения размеров втулок при запрессовке на напряженно-деформированное состояние рамы 71
3.3. Экспериментальная оценка деформации рамы 79
3.4. Выводы по главе 3 82
Глава 4. Исследование разъемной станины винтового пресса 83
4.1. Определение силы затяжки станины 83
4.2. Сравнение деформаций станины при затяжке, полученных по методу конечных элементов и стержневой модели 89
4.3. Результаты статического расчета 92
4.4. Влияние отклонений формы контактных поверхностей на затяжку 98
4.5. Динамический расчет затянутой станины винтового пресса 102
4.6. Выводы по главе 4 114
Основные результаты работы и выводы 115
Список использованных источников 1...117
Приложения
126
- Методы расчета предварительно напряженных конструкций
- Оценка достоверности результатов
- Влияние изменения размеров втулок при запрессовке на напряженно-деформированное состояние рамы
- Сравнение деформаций станины при затяжке, полученных по методу конечных элементов и стержневой модели
Введение к работе
Актуальность темы. В кузнечно-прессовом оборудовании (КПО) широко используются предварительно напряженные конструкции, которые являются более компактными, обеспечивающими наибольшую экономию при изготовлении и транспортировке. Вследствие предварительного нагружения в них рационально перераспределены нагрузки.
Предварительное напряжение, как правило, осуществляется посредством контактного взаимодействия элементов конструкций. Размеры контактных поверхностей базовых деталей машин обработки давлением исчисляются сотнями и тысячами квадратных миллиметров и условия их сопряжения во многом зависят от несовершенства геометрических форм, определяемого технологией изготовления этих деталей. Поэтому проектирование нового оборудования выявило необходимость более углубленного знания о влиянии погрешностей изготовления деталей КПО на их напряженно-деформированное состояние (НДС). Расчет НДС деталей является одним из основных этапов проектирования.
Особое значение эта проблема имеет в части оценки деформированного состояния в связи с важностью знаний параметров жесткости конструкций машин обработки давлением, т.к. современное производство предъявляет все более высокие требования к точности получаемых на КПО заготовок, которая в значительной степени зависит от жесткости системы пресс - штамп. Многочис- ленными исследованиями показано, что контактная податливость существенным образом влияет на податливость соединения деталей в целом и, таким образом, на технологические возможности КПО и в особой степени горячештам-повочного оборудования. Важность характеристики жесткости обусловлена также ее включением в государственные стандарты на механические прессы.
Существующие методики расчета практически не учитывают вероятностный характер распределения погрешностей изготовления по контактным поверхностям сопрягаемых деталей КПО, что приводит к качественным и кол и ч е- ственным различиям в результатах расчета. Многочисленные наблюдения процесса слесарной подгонки деталей показывают, что размеры площадок контакта и их распределение по поверхности сопряжения деталей носят случайный характер. Случайность расположения площадок контакта определяется, прежде всего, погрешностями изготовления, определяемыми многими факторами, имеющими в свою очередь случайный характер: перераспределение остаточных напряжений в детали после ее механической обработки, точность установки приспособлений для механической обработки, точность установки обрабатывающего инструмента и т.д. На современном уровне развития вычислительной техники и численных методов оказалось возможным достаточно точно оценить влияние погрешностей изготовления на НДС. Это связано со значительными улучшениями в расчетах контактных задач по методу конечных элементов (МКЭ), который практически вытеснил другие методы.
Тема диссертации соответствует одному из основных научных направлений ВГТУ «Интеллектуальные информационные системы». Работа является частью комплексных исследований, проводимых на кафедре «Автоматизированное оборудование» по теме НИР ГБ 2001.39 «Теория и практика машиностроительного оборудования».
Целью работы является разработка методик расчета предварительно напряженных узлов машин обработки давлением, учитывающих влияние отклонений размеров я формы поверхностей сопрягаемых деталей на их податливость, и получение рекомендаций по проектированию конструкций с необходимыми по технологическому процессу штамповки параметрами жесткости.
Основные задачи, решаемые для достижения поставленной цели: разработка методик для точного определения изменения размеров при запрессовке, учитывающих неравномерность контактных стыков вследствие технологической обработки; исследование НДС предварительно напряженных узлов машин обработки давлением с использованием разработанных методик и получение на их основе рекомендаций по проектированию; проектирование предварительно напряженной конструкции с требуемой жесткостью на примере рамы пресса для формования сыпучих масс; разработка модели динамических процессов в затянутой разъемной станине винтового пресса.
Методы исследований, применяемые в работе: теория упругости, МКЭ для моделирования НДС конструкций в линейно-упругой зоне, методы программирования с использованием языков высокого уровня Фортран и Паскаль, метод тензометрирования, теория вероятностей, методы математической статистики для обработки полученных результатов, уравнения Лагранжа II рода.
Научная новизна диссертации заключается в том, что предложены и обоснованы модели контактных взаимодействий применительно к МКЭ, отличающиеся стохастическим распределением отклонений от идеальных форм контактных поверхностей деталей; получены закономерности влияния погрешностей изготовления деталей на НДС и жесткость предварительно напряженных узлов машин обработки давлением; предложена модель динамических процессов, происходящих в затянутой разъемной станине фрикционного пресса, имитирующая холодный удар штампов как самый неблагоприятный случай нагружения с применением и без фрикционного предохранителя.
Практическая значимость диссертации определяется тем, что разработаны методики, позволяющие определить изменение размеров при запрессовке с учетом погрешности позиционирования обрабатывающего инструмента применительно к МКЭ при произвольной конфигурации системы контактирующих тел; представлено определение минимального требуемого значения жесткости рамы прессов для формования сыпучих масс, что поможет разработчикам проектировать более легкие и конкурентоспособные конструкции; предложены подход, позволяющий найти минимальный коэффициент затяжки винтового пресса, и рекомендации по модернизации станины, которые распространимы на всю гамму вновь проектируемых винтовых фрикционных прессов.
Достоверность и использование результатов.
Достоверность результатов подтверждается применением сертифицированного Госстандартом РФ программного комплекса МАКС (Моделирование и Анализ Контактных Систем), современных приборов и аппаратуры и результатами, полученными аналитически, численно и экспериментально на тестовых примерах и промышленных образцах.
Внедрение результатов осуществлено в ЗАО «Тяжмехпресс» при проектировании нового КЙО номинальной силой до 20 МН.
Положения работы внедрены также в учебный процесс ВГТУ при подготовке студентов специальности 120400.
Апробация работы проведена: на региональных научно-технических конференциях «Теория и практика машиностроительного оборудования» (Воронеж, 2000-2002); на Всероссийской научно-технической конференции «Прикладные задачи механики и тепломассообмена в авиастроении» (Воронеж, 2001); на региональной научно-технической конференции «Компьютерные технологии в промышленности и связи» (Воронеж, 2002); на научных семинарах кафедры «Теоретическая и прикладная механика» РГОТУПС (Воронеж, 2001-2002); на техническом совете ЗАО «Тяжмехпресс» (Воронеж, 2002); на заседании кафедры «Автоматизированное оборудование» ВГТУ (Воронеж, 2002); на научном семинаре «Технологии и машины обработки давлением» ВГТУ (Воронеж, 2003). татов экспериментов.
Публикации. По теме опубликовано 8 печатных работ. Личный вклац автора в работах: /95/ - статистическая обработка резуль-/98/ - построение динамической модели, /99/ - оценка по- лученного значения жесткости.
Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, списка использованных источников из 99 наименований и двух приложений; материал диссертации изложен на 127 страницах, включая 59 рисунков и 19 таблиц.
ЛАВА 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА
1.1. Анализ предварительно напряженных конструкций
Предварительно напряженные конструкции нашли особенно широкое применение в машиностроении. Сущность данного направления в проектировании основана на создании предварительных сжимающих напряжений.
Система многоэлементных предварительно напряженных конструкций состоит как минимум из двух элементов, один из которых предварительно сжат, а другой испытывает начальные напряжения растяжения. Приложенная рабочая нагрузка воспринимается одновременно двумя элементами, причем в предварительно сжатом элементе напряжения сжатия уменьшаются и в случае перехода через ноль могут быть растягивающими, а в растянутом элементе напряжения растяжения возрастают III.
В результате применения предварительно напряженных соединений получаются более компактные конструкции, рационально перераспределяются нагрузки в элементах, а также обеспечивается наибольшая экономия при изготовлении и транспортировке 121.
Проектирование станин тяжелых машин (прессов, прокатных станов, станков и др.) как составных предварительно напряженных конструкций повышает их нагрузочную способность и надежность.
Станины тяжелых прессов делаются разъемными исходя, прежде всего. из возможностей производства. Нет оборудования, которое смогло бы обрабатывать сверхбольшие станины, поэтому приходится обрабатывать отдельные части, а затем стягивать шпильками. В механических прессах стяжные шпильки расположены вертикально, в мощных гидравлических прессах шпильки располагаются в т.ч. горизонтально.
Практика эксплуатации показывает, что стыки станин часто «раскрываются», что является следствием неправильной эксплуатации, недостаточного натяга и других причин. Нарушение этих условий приводит к изменению на- грузок в элементах станины и может явиться одной из причин поломок крупных дорогостоящих деталей машины 121. Причиной раскрытия стыков может быть, как недостаточная сила затяжки, так и ослабление затяжки в процессе эксплуатации в результате разработки стыков от воздействия циклического контактного нагружения /31.
Наличие большого количества контактных стыков в станинах можно признать недостатком. За счет выборки зазоров и контактной податливости увеличивается суммарная деформация пресса 14/. Во многих случаях разрушение поперечин, колонн происходит вследствие увеличения первоначальных напряжений за счет перераспределения и значительного возрастания местных контактных напряжений, что вызывается неравномерным изнашиванием сопряженных поверхностей 151. Часто станины винтовых прессов выходили из строя после 5-6 лет эксплуатации 161. В настоящее время уже считается общепризнанным, что более 80 % случаев выхода из строя машин, механизмов и устройств обусловлено процессами, происходящими в зоне контакта соприкасающихся твердых тел 111.
Опыт эксплуатации машин показывает, что надежная работа разъемных соединений в значительной мере определяется правильностью их затяжки, характеризуемой рядом показателей, одним из которых является величина силы предварительной затяжки и степенью ее обоснованности. Неточная или неравномерная затяжка вызывает неравномерную деформацию деталей, стыков и может привести к нежелательным последствиям /8/. О величине силы затяжки судят по косвенным параметрам, связанным функциональными зависимостями: крутящему моменту, углу поворота гайки, удлинению болта и т.п. /91. Поэтому применение гидравлического способа затяжки предпочтительнее, чем стягивание станины путем нагрева стяжных шпилек /10/. Практически невозможно точно реализовать требуемую силу затяжки с помощью нагрева. Применяя различные гидравлические устройства, это сделать проще.
Самым слабым местом в затянутых станинах является резьба на шпильках. Чтобы избавиться от них, появились станины, скрепленные высокопрочной лентой /11, 12/. Данные конструкции отличаются закругленной формой стола и траверсы. Преимуществом является отсутствие выраженных концентратором напряжений, в любом из сечений напряжения во всех витках практически одинаковы. К тому же в случае образования трещины на одном из витков, она не будет распространяться на другие. К недостаткам следует отнести определенные трудности при сборке всей конструкции, а также то, что подобные прессы в основном используются для квазистатического нагружения.
Работы по применению железобетонных конструкций в кузнечпо-прессовых машинах (КПМ) проводил НИИ бетона и железобетона. Было создано более 40 машин различного назначения силой до 50 МН. Но опыт применения предварительно напряженного железобетона для изготовления станин и других элементов показал, что нельзя механически заменять металлические станины всех типов прессов железобетонными /13/. ' Предварительное напряжение клети прокатных станов предназначено для увеличения жесткости рабочей клети и уменьшения продольной разнотол-щинности прокатанных листов. Для станов, где производится полистовая прокатка из труднодеформируемых металлов, работа сопровождается высокими динамическими нагрузками на элементы рабочей клети. Эффект предварительного напряжения проявляется в уменьшении этих нагрузок, т.к. уже предварительное нагружение силой, превышающей половину силы прокатки, приводит к выборке зазоров в сопрягаемых элементах и уменьшению криволинейных участков упругой деформации клети, стабилизируется положение валковой системы/14/.
Составные опорные валки широко применяют на непрерывных широкополосных станах холодной прокатки. В Японии из 16 станов непрерывной и бесконечной прокатки на 11 эксплуатируются составные валки. И только на 5 станах из 16 эксплуатируются цельнокованные стальные валки. Составные опорные валки составляют 42 % от общего парка валков, используемых на этих станах/15/.
Создание в сортопрокатных валках предварительных напряжений сжатия оказалось наиболее перспективным направлением повышения качества проката и ресурса самих валков. Прочностной анализ предварительно напряженных валков и промышленная прокатка подтвердили повышение запаса их усталостной прочности в сравнении с обычными валками из чугуна той же марки при высоком качестве проката/1/.
К прочности прессовых соединений в крупных валках прокатных станов должны предъявляться высокие требования. Практика эксплуатации таких валков показала частые случаи разрушения и сползания бандажей (втулок) во время работы, повышение их податливости и появление остаточного прогиба /16/.
Соединения с натягом также относятся к предварительно напряженным конструкциям. Классифицируют их по форме охватывающей детали: 1) тело вращения, 2) деталь типа рычага-шатуна, 3) корпус /17/. Все возрастающая необходимость посадок с натягом требует новых идей при проектировании /18/.
Соединения первого типа обладают высокой технологичностью (только при разборке встречаются сложности), могут обеспечивать передачу значительных по величине крутящего момента и осевых сил /19/. Впрочем, в зубчатых бандажированных колесах иногда происходил местный отрыв и срыв бандажа относительно обода /20/. Встречаются соединения с промежуточными зажимными элементами, которые обладают высокой ремонтопригодностью /21/. Недостаток подобных соединений - уменьшение несущей способности с течением времени. Бандажирование штампов уменьшает напряжения в матрице и ее деформирование, что повышает точность получаемых штамповок /22, 23/.
Соединения второго типа являются одним из распространенных вилов подвижного соединения практически всех механизмов. Они передают, как правило, значительные нагрузки, поэтому анализ их НДС, особенно в зоне, контакта охватываемой и охватывающей деталей, имеет большое значение для обеспечения прочности и износостойкости, а также их надежного функционирования /24/.
С целью уменьшения трения в соединения второго типа запрессовыва-ются бронзовые втулки (или вводятся бронзовые вкладыши), которые изнашиваются и, как правило, заменяются во время капитального ремонта. Бронзовые вкладыши и втулки - ответственные детали в прессах, что подтверждается практикой их эксплуатации /25/. Запрессовка - одна из распространенных сборочных операций, но имеет ряд недостатков. Для их устранения сборку целесообразно производить с временным сборочным зазором, образуемым путем нагрева охватывающей или охлаждения охватываемой детали /26/. Установлено /27/, что при прочих равных условиях мягкие гальванические покрытия повышают прочность соединений при сборке с охлаждением. Для снижения требуемых сил запрессовки (без уменьшения натяга) также применяют дополнительные вибрационные воздействия /28/.
Запрессовка приводит к уменьшению внутреннего диаметра бронзовой втулки. В дальнейшем втулку и шатун обрабатывают как одну деталь. При рас- точке внутреннего метру и вдоль оси диаметра до проектного размера материал втулки по пери-удаляется неравномерно, что следовало бы учитывать при расчете. Важно, что при нагружении шатуна через пяту, запрессовка уменьшает напряжения в нем.
Бронзовые детали быстро изнашиваются и разрушаются, поэтому зачастую значительно увеличивают их размеры /29/. Различные конструкции гидродинамических опор /30/, которые заменили бы обычные подшипники скольже-
I ния, для главного вала кривошипных прессов практически не применяются, но нашли широкое применение в энергетических установках.
Для разъемных соединений важна точность их изготовления. Перекосы, имеющиеся до нагружения, накладываются на перекосы, возникающие при нагружении. Перекосы увеличивают контактные деформации и являются следствием отклонений сопрягаемых деталей от требуемой геометрической формы /31/.
1.2. Методы расчета предварительно напряженных конструкций
Детали машин взаимодействуют друг с другом по контактным поверхностям. Причем, в общем случае контакт происходит не на всей контактной поверхности, а на определенной площадке, имеющей конечные размеры и именуемой пятном контакта. Давление на пятне контакта неравномерно.
Впервые задачу о контакте двух тел решил Г.Герц. Он рассматривал сжатие цилиндров и шаров. Контактное давление при сжатии цилиндров /32/ ^2п(1-цг) I-R (1-1)
2Е1Е2 где II приведенный модуль упругости;
Е1+Ег F - приложенная сила; // - коэффициент Пуассона / - длина контакта; — + — г? г\1 Н2 приведенная кривизна.
Условия применимости приведенной формулы - незначительные размеры площадки контакта по сравнению с радиусами кривизны поверхностей в зоне контакта; контактирующие поверхности идеальные, абсолютно гладкие и сухие. Основные факторы, влияющие на результат решения контактных задач: материал тел, их форма и размеры, внешняя сила.
Для случаев же запрессовки для определения контактных давлений в зависимости от натяга до сих пор используются известные формулы Ляме. Вместе с этим использование формул Ляме требует ряда уточнений, необходимость которых вызывается различными соотношениями длины к диаметру у соединений, неодинаковой жесткостью охватывающей детали по длине, погрешностя- ми изготовления /
Аналитическое решение могут иметь задачи для тел простой формы, поэтому приходилось делать некоторые допущения в постановке более сложных задач. Например, бандаж принимали за полосу, а центр за упругую полуплоскость /20/, переменность натяга учитывалась введением эквивалентного натяга /33/.
Приемлемое решение задач контактной механики для тел сложной формы возможно только численными методами с применением компьютерной техники. Результаты, полученные с помощью моделей, являются важнейшими, а в ряде 'случаев и единственным источником информации. Но не может существовать какой-то единственной модели объекта. После того, как модель построена, она начинает жить «своей собственной жизнью» /34/.
В настоящей работе для определения НДС предварительно напряженных узлов используется МКЭ, который является наиболее развитым из численных методов расчета. Первоначально метод развивался на физической основе строительной механики, а затем область применения МКЭ быстро расширилась /35, 36/.
ЭНИКМАШ, 1982. вошипных прессов
В 1980-х годах в ЭНИКМАШе был создан комплекс «STANINA» (Расчет напряженно-деформированного состояния станин кузнечно-прессовых машин методом конечных элементов: Методические рекомендации. Воронеж:
119 с), который использовал МКЭ для расчета станин кри-Недостаток этого комплекса был в следующем. Использовались конечные элементы для плосконапряженного состояния. Но еще задолго до появления названного комплекса была опубликована статья /37/ по расчету станин прессов открытого типа методом сеток. В статье было показано, что для элементов станины не имеет место плоскостное распределение напряжений.
В.П.Цой приводит иерархию моделей /38/, которые могут быть использованы для расчета конструкций КПО.
Модели первого уровня (как правило, стержневые модели /39/), использующие допущения и формулы сопротивления материалов, служат для определения основных габаритных размеров. Модели первого уровня не позволяют выявить неравномерность распределения напряжений. В работе /40/ хорошо показана дальнейшая непригодность стержневых моделей. При расчетах обычно принимали схему станины в виде бруса. Существовавшие рекомендации по выбору геометрических характеристик сечения устарели в связи с применением для изготовления открытых станин модифицированного чугуна, стального литья и процесса сварки. Эти рекомендации должны базироваться не только на формулах расчета бруса, но и на более точных методах. Расчетные формулы бруса пригодны только для линейного деформированного состояния /40/. ,
Модели второго уровня, построенные на основе решения плоской задачи теории упругости, предназначены для уточнения ранее выбранных габаритных размеров и взаимоувязки расположения отдельных несущих элементов. Модели второго уровня сами по себе также сейчас практически не используются. В работе /41/ рассмотрена методика выбора размеров столов чеканочных и горя-чештамповочных прессов. Определение высоты и площадей поперечных сечений продольных несущих элементов стола осуществляется с использованием соотношений сопротивления материалов в сочетании с конечно-элементным (КЭ) моделированием.
Модели третьего уровня должны базироваться на решении МКЭ трехмерной задачи и служить базой поверочного расчета, призванного обнаружить локальные опасные области напряжений и деформаций конструкции.
Модели четвертого уровня должны решать контактные задачи работы отдельных деталей и НДС стянутой конструкции в целом. Модели четвертого уровня являются более полными, но в их использовании существуют трудности, связанные, прежде всего, с их размерностью. При конструировании таких тяжелых машин, как прессы виртуальный трехмерный мир на сегодняшний день, недостижим. Установки считаются настолько большими, а их конструкции настолько сложными, чтобы стало возможно отобразить их в виртуальной трехмерной модели /42/. Поэтому чаще используют модели третьего уровня, проводя декомпозицию сложной системы деталей на более простые подсистемы, допускающие автономное моделирование с достаточной точностью на базе моделей приемлемой размерности. Вопрос о том, когда такие замены допустимы, решается с учетом ряда факторов, главными из которых являются специфика структуры полной системы деталей и рассматриваемого варианта нагружен и я /43/.
МКЭ в расчетах КІТО в основном использовался для гидравлических прессов /44, 45, 46/ (Г.П.Монахов-Ильин). Причем, МКЭ также применяли для определения причин разрушения и установления других мест возможного возникновения усталостных трещин уже работающего оборудования. Примерно с середины 1980-х годов большинство статей по МКЭ, опубликованных в отраслевом журнале «Кузнечно-штамповочное производство», посвящено кривошипным прессам. Одна из причин - это требование времени по рациональному конструированию и обеспечению требуемой прочности и жесткости при наименьшей металлоемкости тяжелых механических прессов /47/.
Современные возможности МКЭ позволяют проводить расчет даже штамповочных молотов. Наблюдаются некоторые различия с классической теорией удара, т.к. отдельные части тела при соударении имеют разную скорость /48/.
Существенным достижением в решении контактных задач является смешанный метод контактных сил и переносных перемещений, который разработан Э.Р.Гольником и И.Г.Радченко и позволяет моделировать системы контактирующих тел при произвольных зазорах, натягах и внешних нагрузках. Сущность метода /49, 50/ изложена ниже (см. 1.3). Он основан на разъединении тел, что позволяет уменьшить проблемы, связанные с размерностью, и существенно упростить решение /51/. Собственно итерационный поиск контакти ых сил длится по времени на порядок меньше, чем предшествующие этапы, что является огромным преимуществом. Варьируя задаваемые зазоры и натяги (отрицательные зазоры) только при итерационном поиске, можно анализировать чувствительность системы и существенно сократить время оптимизации конструкции. Применение метода изменило представление о качественном нагруже-нии основных деталей КПМ, их отдельном вкладе в общую деформацию пресса /52/, поэтому сейчас исходная концепция современного проектирования пресса требует рассматривать его как единую контактную систему всех основных деталей /53/. К тому же проектирование прессов опирается на принцип приоритета качества выпускаемых изделий. Основной показатель - точность размеров штамповок - существенно зависит от НДС машины в целом.
Смешанный метод контактных сил и переносных перемещений реализован в программном комплексе МАКС, который использовался в данной работе. Результатом решения контактной задачи являются: нормальные контактные силы во всех зонах взаимного прижатия тел и переносные перемещения всех кинематически свободных тел; поля узловых перемещений и напряжений, характеризующие НДС тел моде-
I лируемои системы.
В.М.Шиповский /10, 31/ исследовал аналитически и экспериментально затяжку и деформации деталей станин кривошипных прессов. Напряжения, возникающие от затяжки, конечно, оказывают существенное влияние на прочность станины. Контактные деформации в стыках зависят от силы затяжки, размеров и качества обработки сопрягаемых поверхностей и ряда других факторов. Экспериментами установлено, что доля остаточных деформаций стыков после первого нагружения составляет около 50 %, последующие нагружения практически не изменяют характер деформирования стыков. Следовательно, волнистость и шероховатость поверхностей (отклонения 2-4 порядка) можно не рассматривать при моделировании разъемных станин, т.к. перед окончательном сборкой у заказчика пресс неоднократно нагружался при приемо-сдаточных испытаниях. Следует учитывать макроотклонения (единичные, регулярно не повторяющиеся отклонения реальной поверхности от номинальной /54/).
Из работы /55/ следует, что трение скольжения на процесс раскрытия стыков влияет незначительно и может не учитываться при расчете. В диапазоне реальных вариантов конструкций прессов с помощью предварительной затяжки станины даже теоретически невозможно обеспечить полное сжатие контактно- го стыка стоики и стола.
Детали машин, как правило, работают в упругой зоне, иначе их следует признать неработоспособными. Однако необходимо заметить, что строгой линейной зависимости между напряжениями и деформациями у большинства материалов нет даже при малом уровне напряжений. Остаточные деформации появляются уже при весьма малых напряжениях, и это является особенностью деформирования твердых тел. Современная теория микропластичности подтвердила догадку, что вообще не существует предела упругости, ниже которого не наблюдалось бы остаточной деформации /56/.
В транспорте и машиностроении очень важен выбор трущихся пар. До последнего времени критерием правильности такого выбора было среднее дав- ление, которое определялось отношением номинальной силы к произведению диаметра цапфы на ее длину /25/. Логичнее исходить из максимального давления, но для этого не было возможности учитывать фактическую зону контакта, жесткость деталей, погрешности формы, закон распределения нагрузки /57/.
Поверхности каждого из взаимодействующих тел контактируют между собой по дискретным, случайно расположенным площадкам фактического контакта /58/. Количество площадок зависит как от шероховатости поверхностей, так и от нагрузки. Давление на площадках распределено неравномерно, в зависимости от их конфигурации /59/. Вот почему следует учитывать макроотклонения формы, являющиеся следствием погрешности изготовления. В работе /60/ рассматривается случайный характер задания высоты неровностей поверхностей наряду с другими случайными параметрами, независимыми друг от друга: модулями упругости, коэффициентами трения.
Неровности на поверхности контактирующих тел могут быть обусловлены как характером предварительной технологической обработки, так и процессом трения и изнашивания /61/. Неровности поверхностей деталей машин разделяют на шероховатость, волнистость и макроотклонения формы. Макроотклонения являются следствием погрешностей, вызванных неточностью изготовления станка и инструмента, а также колебаниями, возникающими под влиянием переменной силы резания /54/.
Исследование влияния величины зазоров в соединениях элементов прес- са показывает их локальное влияние на величины динамических нагрузок в связях. Возникновение зазоров в элементах привода приводит к значительному увеличению динамических нагрузок в этих элементах, увеличивающиеся в результате износа зазоры в элементах шатунно-кривошипной группы приводят к увеличению нагрузок на шатун, станину, эксцентриковый вал /62/.
Классические модели динамики машин, рассматриваемые еще С.П.Тимошенко /63/ и представляемые системами абсолютно твердых инертных тел, соединенных упругими пружинами, могут служить в первом приближении основой решения многих вопросов динамического анализа /64/. В будущем задачей моделирования динамических процессов будет учет взаимодействий процесса технологической операции с инструментом и машиной. Таким путем можно повысить качество результатов моделирования и прогнозировать надежность (безопасность) процесса. Для лучшего понимания технологического процесса наряду с общим рассмотрением процесса деформирования следует принимать во внимание свойства упругости и динамические свойства машин и инструментов /65/.
Более точное задание зазоров также нужно для изучения влияния износа рабочих поверхностей стола пресса на НДС штампового блока. Проблема неудовлетворительной стойкости штамповых блоков, особенно на кривошипных горячештамповочных прессах (КГШП), приобрела особую актуальность, вследствие значительного увеличения средних давлений на инструмент и размеров штампового пространства прессов /66/.
Для рационального проектирования базовых деталей уникальных прессов проводились расчетно-экспериментальные исследования. Сочетание экспериментальных исследований с численными методами расчетов позволяло повысить эффективность исследований, сократить объем экспериментальных работ /67/. Например, для уникального гидравлического пресса силой 650 МН оыла изготовлена модель в масштабе 1:50 /46/. В книге /68/ было предсказано, что дорогостоящие экспериментальные исследования, часто используемые при ставляло от 1 до 10 выдержка 15 суток. проектировании важных сооружений, будут вытеснены расчетными методами. Прогноз оправдывается. В Европе, например, для проверки расчетов по МКЭ служат выборочные пробные измерения, широкое сравнение расчета и результата измерения проводится только в лабораторных условиях, но на практике применяется редко /69/. Не всегда удавалось правильно физически смоделировать сложные базовые детали машин (станины, детали привода и т.д.), суммарная металлоемкость которых достигает около 80 %. Трудности заключались с геометрическим копированием, а также с тем, что на детали или их элементы от рабочих органов действуют нагрузки, которые не всегда удается точно реализовать в моделях. О трудоемкости физического моделирования говорят такие факты, что для модели пресса К4548 время выдержки склеиваемых деталей со- дней, а при изготовлении стяжных шпилек потребовалась На коммуникации было затрачено 3,4 км проводов /70/. Помимо тензометрирования применялись методы фотоупругости /71/ и голографической интерферометрии /72/, которые позволяли наблюдать только качественную картину изменения напряжений.
1.3. Смешанный метод контактных сил и переносных перемещений
Излагаемый метод разработан Э.Р.Гольником и И.Г.Радченко /49, 50/ и использовался в данной работе.
В контактной системе любого конечного числа упругих трехмерных тел (см. рис.1.1) по меньшей мере одно из тел (по условию или предположению) не имеет кинематических степеней свободы. Тела, имеющие такие степени свободы, получают в нагруженном состоянии кинематические переносные перемещения, соответствующие тем осям координат, которые связываются с каждым из тел и отвечают его кинематическим степеням свободы.
Рис. 1.1
Пусть два из рассматриваемых тел имеют номера-символы X и //, далее они применяются как индексы для обозначения величин, относящихся так или иначе к этим телам. Тело ju имеет sM , а тело Л - соответственно л,я кинематических степеней свободы! Тела іи/і контактно взаимодействуют предположительно в Nf'~ точках J- сопряженных узлах элементов. Кроме того, тело // имеет /V" точек возможного контакта с другими (помимо Я) телами, а тело Л имеет NA подобных точек.
Абсолютное перемещение q? любого сопряженного узла / по нормали к поверхности представляется суммой взятых по нормали относительного пере- мещения узла / тела ju за счет его деформирования и переносного перемещения того же узла из-за кинематического перемещения тела /л где jj', / - коэффициенты влияния (податливости) тела ju в контактных узлах по направлениям нормалей; Xj, Xf- нормальные силы контактного взаимодействия тел в узлах; Cip1 - перемещение контактного узла по направлению нормали при деформировании тела /л приложенной к нему заданной внешней нагрузкой; qffl - отражает влияние компонентов переносного перемещения тела //. если sfl *().
Аналогично записывается выражение q, , содержащее ql .
Переносные перемещения узлов / представляются с помощью кинематических матриц [А]\ построенных для тел Л и ju. Кинематические матрицы определяют для конкретного тела и варианта его условного закрепления связь ю=[А] т, (1.3) где (V7 - вектор обобщенных координат переносного перемещения.
Из матричного соотношения (1.3) следует выражение
Ье = 2 Aik Коэффициенты Aik - это перемещения узла і тела вдоль соответствующей нормали при переносном перемещении этого тела на qk =1 . Обобщенные кинематические координаты qMk тела її и cf\- тела Я (рис. 1.1) вводятся по отношению к абсолютной системе отчета, связанной с тем телом моделируемой контактной системы, которое является или принимается кинематически неподвижным. Условие контактирования пары /' сопряженных узлов тел Л и /л окончательно выражается уравнением /50/ N" ЛЛ W1 3х S1 Е (tfXj + tf)Xj +1 tfXf + Z $h% + Z A/ q\ + S Airx q\ r> H ы ы r=i і = 1,..., N»1 , 4*-$/-$/ ; (1.5) где zr * - величина зазора между телами. Последовательная запись условий (1.5) для всех N пар сопряженных узлов всех дискретных зон контактов приводит к построению N линейных алгебраических уравнений, соответствующих принятой модели исследуемой системы тел с общим числом s кинематических степеней свободы, равным числу переносных перемещений. Полученная система N уравнений смешанного метода содержит N + s неизвестных: N всех искомых контактных сил и s переносных перемещений всех взаимодействующих тел. К этой системе N уравнений присоединяются \ уравнении равновесия всех кинематически подвижных тел. В частности для тела JLI ЪАыХГ—Рщ; w = /,...,^ (1.6) где N/' - число всех граничных узлов тела, в которых приложены искомые контактные силы, действующие на него со стороны всех смежных тел (М-" > Nfi\ Рт - суммы проекций и моментов заданных внешних сил по отношению к выбранным координатным осям. Объединенная система N уравнений дискретных условий контактирования (1.5) и s уравнений равновесия (1.6) является основой полного алгоритма смешанного метода контактных сип и переносных перемещений, обобщенного на рассматриваемый класс систем любого конечного числа тел. Условия взаимного непроникания тел за пределами контролируемых зон их контактов записываются на базе общего условия (1.5). Так, для дискретной области границ контактирующих тел /и и Л на каждом п-ш этапе итераций строится неравенство /50/ №1 3і S* Затем проверяется выполнение неравенства во всех парах /', не вошедших в N,/u, но способных, по предположению, вступить в контакт. Если для той или иной проверяемой пары узлов условие (1.7) не выполняется, то такая пара вводится в зону контакта следующего приближения. Итерационный поиск завершается, когда очередной этап оставляет без изменений все зоны контактов. 1.4. Выводы по главе 1 Анализ известных методик определения изменения размеров при запрессовке, результаты их использования и данные измерений деталей в процессе изготовления показывают значительные расхождения расчетных и фактических результатов. Многочисленные наблюдения подгонки деталей при сборке выявили неравномерность распределения площадок контакта на поверхностях стыков. Распределение контактных пятен носит случайный характер, что указывает на необходимость разработки методики, учитывающей погрешность изготовления контактных стыков деталей. Необходимы исследования НДС конструкций, учитывающие случайный характер распределения площадок контакта сопрягаемых деталей и разработка рекомендаций по проектированию предварительно напряженных узлов. Необходимы исследования влияния неравномерности контактных стыков на жесткость конструкций машин обработки давлением и на параметры динамических процессов, сопровождающих работу прессов. Детали машин взаимодействуют друг с другом по контактным поверхностям. Причем, в общем случае контакт происходит не на всей контактной поверхности, а на определенной площадке, имеющей конечные размеры и именуемой пятном контакта. Давление на пятне контакта неравномерно. Впервые задачу о контакте двух тел решил Г.Герц. Он рассматривал сжатие цилиндров и шаров. Контактное давление при сжатии цилиндров /32/ Условия применимости приведенной формулы - незначительные размеры площадки контакта по сравнению с радиусами кривизны поверхностей в зоне контакта; контактирующие поверхности идеальные, абсолютно гладкие и сухие. Основные факторы, влияющие на результат решения контактных задач: материал тел, их форма и размеры, внешняя сила. Для случаев же запрессовки для определения контактных давлений в зависимости от натяга до сих пор используются известные формулы Ляме. Вместе с этим использование формул Ляме требует ряда уточнений, необходимость которых вызывается различными соотношениями длины к диаметру у соединений, неодинаковой жесткостью охватывающей детали по длине, погрешностя ми изготовления / Аналитическое решение могут иметь задачи для тел простой формы, поэтому приходилось делать некоторые допущения в постановке более сложных задач. Например, бандаж принимали за полосу, а центр за упругую полуплоскость /20/, переменность натяга учитывалась введением эквивалентного натяга /33/. Приемлемое решение задач контактной механики для тел сложной формы возможно только численными методами с применением компьютерной техники. Результаты, полученные с помощью моделей, являются важнейшими, а в ряде случаев и единственным источником информации. Но не может существовать какой-то единственной модели объекта. После того, как модель построена, она начинает жить «своей собственной жизнью» /34/. В настоящей работе для определения НДС предварительно напряженных узлов используется МКЭ, который является наиболее развитым из численных методов расчета. Первоначально метод развивался на физической основе строительной механики, а затем область применения МКЭ быстро расширилась /35, 36/.ЭНИКМАШ, 1982. вошипных прессов В 1980-х годах в ЭНИКМАШе был создан комплекс «STANINA» (Расчет напряженно-деформированного состояния станин кузнечно-прессовых машин методом конечных элементов: Методические рекомендации. Воронеж: 119 с), который использовал МКЭ для расчета станин кри-Недостаток этого комплекса был в следующем. Использовались конечные элементы для плосконапряженного состояния. Но еще задолго до появления названного комплекса была опубликована статья /37/ по расчету станин прессов открытого типа методом сеток. В статье было показано, что для элементов станины не имеет место плоскостное распределение напряжений.В.П.Цой приводит иерархию моделей /38/, которые могут быть использованы для расчета конструкций КПО. Модели первого уровня (как правило, стержневые модели /39/), использующие допущения и формулы сопротивления материалов, служат для определения основных габаритных размеров. Модели первого уровня не позволяют выявить неравномерность распределения напряжений. В работе /40/ хорошо показана дальнейшая непригодность стержневых моделей. При расчетах обычно принимали схему станины в виде бруса. Существовавшие рекомендации по выбору геометрических характеристик сечения устарели в связи с применением для изготовления открытых станин модифицированного чугуна, стального литья и процесса сварки. Эти рекомендации должны базироваться не только на формулах расчета бруса, но и на более точных методах. Расчетные формулы бруса пригодны только для линейного деформированного состояния /40/. , Модели второго уровня, построенные на основе решения плоской задачи теории упругости, предназначены для уточнения ранее выбранных габаритных размеров и взаимоувязки расположения отдельных несущих элементов. Модели второго уровня сами по себе также сейчас практически не используются. В работе /41/ рассмотрена методика выбора размеров столов чеканочных и горя-чештамповочных прессов. Определение высоты и площадей поперечных сечений продольных несущих элементов стола осуществляется с использованием соотношений сопротивления материалов в сочетании с конечно-элементным (КЭ) моделированием. Модели третьего уровня должны базироваться на решении МКЭ трехмерной задачи и служить базой поверочного расчета, призванного обнаружить локальные опасные области напряжений и деформаций конструкции. Модели четвертого уровня должны решать контактные задачи работы отдельных деталей и НДС стянутой конструкции в целом. Модели четвертого уровня являются более полными, но в их использовании существуют трудности, связанные, прежде всего, с их размерностью. При конструировании таких тяжелых машин, как прессы виртуальный трехмерный мир на сегодняшний день, недостижим. Установки считаются настолько большими, а их конструкции настолько сложными, чтобы стало возможно отобразить их в виртуальной трехмерной модели /42/. Поэтому чаще используют модели третьего уровня, проводя декомпозицию сложной системы деталей на более простые подсистемы, допускающие автономное моделирование с достаточной точностью на базе моделей приемлемой размерности. Вопрос о том, когда такие замены допустимы, решается с учетом ряда факторов, главными из которых являются специфика структуры полной системы деталей и рассматриваемого варианта нагружен и я /43/. МКЭ в расчетах КІТО в основном использовался для гидравлических прессов /44, 45, 46/ (Г.П.Монахов-Ильин). Причем, МКЭ также применяли для определения причин разрушения и установления других мест возможного возникновения усталостных трещин уже работающего оборудования. Примерно с середины 1980-х годов большинство статей по МКЭ, опубликованных в отраслевом журнале «Кузнечно-штамповочное производство», посвящено кривошипным прессам. Одна из причин - это требование времени по рациональному конструированию и обеспечению требуемой прочности и жесткости при наименьшей металлоемкости тяжелых механических прессов /47/. Современные возможности МКЭ позволяют проводить расчет даже штамповочных молотов. Наблюдаются некоторые различия с классической теорией удара, т.к. отдельные части тела при соударении имеют разную скорость /48/.Существенным достижением в решении контактных задач является смешанный метод контактных сил и переносных перемещений, который разработан Для оценки достоверности результатов, полученных по разработанным алгоритмам, проводилось сравнение с тестовыми примерами. На рис.2.8 приведен пример запрессовки бронзовой втулки в стальную деталь, имеющую форму кольца. Размеры деталей примерно соответствуют реальной конструкции нижней головки шатуна.d7 Исходные данные: с/ 115 мм - посадочный диаметр; tli - 100 мм - диаметр отверстия охватываемой детали; сІ2 200 мм - наружный диаметр охватывающей детали; / - 200 мм - ирина деталей; Н[ 103000 МП а - модуль упругости материала охватываемой детали; Увеличение внутреннего диаметра охватываемой детали на величину его изменения {dj = 100,102 лш), что происходит вследствие технологической обработки, практически не изменяет ни возникающие напряжения, ни саму величину изменения. На рис.2.9, 2 10 представлены вертикальные перемещения втулки и эквивалентные напряжения во втулке, полученные в результате решения контактной задачи по МКЭ. Изменение внутреннего диаметра охватываемой детали практически полностью соответствует изменению, полученному по формулам Ляме (0,102 мм). Различия в значениях эквивалентных напряжений связано с размерами сетки элементов. Так эквивалентные напряжения на внутренней поверхности охватываемой детали, полученные по формулам Ляме, составили 104,8 МПа, а согласно МКЭ - 99,8 МПа. Относительная разница эквивалентных напряжений - менее 5 %.Здесь „ д J. в работе эквиваленте напряжения определен по энер-гетической теории прочностиПри просмотре результатов использовались программа ViewDTV (разработана в ЗАО «Тяжмехпресс») и постпроцессор комплекса МАКС. Для корректного использования программы по пересчету зазоров в модель соединения с натягом, представленного на рис.2.8, был введен палец во втулку. Зазор между пальцем и втулкой принимался нулевым. Согласно разработанной программе получены следующие результаты: максимальное значение изменившегося зазора (на радиус) составило 0,051 мм, минимальное -0,0508 мм, среднее - 0,0509 мм. Изменение размеров практически соответствует значению, полученному по формуле (2.6). Если не использовать программу по пересчету зазоров, то происходит контакт втулки с пальцем еще до нагруже-ния системы внешними силами, и при рассмотрении единой системы тел кольцо - втулка - палец получается заведомо неверный результат. Для исследования трехмерного НДС в работе использовались следующие трехмерные элементы, показанные на рис.2.11-2.15: прямой пентаэдр (18 степеней свободы), произвольный пентаэдр (18 степеней свободы), прямоугольный параллелепипед (24 степени свободы), произвольный гексаэдр (24 степени свободы), тетраэдр (12 степеней свободы). Узлы находятся только в вершинах элементов. Перемещение каждого узла характеризуется тремя соответствующими компонентами и, v, w, параллельными координатным осям л , бронзовая втулка,пресса модели КЖ2536. Произведены следующие измерения в трех параллельных плоскостях (см / X рис.2.16):запрессовывалась примененная с Для подтверждения того, что изменение размеров при запрессовке неравномерно, было решено провести измерения реальных предварительно напряженных конструкций узлов КПО. В качестве примера был выбран стальной шатун пресса модели К0237, в которыйвнутреннего диаметра нижней головки шатуна пресса до запрессовки бронзовой втулки;внутреннего и внешнего диаметров бронзовой втулки до запрессовки., внутреннего диаметра бронзовой втулки после запрессовки. Измерялись только расстояния между точками (1-1 , ... , 8-8 ) в горизонтальной и вертикальной плоскостях в трех сечениях (А-А, В-В, С-С). Результаты измерений расстояний даы в табл.2.1. Данные табл.2.1 подтверждают мнение, что использование формул Ляме дает только предварительную оценку. Например, действительное уменьшение расстояния между внутренними точками втулки в одном из сечений может быть меньше, чем в других. В сечении А-А расстояние между точками (см. 6-6 и 8-8 ) уменынилось на 0,01 мм, а в сечении С-С - на 0,21 мм. При расчете шатунов сложилась следующая практика задания зазоров и натягов, обеспечивающая максимально возможные напряжения в шатуне, т.е. самый неблагоприятный случай. Между втулкой верхней головки и шатуном задается максимально допустимый проектный натяг. Между втулкой верхней головки и осью (или эксцентриком, в зависимости от конструкции привода) задается максимально допустимый проектный зазор. Между втулкой нижней головки и шатуном в случае нагрузки на пяту задается минимально допустимый проектный натяг, в случае нагрузки через палец - максимально допустимый проектный натяг. Между втулкой нижней головки и пальцем задается максимально допустимый проектный зазор. Зазоры или натяги для каждой контактной лары сопряженных узлов двух сопрягаемых тел задаются равные по величине. Реально распределение действительных размеров деталей по полю допуска таково, что предельные размеры, а предельные сочетания размеров тем более, встречаются очень редко. В учебнике /74/ предлагается нормальное распределение по закону Гаусса. Многочисленными исследованиями, проведенными в различных областях механической обработки, установлено, что распределение действительных размеров деталей, обработанных на настроенных станках, подчиняется чаще всего закону нормального распределения /75/. В справочнике /76/ уточняется, что при установившихся процессах изготовления деталей нормальное распределение практически встречается чаще других. Существует также практика задания действительных размеров методом Монте-Карло /77/. Поверхности каждого из взаимодействующих тел контактируют между собой по дискретным, случайно расположенным площадкам фактического контакта /58/. Количество контактов зависит как от шероховатости поверхностей, так и от нагрузки. Давление на контактах распределено неравномерно, в зависимости от их конфигурации /59/. Для того, чтобы смоделировать неравномер НДС рамы пресса для сухого прессо Таблица 3. вания, которыйи элементов даны в Отличительной особенностью рассматриваемой конструкции является большое число контактных стыков (17) и запрессовываемых тел (6). Рассматривалось положение при вертикальном расположении серег с приложением номинальной силы пресса. В действительности, как показали эксперименты (см. табл.3.1), сила на ползуне при прессовании достигает меньших значений. Номинальная нагрузка Гц распределялась равномерно на верхнюю и нижнюю плиты (см. рис.3.7, 3.8).эксцентриковая, 9 средняя средняя, 10спроектирован ЗАО «Тяжмехпресс», исследовалось МКЭ. На рис.3.5 показана КЭ модель рамы (1/4 часть конструкции), где обозначены тела: 1 -штанга, 2 - ось верхняя, 3 - бронзовая втулка верхняя средняя, 4 - бронзовая втулка верхняя крайняя, 5 - серьга верхняя, 6 - бронзовая втулка средняя крайняя, 7 -бронзовая втулка средняя крайняя, 8 - ось Первоначально задавались чертежные зазоры (натяг - отрицательный зазор) между деталями. При этом суммарная деформация всей системы составила 4,382 мм. После пересчета зазоров, выбранных при запрессовке, суммарная деформация увеличилась до 4,812 мм или на 9,8 %. При пересчете зазоров использовалась программа, составленная по алгоритму, представленному на рис.2.7. Хотя первоначально программа использовалась для разъемных вкладышей, она может быть распространена и на неразъемные запрессовываемые тела, имеющие общую ось. В табл.3.4 приведены абсолютные и относительные деформации тел конструкции при номинальной силе. Точки, между которыми измерялись де формации, обозначены на рис.3.6 (см. выше). Согласно табл.3.4 наибольший вклад в суммарную деформацию рамы вносит штанга (45 %). Ужесточение конструкции (если потребуется) следует проводить именно за счет штанги. В табл.3.5 и на рис.3.9 приведена суммарная деформация рамы {fi) при различных нагрузках, при этом полученная жесткость рамы - 1,6 МН/мм, что примерно равно жесткости пресса СМ1085. Следует отметить, что государственного стандарта на механические прессы для формования кирпичей нет. Для оценки полученной жесткости можно использовать ГОСТ 5384-89 на прессы холодноштамповочные кривошипно коленные /84/ и ГОСТ 7505-89 на поковки стальные штамповочные /85/. Жесткость прессов для холодного выдавливания и калибровки номинальной силой 6,3 МН должна превышать 1,8 МН/мм. Но по требованию производителей допускаемые отклонения на высоту кирпичей после формования ±1 мм, что существенно превышает максимальные допускаемые отклонения на высоту штамповок после холодной калибровки ±0,4 мм, значит, жесткость прессов для формования может быть меньше, чем 1,8 МН/мм. Тело Ахср, мм J AXmin,MM Ахтах,мм Azcp, мм AZmin , MM Aznm-, мм Для уменьшения разницы напряжений, действующих на втулки 6 и 7, зазоры между ними и серьгой 5, по чертежу равные между собой, были изменены. Также были изменены чертежные зазоры между осью 12 и ползуном 13 в середине и с краю. В табл.3.7 приведены максимальные контактные давления и эквивалентные напряжения в телах при номинальной силе, где вариант 1 соответствует расчету с начальными зазорами, вариант 2 соответствует расчету с измененными зазорами при запрессовке втулок, вариант 3 соответствует расчету с измененными чертежными зазорами с последующим их изменением при При втором варианте максимальные контактные давления чем при первом варианте. Это объясняется тем, что зазоры увеличиваются, а площади контактов уменьшаются. Максимальное увеличение (на 9 %) значения максимального давления произошло в теле 2 (ось верхняя) при контакте с телом 4 (бронзовая втулка верхняя крайняя). Суммарная деформация системы (между ценрами плит) при расчете по варианту 3 составила 4,865 мм (см. рис.3.10) или 111 % относительно базового варианта 1. Согласно табл.3.7 наибольшее уменьшение эквивалентных напряжений достигнуто в следующих телах: 12 (ось нижняя) - на 15 %; 10 (серьга нижняя) и 13 (ползун) - на 9 %. Для сравнения деформаций был проведен расчет рассматриваемой разъемной.станины (см. рис.4.1) при затяжке шпилек по известной методике, разработанной Е.Н.Ланским и А.Н.Банкетовым /89/, где рассматривается стержневая модель затянутой станины, и деформации деталей линейно зависят от силы затяжки. Стержневые модели реальных затянутых соединений оправданы и оказываются достаточно точными, когда деформации изгиба контактирующих деталей невелики. Коэффициент затяжки принимался равный 1,45. Расчетная схема станины показана на рис.4.6, где 1 - шпилька, 2 - траверса, 3 - стойка, 4 - стол. Для затяжки стяжных шпилек гайки поворачивают до отказа, делают риски на каждой гайке и станине, кроме того, на станине отмечают угол, на который необходимо повернуть гайку. Затем нагревают шпильки и гайки поворачивают на необходимый угол. После остывания шпилек станина оказывается стянутой с необходимой силой затяжки. Раньше шпильки нагревали пламенными горелками, теперь для этой цели с торцевой стороны шпилек предусматривают цилиндрические отверстия, в которые устанавливают специальные элекгронагреватели /89/. Применение гидравлического способа затяжки предпочтительнее, чем использование нагрева /10/. Обычно гидравлический способ применяют в КГШП, т.к. применяемые гидравлические устройства также служат для выведения пресса из распора. В винтовых прессах стопорение ползуна невозможно, поэтому от дополнительных затрат на гидравлические устройства отказываются.составило 0,572 мм (почти в полтора раза меньше, чем при КЭ расчете), укорочение стойки составило 0,424 мм или 74 % укорочения станины (вместо 48 % при КЭ расчете), укорочение траверсы - 0,064 мм или 11 % (вместо 30 % при КЭ расчете), укорочение стола - 0.084 мм или 15 % (вместо 22 % при КЭ расчете). При найденной силе затяжки по МКЭ к станине прилагалась максимальная нагрузка. Деформация станины по оси симметрии пресса при максимальной силе с учетом деформации при затяжке и принятой силе затяжки составила 2,569 мм. В табл.4.3 приведена зависимость перемещения (S) между подштам-повой плитой и фланцем от прилагаемой к этим телам силы (Р). График приведенной зависимости (график силы, кривая 1), образуемый ломаной линией, дан на рис.4.7. Если полученный график аппроксимировать плавной кривой, используя метод наименьших квадратов, то наилучшее приближение дадут При этом среднее квадратическое отклонение при аппроксимации полиномом четвертой степени равно 0,008, что говорит о достаточно хорошем приближении. Производная от графика силы есть не что иное, как жесткость (с). На рис.4.7 даны также графики жесткости (производные найденных полиномов), которые имеют волнообразный вид. Кривые 2 и 3 относятся соответственно к полиномам четвертой и пятой степени, и согласно которым отношения максимальной жесткости (4,85 МН/мм для кривой 2 и 4,78 МН/мм для кривой 3) к минимальной жесткости (2,85 МН/мм для кривой 2 и 2,71 МН/мм для кривой 3) практически равны (її,7 для кривой 2 и 1,8 для кривой 3). Полученные жестко-сти исследуемой станины на участке, не превышающем допускаемую силу, превышают нормы ЭНИКМАШ /89/ - 3 МН/мм. Если график силы аппроксимировать прямой линией, также используя метод наименьших квадратов, то в этом случае среднее квадратическое отклонение равно 0,3 , а жесткость 3,86 МН/мм. Номинальнаясила винтового пресса является условной величиной. Если полезная работа пластической деформации мала (меньше расчетной или ее нет совсем, как в случае холодного удара штампов), то сила достигает максимального значения, превышающего номинальное в 2 раза и более в зависимости от жесткости пресса /86/. Вся кинетическая энергия расходуется на работу трения и упругой деформации, максимальная сила с - жесткость пресса,//А/ - механический КПД во время деформирования («0,80-0,85), 7) - эффективная кинетическая энергия рабочих частей пресса. При одних и тех же значениях кинетической энергии и номинальной силы пресс, имеющий меньшую жесткость, развивает меньшую максимальную силу и меньшую полезную работу деформирования. Вот почему жесткость винтовых прессов следует повышать. Понижение жесткости пресса, рекомендованное в источнике /90/, с целью ограничить максимальную силу, признано нерациональным, поскольку при этом уменьшается полезная работа деформирования поковки. Для этой цели целесообразно применение фрикционных или гидравлических предохранителей /86/.Жесткость фрикционных прессов Чимкентского завода пресс-автоматов (4.9) Жесткость же фрикционных прессов фирмы Hasenclever в два раза выше (4.Ю) Вертикальные перемещения станины при принятой максимальной силе представлены на рисІ4.8, эквивалентные напряжения - на рис.4.9. Относительные прогибы подштамповой плиты в плоскостях симметрии при максимальной нагрузке составили: справа налево - 1,19 мм/м, спереди назад - 0,76 мм/м. Максимальные эквивалентные напряжения возникают в траверсе. На рис.4.10 при-ЇЮДЯТСЯ эквивалентные напряжения в траверсе улучшенной конструкции, причем максимальные напряжения снижены почти в 1,5 раза (с 211 до 148 МПа), при этом увеличение металлоемкости траверсы не превысило 7 %.Методы расчета предварительно напряженных конструкций
Оценка достоверности результатов
Влияние изменения размеров втулок при запрессовке на напряженно-деформированное состояние рамы
Сравнение деформаций станины при затяжке, полученных по методу конечных элементов и стержневой модели
Похожие диссертации на Разработка методик расчета предварительно напряженных узлов машин обработки давлением
