Розрахунок притискних пристроїв

Притискні пристрої застосовуються в листоштампувальних універсальних пресах для здійснення операцій витяжки, притиску заготовки при різанні, утримання по контурі при формуванні і гнутті. Притискні пристрої можуть використовуватися як виштовхувачі.

По принципу дії притискні пристрої розподіляються на пневматичні і гідропневматичні.

Пневматичні подушки мають як силовий елемент один чи кілька пневматичних циліндрів. Однопоршньові подушки застосовують у пресах зусиллям до 1,6 МН. У більш великих пресах застосовують багатопоршньові подушки.

Для виконання функцій виштовхування подушки повинні мати спеціальні пристрої, що утримують поршень протягом деякого часу після проходження повзуном крайнього нижнього положення – гід­ропневматичний утримувач.

Використання пневматичних подушок приводить до збільшення витрати енергії на ділянці робочого ходу, яка не завжди повертається в привод у період холостого ходу.

Розрахунок пневматичних подушок зводиться до визначення ходу і діаметра поршня при заданому максимально зусиллі і відомому тиску повітря в магістралі. Хід подушки приймається рівним (0,3...0,5)S_н, а максимальне зусилля (0,05...0,20)Р_н.

Зусилля притиску і виштовхування в пневматичних подушок однакові і визначаються по формулі

, (9.1)

де n – число циліндрів подушки;

d – діаметр поршня;

p – тиск повітря в циліндрі подушки, приймається не більше 0,5 МПа.

У кривошипних пресах зусиллям понад 1 МН рекомендується застосування гідропневматичних подушок, які найкраще виконують функції притиску заготовки, виштовхування і, при цьому, забезпечують високу надійність, працездатність і простоту обслуговування.

Схема гідропневматичної подушки показана на рис. 9.1.

 

Рис. 9.1. Гідропневматична подушка

1 – пневматичний поршень; 2 – розподільний клапан; 3– гідравлічний акумулятор; 4 – гідравлічний клапан; 5 – поршень силовий

 

Основними параметрами подушок є максимальне зусилля притиску при ході плунжера вниз, зусилля виштовхування при ході повзуна нагору і хід плунжера.

У гідропневматичній подушці тиск притиску і виштовхування різні. Зусилля притиску визначається по залежності

, (9.2)

а зусилля виштовхування

, (9.3)

де D _г – діаметр робочого поршня верхнього циліндра (поз. 5 на рис. 9.1);

D_п – діаметр поршня пневматичного циліндра подушки (поз. 1 на рис. 9.1);

d_к – діаметр прохідного перетину клапана (поз. 4 на рис. 9.1);

n – число подушок.

З цих формул випливає, що зусилля притиску перевищує зусилля виштовхування на величину відношення .

Зусилля притиску приймається

, (9.4)

а зусилля виштовхування

, (9.5)

де k _пр, k _у – відповідно, коефіцієнт долі притиску і відношення зусилля притиску і виштовхування.

Коефіцієнт k_пр становить 0,2…0,25, а коефіцієнт k_у не більше 2,5…3.

Переміщення плунжера як і для пневматичних подушок, становить (0,3…0,5)S_н.

Якщо задаватися відношенням зусиль притиску і виштовхування k_р, то діаметр гідравлічного циліндру буде з формули (9.2)

, (9.6)

Тиск в гідроциліндрі в момент відкриття клапану 4 з урахуванням залежності (9.5) більше тиску стислого повітря в k_у раз.

Діаметр прохідного перетину клапана визначається з умови обмеження швидкості перетікання рідини через отвір клапану

, (9.7)

де V _с – середня швидкість поршня гідравлічного циліндру за час робочого ходу

;

S _н, n _н – відповідно номінальний хід повзуна і номінальне число ходів повзуна за хв.;

v _ж – припустима швидкість витікання рідини, прийнята рівною 6 м/с.

Діаметр пневматичного циліндра тоді становить

. (9.8)

Обсяг рідини в ресивері приймається рівним

, (9.9)

де S – хід плунжера робочого циліндра, який становить (0,2…0,3) S _н;

V _ц – обсяг рідини, що витісняється з робочого циліндра за один хід.

Коефіцієнт 1,1...1,15 враховує втрати в трубопроводах.

Обсяг повітряного ресивера приймається п’ятикратному обсягу рідини.

Після розрахунку тисків в циліндрах виконується розрахунок цих циліндрів на міцність.

Товщина стінки циліндра визначається по формулі

, (9.10)

де [ σ ]_доп – допустиме напруження матеріалу циліндра, для чавуна СЧ 21 приймається [ σ ]_доп=35 МПа, для сталі Ст3 [ σ ]_доп=60 МПа.

D – внутрішній діаметр циліндра, що розраховується;

p – внутрішній тиск у циліндрі.

Товщина днища пневматичних циліндрів визначається по формулі

, см (9.11)

де P – повне навантаження на днище;

m – величина, зворотна коефіцієнту Пуассона (0,325 МПа);

[ σ ]_доп – допустиме напруження матеріалу циліндра, для сталі [ σ ]_доп=60 МПа.

Для пневматичних ресиверів розраховуються:

– товщина стінок циліндричної частини

, см (9.12)

– товщина стінок торцевих сферичних днищ

, см (9.13)

де [ σ ]_р – допустиме напруження на розтягання матеріалу циліндра, для сталі Ст3 [ σ ]_р = 75 МПа;

σ _в– межа міцності на розтягування, для сталі Ст3 σ _в = 380 МПа;

n – коефіцієнт запасу міцності, n = 3,25;

c, c ₁ – додаткові розміри, що враховують корозійний знос (c = 0,1 см, c ₁ = 0,2 см);

R – внутрішній радіус днища ресивера, см;

y – коефіцієнт, що враховує форму днища, приймається по табл. 9.1;

f – коефіцієнт, що враховує наявність звареного шва, f = 0,65.

Таблиця 9.1

Значення коефіцієнта форми днища

r/D	y	r/D	y
0,065	2,8	0,135	1,2
0,72	2,3	0,16	1,1
0,08	2,0	0,25	0,8
0,10	1,6	0,32	0,7
0,115	1,4	0,40	0,6
0,125	1,3	0,50	0,55

Примітка: r – внутрішній радіус переходу від сфери до цилінд­ра r_min=0,065D.