Расчет привода. 
Прикладная механика: расчеты оборудования для переработки пластмасс

Привод обеспечивает движение основных органов формующего оборудования и создание ими необходимых рабочих усилий.

В формовочных машинах широко применяются пневмои гидроцилиндры, обеспечивающие возвратно-поступательное движение отдельных органов машины. Примером могут служить цилиндры, предназначенные для перемещения нагревателей, цилиндры, обеспечивающие подъем и опускание зажимных рам или цилиндры, создающие необходимое рабочее усилие на вытяжном пуансоне.

Преимуществами гидроцилиндров являются малый вес и объем, приходящийся на единицу передаваемой мощности, простота бесступенчатого регулирования скоростей и высокий коэффициент полезного действия. Их недостаток — потребность в индивидуальном насосном гидроприводе. Применение приводных пневмоцилиндров увеличивает габариты привода, однако в оборудовании, имеющем пневмосистемы для обслуживания технологического процесса, предпочтение отдается пневмоцилиндрам.

Индивидуальный насосный гидропривод состоит из одного или нескольких насосов, приводимых в движение электродвигателями, бака для рабочей жидкости, трубопроводов и арматуры, гидрои электроаппаратуры, приборов управления и рабочей жидкости. Гидрои электроаппаратура должны обеспечивать дистанционное управление гидроприводом, а также автоматическое поддержание нужного давления и подачи.

Производительность насоса должна быть несколько большей или равной максимальному расходу рабочей жидкости. При несоблюдении этого условия насос или не обеспечит нужную скорость движения поршня или плунжера гидроцилиндра, или будет работать с недогрузкой, что экономически нецелесообразно.

Теоретическая производительность насоса определяется по формуле.

где D — диаметр поршня или плунжера гидроцилиндра; v — необходимая скорость их движения.

Для учета утечки и сжатия жидкости, а также расширения стенок цилиндра в формулу вводится коэффициент k -1,2. Тогда расчетная формула для производительности имеет следующий вид:

При подборе насоса для гидропривода используется циклограмма работы гидроцилиндров. Циклограмма представляет собой кривую, изображающую изменение усилия на штоках или плунжерах гидроцилиндров за время одного цикла работы оборудования. Циклограмма может быть построена как на основании замеров усилий, развиваемых в зависимости от пути (хода), пройденного штоками или плунжерами, так и расчетным путем.

Работа А, производимая каждым из цилиндров, может быть определена как.

где F— усилие, развиваемое на штоке или плунжере гидроцилиндра; S — путь. Затрачиваемая при этом мощность гидропривода.

где п — число гидроцилиндров, работающих от одного привода; F. и v₍ — соответственно усилие и скорость движения штока или плунжера i-ro цилиндра; л «0,75 коэффициент полезного действия насоса и редуктора давления.

Мощность электродвигателя для насоса определяется по формуле в зависимости от необходимого давления рабочей жидкости (р)

где Т|₀ — объемный коэффициент полезного действия. Для кривошипно-плунжерных насосов л_о ⁼ 0,8; для ротационно-плунжерных и эксцентриковых прир <, 12 МПа т|₀" 0,93, а при р? 12 МПа Т)₀ «0,7−0,8.

В качестве насосов низкого давления (до 7 МПа) применяются пластинчатые, шестеренчатые, центробежные, червячно-винтовые и кривошипно-плунжерные насосы.

Для получения рабочей жидкости высокого давления (свыше 10 МПа) в основном применяются плунжерные насосы, которые подразделяются на три основные группы: кривошипно-плунжерные, эксцентриково-плунжерные и ротационно-плунжерные насосы.

Расчет рабочего усилия этих цилиндров должен учитывать вес перемещаемых систем, потери на трение в направляющих перемещаемой детали, а также силы инерции, преодолеваемые при трогании с места.

Некоторые гидрои пневмоцилиндры формующих машин, кроме передвижения отдельных элементов, выполняют функцию создания усилия, необходимого для выполнения технологических операций, которое также должно учитываться при расчете рабочего усилия.

Технологическое усилие устройств, обеспечивающих предварительную механическую вытяжку формуемой заготовки, можно определить по формуле.

где 5— площадь термопласта, на которую воздействует данное устройство; ^—удельное давление предварительной вытяжки;

где Д/; — оформляющий перепад давлений.

Технологическое усилие, создаваемое цилиндрами, запирающими зажимные устройства, рассчитывают по формуле.

где q — удельное давление зажима заготовки; Н — периметр зажимаемой заготовки; В — ширина зажимаемой кромки; п — число цилиндров, обеспечивающих зажим заготовки.

Технологическое усилие вырубных устройств.

где о_ср — предел прочности на срез данного термопласта; IV — периметр вырубаемого изделия; 8 — толщина термопласта в месте вырубки.

Усилие, необходимое для удержания в сомкнутом состоянии пневмокамер при формовании сжатым воздухом, можно определить из выражения.

где А — площадь проекции пневмокамеры на плоскость разъема.

Зная рабочее усилие цилиндра, мы можем рассчитать его внутренний диаметр в зависимости от давления р в гидроили пневмосистеме:

Ход поршня в цилиндре определяется в зависимости от расстояния, на которое транспортируется приводимый элемент машины, или в зависимости от глубины вытяжки изделия. Затем выполняется прочностной расчет цилиндра: определяется толщина его стенок, проверяются на прочность днища, рассчитывается на прочность при продольном изгибе шток поршня или плунжер, подбираются элементы уплотнения.

В некоторых видах формовочного оборудования возвратно-поступательное движение отдельных механизмов осуществляется с помощью пары винт-гайка, приводимой в работу через клиноременную или зубчатую передачу от электродвигателя. Основными отличительными особенностями пары винт-гайка являются высокая точность производимых ею перемещений, большое передаточное отношение, плавность и бесшумность работы, легкость обеспечения самоторможения, возможность передачи больших усилий.

В некоторых видах формовочного оборудования возвратно-поступательное движение отдельных механизмов осуществляется с помощью пары винт-гайка, приводимой в работу через клиноременную или зубчатую передачу от электродвигателя. Основными отличительными особенностями пары винт-гайка являются высокая точность производимых ею перемещений, большое передаточное отношение, плавность и бесшумность работы, легкость обеспечения самоторможения, возможность передачи больших усилий.

Угловая скорость © передачи винт-гайка связана со скоростью v поступательного движения зависимостью.

где t — шаг резьбы; п — число заходов резьбы.

Коэффициент полезного действия передачи при ведущем вращающемся звене.

где у — угол подъема винтовой линии; р — приведенный угол трения.

где d₂ — средний диаметр резьбы.

где /' — приведенный коэффициент трения в резьбе.

где / — коэффициент трения; а — угол профиля.

Упорные или радиально-упорные подшипники винтов, воспринимающие осевую нагрузку в обоих направлениях, обычно устанавливают в одной неподвижной опоре, а вторую опору выполняют плавающей. Длинные винты фиксируют в двух опорах так, чтобы при любом направлении осевой нагрузки винт испытывал растяжение. Короткие винты имеют одну опору в корпусе, а второй опорой служит гайка, скользящая в направляющих.

При приближенном расчете передачи винт-гайка считают, что нагрузка по виткам резьбы распределяется равномерно. Для обеспечения износостойкости давление в резьбе не должно превышать допускаемого, т. е.

где р и [/>] — среднее рабочее и среднее допускаемое давления между рабочими поверхностями резьбы винта и гайки; F— осевая сила, действующая на винт; h — рабочая высота профиля (для трапецеидальной резьбы h — 0,5г); z — число витков резьбы на высоте Я, равное z = H/t.

Значения допускаемою давления в резьбе для пар: закаленная сталь-бронза [р = 12 МПа; незакаленная сталь бронза |/?] = 9 МПа; закален пая сталь-антифрикционный чугун р] — 8 МПа; незакаленная сталь-антифрикционный чугун [р] = б МПа; незакаленная сталь — серый чугун [/;] - 5 МПа.

Подставляя в уравнение (7.62) значения h, z и выражая Я через d_T, (Я — yd₂), получаем формулу для расчета винта с трапецеидальной резьбой: где у — коэффициент высоты гайки. Для целых гаек значения у = 1,2 2,5, а для разъемных — y ⁼ 2,5—3,5.

По величине d₂, найденной из уравнения (7.66), подбирают ближайшие стандартные значения параметров резьбы.

Длинные винты, подверженные сжимающей нагрузке, проверяют на продольный изгиб. За расчетное принимают крайнее положение гайки, когда винт подвергается сжатию по максимальной длине. Необходимо обеспечить запас устойчивости.

где [п]_у > 4, Е_кр — критическая сила, определяемая при X = il/i t Х_пред по формуле Эйлера

или при Х₀ < X < Х_прсд по формуле Ясинского.

где X — гибкость винта; р — коэффициент приведения длины; / — длина винта; d_x — внутренний диаметр рсзьбы;У_пр— приведенный осевой момент инерции сечения винта; Е — модуль упругости первого рода материала винта; i — радиус инерции сечения винта (i" dj4).

Для двухопорных винтов / — это расстояние между опорами, а для винтов, у которых второй опорой служит гайка, / — расстояние между опорой и серединой гайки. Значения коэффициента длины р в зависимости от закрепления концов винта приведены на рис. 3.16.У_пр — приведенный осевой момент инерции сечения винта следует определять по эмпирической формуле.

Значения а, Ь, Х₀ и Х^ даны в табл. 7.2.

Таблица 7.2. Значения а, Ь, Х₀ и X_n|Wi для различных сталей.

Тело гайки (рис. 7.12) рассчитывают на растяжение (или на сжатие) с учетом напряжений кручения.

Рис. 7.12. Схема к расчету передачи винт-гайка.

Гайка (рис. 7.12) испытывает совместное действие растяжения и кручения, поэтому ее прочность определяют по эквивалентному напряжению.

Размеры опорного фланца гайки проверяют на срез и на смятие:

Используются в качестве привода элементов, имеющих прямолинейное возвратно-поступательное движение и пары «зубчатое колесо-рейка». Для такого рода механизмов характерны высокий коэффициент полезного действия, возможность получения больших скоростей перемещения ведомого элемента, малое количество деталей и сравнительная простота их изготовления. Из-за зазоров в зацеплении, которые относительно больше, чем в паре винт-гайка, и биения шестерни эта пара значительно уступает в отношении точности и плавности работы передаче винтом и гайкой.

Для осуществления прямолинейного движения перемещаемая деталь должна быть связана либо с рейкой, либо с зубчатым колесом. В первом случае зубчатое колесо связано с электродвигателем (непосредственно или через редуктор, вариатор скоростей и т. п.), во втором случае рейка приводится в движение от гидроили пневмоцилиндра. В формовочном оборудовании встречаются, как правило, тихоходные реечные передачи. При их расчете достаточно ограничиваться проверкой прочности зуба колеса (порядок такой проверки будет рассмотрен ниже при описании механизма поворота с зубчатым передающим механизмом).

Наиболее сложными являются приводы, обеспечивающие перемещение материала в многопозиционных машинах карусельного и ленточного типа.

Привод ротора карусельных машин должен осуществлять периодическое вращение оси ротора. Никаких технологических усилий при своем вращении ротор преодолевать не должен. Так как роторы карусельных машин обычно массивны и имеют большую инерцию, то для их точной остановки используют фиксаторы, а на наиболее тяжелых машинах — и тормозные устройства.

Роторы карусельных машин приводятся от электродвигателей (механические) или от гидроили пневмоцилиндров (гидравлические или пневматические).

Механизмы поворота с приводом от электродвигателя оборудуют зубчатой передачей с внутренним или внешним зацеплением, кривошипно-шатунным и мальтийским механизмами. В механизмах поворота с приводом от гидроцилиндра передающим устройством обычно служит храповой механизм и зубчатая передача с рейкой.

Схема механизма поворота с зубчатым передающим механизмом и приводом от электродвигателя дана на рис. 7.13. Механизм поворота приводится от реверсивного электродвигателя 6 через червячный редуктор 4. Шестерня 3 приводит во вращение колесо 1, неподвижно установленное на оси 2 ротора. Электродвигатель соединен с редуктором тормозной электромагнитной муфтой 5, обеспечивающей снижение скорости движения ротора в конце поворота и его фиксацию в неподвижном положении. Тормозная муфта включается по команде конечных выключателей, установленных на роторе и контролирующих его положение. Команда к очередному повороту ротора подается реле времени.

Рис. 7.13. Схема механизма поворота с зубчатым передающим механизмом.

Описанные механизмы поворота имеют относительно большие габариты. Недостатком такой конструкции является отсутствие плавного регулирования скорости поворота ротора. Расчет подобных механизмов сводится к расчету отдельных зубчатых пар, валов и выбору подшипников.

Ресурс эксплуатации зубчатой передачи может варьироваться от нескольких сот часов до десятков тысяч, в зависимости от типа передачи (закрытая, открытая), материалов зубчатых колес, динамичности нагружения и прочих факторов. Однако причины нарушения работоспособности передачи всегда сводятся к следующим: поломка зубьев, пластические деформации, усталостное выкрашивание зубьев, заедание (взаимодиффузия поверхностных слоев контактирующих зубьев, работающих при отсутствии или недостатке смазки) и износ.

Для закрытых передач основной причиной выхода из строя является усталостное выкрашивание зубьев. Особенность данного процесса состоит в том, что он развивается при действии контактных напряжений на поверхности зубьев.

Вторым фактором по уровню влияния на выход зубчатых передач из строя являются напряжения изгиба зубьев.

Поворотное устройство с мальтийским механизмом представлено на рис. 7.14. Мальтийский крест 3 прикреплен к шайбе 1, связанной с осью 2 ротора. Механизм приводится от электродвигателя 6 через червячную пару 5 и 7. На валу червячного колеса 5 установлен сегмент 4 с водилом 8. Непрерывно вращающийся электромотор приводит в движение сегмент с водилом (кривошипом). После того как ролик водила войдет в прямоугольный паз мальтийского креста, ротор поворачивается вокруг своей оси. По окончании поворота ролик выходит из паза, а в цилиндрический вырез мальтийского креста входит сегмент, фиксируя положение ротора. Ротор остается неподвижным до тех пор, пока сегменты соприкасаются с мальтийским крестом. Количество прямоугольных пазов и цилиндрических вырезов соответствует количеству позиций данного карусельного механизма.

Рис. 7.14. Схема мальтийского механизма поворота.

Мальтийские механизмы различают: по виду зацепления — с внешним и с внутренним зацеплением; по числу водил — с одним или несколькими водилами; по виду паза — с прямолинейным или криволинейным пазом; симметричные и асимметричные. Наибольшее распространение получили механизмы с внешним зацеплением, одним водилом, прямолинейным пазом и симметричные.

Мальтийский механизм с внешним зацеплением позволяет осуществлять прерывистое вращательное движение ведомого звена в сторону, обратную направлению вращения ведущего звена, и фиксацию ведомого звена в период его выстоя. Схема такого механизма состоит из двух подвижных звеньев — водила 2 и креста (шайбы) 3, соединенных вращательными парами со стойкой 1, приведена на рис. 7.15, а. На конце кривошипа установлен ролик, который в определенные моменты времени входит в пазы креста и поворачивает последний. В том случае, если при входе ролика в паз окружная скорость центра ролика направлена по оси паза, т. е. угол между осями кривошипа и паза равен 90®, жесткого удара не будет.

Рис. 7.15. Схема мальтийского механизма с внешним зацеплением: а — схема; б — эквивалентный кривошипно-кулисный механизм; 1 — стойка; 2 — кривошип; 3 — крест При вращении кривошипа с постоянной угловой скоростью ш₂ крест вращается с переменной угловой скоростью со₃. После поворота кривошипа на угол <�р, ролик выходит из паза, и крест, повернувшись за время зацепления с кривошипом на угол |/, останавливается, пока ролик вновь не войдет в зацепление со следующим пазом. Заодно с кривошипом вращается фиксирующий сектор, который в период выстоя креста входит в соответствующее дугообразное углубление креста и, таким образом, предотвращает его поворот под действием сил, приложенных к кресту или к деталям, соединенным с ним. В период поворота креста его кинематический эквивалент — кривошипно-кулисный механизм (рис. 7.15, б), в котором сохраняется длина кривошипа г, а расстояние между осями вращения кривошипа и кулисы L равно межосевому расстоянию мальтийского механизма. Таким образом, угловое перемещение креста, его угловую скорость и ускорение можно рассчитывать по формулам для кривошипно-кулисного механизма с качающейся кулисой.

Если крест симметричный (имеет постоянный угловой шаг), то при z пазах.

Из прямоугольного треугольника ЛВС (рис. 7.15, б), который соответствует начальному положению звеньев мальтийского механизма, т. е. входу пальца кривошипа в паз креста, видно что.

Из последнего уравнения следует, что в мальтийском механизме число пазов z > 3. Обычно используются мальтийские механизмы с z = 4−12.

Угол поворота кривошипа за время выстоя креста.

При постоянной угловой скорости кривошипа отношение времени выстоя t_Q креста ко времени его движения t_v пропорционально отношению соответствующих углов ф₀ и ф:

Принимая во внимание, что в формовочных машинах с поворотными роторами основные технологические операции выполняются во время остановки креста, то есть когда транспортное движение отсутствует, и, полагая, что t_Q известно, можно рассчитать кинематический цикл.

который будет равен рабочему циклу 7* формовочной машины.

Размеры звеньев мальтийского механизма с внешним зацеплением связаны соотношениями.

где г — радиус кривошипа; L — межосевое расстояние.

Радиус описанной окружности креста равен.

Глубина паза определяется из условия проворачивания креста.

где d — диаметр ролика; А — минимальный зазор между роликом и дном паза.

Если водило и крест устанавливаются на валах не консольно, то на их размеры накладываются ограничения, обусловленные размещением валов водила и креста (соответствующие диаметры d_a, d_Q):

Как было сказано выше, для анализа кинематики креста используются соотношения, полученные для кулисного механизма.

Для установления связи между текущим углом поворота креста ф с углом поворота водила ср рассмотрим треугольник АВС (рис. 7.13, а). По теореме синусов следует.

Введя обозначение (АВ)/(АС) * r/L=sin (n/z) = К после преобразований получим.

Для нахождения аналогов угловой скорости и углового ускорения креста продифференцируем по ф уравнение (7.84) соответственно один и два раза.

Угловая скорость и угловое ускорение креста определяются выражениями.

Вращение креста мальтийского механизма неравномерное; в момент входа пальца в паз имеют место мягкие удары. В процессе дальнейшего поворота креста угловое ускорение достигает максимального положительного значения, а затем падает до нуля и переходит в область отрицательных значений. Основные метрические параметры мальтийских механизмов с внешним зацеплением для различных значений 2 даны в табл. П.Ш.2 Приложения III.

В мальтийских механизмах с внутренним зацеплением (рис. 7.16) направления вращения кривошипа и креста совпадают. Усилие с кривошипа на паз креста передается на большем расстоянии от оси вращения последнего, чем при внешнем зацеплении, благодаря чему при одном и том же передаваемом моменте, уменьшаются контактные усилия между роликом и крестом и износ паза. Недостатки этого типа мальтийского механизма — необходимость консольного расположения звеньев механизма, а также увеличение продолжительности поворота креста на угол у,? 2n/z, так как угол поворота кривошипа за этот период <�р, = я+у_г

Рис. 7.16. Схема мальтийского механизма с внутренним зацеплением: 1 — стойка; 2 — кривошип; 3 — крест Имеют место следующие соотношения:

Связь длины кривошипа г с межцентровым расстоянием L по-прежнему определяется формулой (7.78). Радиус описанной окружности креста должен удовлетворять условию В табл. П.1И.З Приложения III приведены основные характеристики мальтийских механизмов с внутренним зацеплением.

Для выполнения прочностного расчета мальтийского механизма необходимо предварительно провести его силовой расчет с учетом динамической нагрузки.

Наибольшая по величине реакция в кинематической паре «палец кривошипа (ролик)-паз креста» имеет место в период ускоренного движения креста, так как со статическим моментом силы сопротивления Л/ _т, действующей на крест, суммируется момент М_нот сил инерции креста и деталей, вращающихся совместно с ним. Инерционный момент рассчитывается по формуле.

гдеJ₃ — осевой момент инерции масс, вращающихся с крестом, относительно оси вращения.

Момент на валу кривошипа М₂ может быть найден по условию равенства мощностей откуда следует

При постоянном Л/_т величина Л/₂ переменна, так как меняются угловая скорость креста (0₃ и инерционный момент М_и.

Реакция F₃₂ в пазу креста направлена перпендикулярно оси паза, если не учитывать сил трения в пазу. Эта реакция дает момент относительно оси вращения кривошипа, который уравновешивается моментом М₂

где р — (<�р, + - ф — у — для креста с внешним и р = (ф, — у,)2 — ф + |/ — для креста с внутренним зацеплением.

Принимая во внимание (7.98), получим.

Поскольку р, (c)з и г₃ — функции переменной ф, то максимальная величина реакции F₃₂ определяется из анализа уравнения (7.100). По величине этой реакции выполняются прочностные расчеты мальтийского механизма.

Коэффициент полезного действия мальтийского механизма т) = 0,8−0,85, если валы опираются на подшипники скольжения, и достигает 0,95 при использовании подшипников качения.

Проверочный расчет оси ролика при его консольном расположении (рис. 7.17, а) ведется из условия прочности на изгиб.

где d₀ — диаметр оси ролика; [а] — допускаемое напряжение на изгиб для материала оси ролика.

Рис. 7.17. Схемы креплений ролика: а — консольного: б — вилочного В случае вилочного крепления оси ролика к толкателю (рис. 7.17, б) условие прочности оси ролика изменяется:

Кроме того, рекомендуется проверить условие невыдавливания смазки из зазора между роликом и осью:

где !.

В машинах с малым временем выстоя ротора иногда применяют механизмы поворота с неполнозубными (векториальными) колесами (рис. 7.18). На оси ротора 6 свободно сидит деталь 5, число ее спиц равно числу позиций механизма (например, карусельной формовочной машины). Ведомое секторальное колесо 3 неподвижно сидит на оси ротора. Незадолго до входа в зацепление зубьев секторального ведущего колеса 2 с ведомым колесом один из штифтов 1 колеса 2 начинает отжимать вправо деталь 5, которая связана пружиной 7со штифтом 8 колеса3. Растягиваемая пружина постепенно «страгивает» это колесо, и удар в момент начала зацепления ослабляется. Поворот детали 5 и натяжение пружины ограничивается штифтом 4. В механизмах подобного рода имеется опасность столкновения зубьев ведущего и ведомого колес. Эта опасность устраняется срезанием части или уменьшением высоты первого вступающего в зацепление зуба. Расчет подобных механизмов сводится к расчету зубчатой пары, валов и выбору подшипников.

Рис. 7.18. Схема механизма поворота с секторальными колесами.

Большое распространение получили механизмы поворота с храповым механизмом. Рассмотрим кинематические схемы храповых механизмов с рычажным и кулачковым приводом (рис. 7.19). Ведущие звенья этих механизмов — соответственно кривошип и кулачок, с помощью которых осуществляется поворот коромысла 1, ось вращения которого совпадает с осью вращения храпового колеса 4. На коромысле шарнирно закреплена собачка 2, прижимаемая плоской пружиной 3 к храповому колесу. При повороте коромысла против часовой стрелки собачка западает во впадины между специально спрофилированными зубьями храпового колеса и поворачивает его. При вращении коромысла в другую сторону собачка скользит, но поверхности зубьев храпового колеса; оно не поворачивается.

Рис. 7.19. Схемы храповых механизмов: а — с рычажным приводом; б — с кулачковым приводом; 1 — коромысло; 2 — собачка; 3 — пружина; 4 — храповое колесо; 5 — фиксатор Храповой механизм не обеспечивает закрепления ведомого звена в неподвижном положении, в связи с чем оно должно быть снабжено фиксатором 5.

Кинематический синтез рычажного или кулачкового механизма выполняется таким образом, чтобы за один полный оборот ведущего звена угол поворота коромысла обеспечил необходимый угол поворота храпового колеса и связанных с ним звеньев машины-автомата.

Угол поворота храпового колеса несколько меньше угла поворота коромысла, так как собачка не сразу входит в зацепление с зубом храповика. Угловой перебег собачки, необходимый для ее западания в паз храпового колеса, обычно принимается 3−6*. Поворот ведомого звена всегда совершается на угол, кратный угловому шагу храпового колеса, 360^e/z, где z — число зубьев храповика.

При метрическом синтезе рычажного или кулачковою механизмов следует учитывать, что время выстоя храпового колеса задается условиями выполнения технологического процесса. Время его поворота должно быть минимизировано с учетом ограничений, определяемых допускаемой величиной динамической нагрузки.

Чаще всего в формовочных машинах используются храповые механизмы с пневматическим (гидравлическим) приводом (рис. 7.20, а). При подаче сжатого воздуха в пневмоцилиндр 1, шарнирно закрепленный на станине, шток 2 поворачивает фигурную плиту 3 с установленной на ней собачкой 4. Собачка упирается в зуб храповика 5, скрепленного с барабаном, и поворачивает его. Фиксация храповика осуществляется упором 6.

Находят применение и храповые механизмы с внутренним зацеплением (рис. 7.20, б). В этом случае возрастают габариты храповою колеса, но его зубья находятся в более благоприятных условиях нагружения, чем в храповых механизмах внешнего зацепления.

Для расчета на прочность храповиков необходимо знать требуемый угол поворота храпового колеса, а и момент сил сопротивления М на валу храпового колеса.

Число зубьев храпового колеса определяется выражением 360°/а и округляется до целого значения в пределах 8−48.

Рис. 7.20. Схемы храповых механизмов с пневматическим (гидравлическим) приводом: а — с внешним зацеплением; б — с внутренним зацеплением; 1 — пневмо- (гидро-) цилиндр; 2 — шток; 3 — поворотная плита; 4 — собачка; 5 — храповик; 6 — упор Момент сил на валу храповика складывается из статического момента М_сс от воздействия сил технологического сопротивления (в формовочных машинах они, как правило, отсутствуют), сил трения в опорах поворачиваемого элемента М_с1, например, ротора и динамического момента Л/_и:

Для расчета динамического момента необходимо располагать сведениями о величине момента инерции J массы ротора и всех жестко скрепленных с ним элементов относительно оси вращения ротора и максимального углового ускорения е, которое равно угловому ускорению коромысла (/е = М_и). Таким образом,.

Храповые механизмы могут применяться только на машинах, имеющих четыре и более позиции. Дело в том, что поворот храповика не может быть более 90−100*.

Механизмы фиксирования обеспечивают точное позиционирование роторов, барабанов и других устройств, перемещающих заготовки и формованные изделия по отношению к рабочим органам формовочного агрегата.

Наибольшее распространение получили фиксаторы клинового типа, в которых клин поочередно входит в гнезда ротора и перемещает его до необходимого положения. Роликовые фиксаторы представляют собой модификацию клинового фиксатора: фиксирующий элемент вместо клина оснащен роликом, что позволяет заменить трение скольжения трением качения.

Схема простого клинового фиксатора дана на рис. 7.21. Фиксатор 1 подается в гнездо поворотного стола 2 пружиной 3, а отводится в исходное положение при помощи специального механизма, например, кулачкового, работающего в цикле машины.

Рис. 7.21. Схема клинового фиксатора: 1 — фиксатор, 2 — ротор; 2 — пружина Для повышения точности позиционирования обычно фиксирующие гнезда располагают по окружности наибольшего диаметра ротора. Угол клина, а фиксатора из условия самоторможения принимается меньшим, чем угол трения.

Для уменьшения износа и сохранения необходимой точности фиксации, детали механизма выполняются из высокопрочных сталей, а их контактирующие поверхности подвергаются термической обработке.

Усилие, приложенное к фиксатору (от пружины или другого устройства), должно обеспечивать поворот или поступательное перемещение фиксируемого объекта до положения, соответствующего тому, в котором клин полностью входит в паз.

Рассмотрим силы, приложенные к фиксатору поворотного стола в том его положении, когда он поворачивает стол (рис. 7.22). Пусть Р — сила внешнего воздействия (пружины, штока гидроили пневмопривода); Q — реакция со стороны стола на фиксатор, которая направлена, но нормали к поверхности клина; Р_А и P_R — нормальные реакции в направляющей фиксатора; Т_лиТ_в — силы трения в направляющих. Силы трения равны:

где f_A⁼f_B^KSf— коэффициент трения скольжения в направляющей фиксатора (0,12−0,15 при полусухом трении).

Рис. 7.22. Схема к расчету усилий, действующих на ротор и фиксатор.

Реакция Q рассчитывается из условия равенства моментов сил, приложенных к ротору. Если пренебречь изменением угла поворота ротора р под воздействием фиксатора и иметь в виду, что он имеет малую величину, то.

где R — радиус окружности, по которой расположены гнезда для фиксатора; а — угол при вершине клина фиксатора; <�р — угол трения, соответствующий коэффициенту трения материалов фиксатора и гнезда; А/_с — момент сил сопротивления, приложенных к ротору (с учетом трения в его опорах);/ — момент инерции массы ротора относительно оси вращения; е — угловое ускорение ротора при его повороте под воздействием фиксатора.

Из уравнения (7.107) можно найти окружную силу Q':

Уравнения равновесия фиксатора, если пренебречь шириной его направляющей, имеют вид.

Из системы уравнений (7.109) получим.

Усилие Р_к в конце хода фиксатора, без учета инерционных нагрузок, можно приближенно оценить выражением.

в котором у — 1,2−1,5.

В том случае, когда перемещение фиксатора осуществляется под воздействием пружины, можно найти ее характерные параметры. Полагая, что максимальное усилие пружины в сжатом состоянии Р_тах — kP_K (k = 2−3), при заданном рабочем ходе фиксатора 5_р можно найти жесткость пружины.

и ее полную деформацию.