Анализ конструкций узлов смыкания

Проектированию узлов запирания форм должен предшествовать тщательный анализ их работоспособности. Методы проведения подобного анализа для самых различных механизмов смыкания гидромеханического типа были предложены Гурвичем, Ильяшенко и Мочманом. Исходными данными для проведения анализа являются параметры машины, определяемые в зависимости от требований к будущему ассортименту изделий. К указанным параметрам относятся: максимальное усилие запирания формы F_Mn; ход подвижной плиты 5; наибольшее расстояние между подвижной и неподвижной плитами Z._max; величина регулировки расстояния между подвижной и неподвижной плитами; расстояние между колоннами в свету по горизонтали а, и вертикали а₂ (рис. 6.10); время одного закрытия и раскрытия формы t.

Рис. 6.10. Схема плиты литьевой машины.

При анализе всех схем принято допущение о том, что подвижная плита перемещается либо по двум верхним, либо по двум нижним колоннам, что может быть реальным при определенном сочетании полей допусков колонн и направляющих втулок подвижной плиты.

Проанализируем шестизвенный механизм запирания с качающимся гидроцилиндром (рис. 6.11).

Во избежание столкновения шарнира В с крышкой цилиндра в таких механизмах расстояние / до оси О качания гидроцилиндра должно быть равно длине кривошипа /, а отношение h/S должно быть равным 0,8. Кроме того, условиями существования подобных механизмов являются.

Рис. 6.11. Схема шестизвенного механизма запирания с качающимся гидроцилиндром.

Вначале необходимо сформулировать условие сталкивания подвижной плиты из исходного положения. При этом следует учитывать, что на практике может быть реализован один из двух вариантов расположения шарнира С на подвижной плите. Этот шарнир может быть расположен как в пределах (рис. 6.12), так и вне длины направляющей втулки (рис. 6.13).

При движении плиты из исходного положения в зависимости от изменения величины углов, веса подвижной плиты с полуформой, ее конструктивных особенностей по пути передвижения могут возникать различные варианты сочетаний кромочных реакций.

Рис. 6.12. Схемы перемещения подвижной плиты с расположением шарнира в пределах направляющих втулок.

Рис. 6.13. Схемы перемещения подвижной плиты с расположением шарнира вне пределов направляющих втулок.

При расположении шарнира в пределах направляющей втулки возможен вариант, когда реакции кромочных усилий JV, и N₂ направлены в одну сторону вертикально вверх (рис. 6.12, а), или вариант, при котором реакции кромочных усилий N, и N₂ направлены в разные стороны и образуют момент левого вращения (рис. 6.12,6).

При расположении шарнира вне длины направляющей втулки возможно три варианта. В первом варианте реакции кромочных усилий N_t и N₂ направлены в одну сторону вертикально вверх (рис. 6.13, а). Во втором варианте реакции кромочных усилий JV, и N₂ направлены в разные стороны и образуют момент левого вращения (рис. 6.13, б). И наконец, в третьем варианте реакции кромочных усилий и N₂ направлены в разные стороны и образуют момент правого вращения (рис. 6.13, в).

Закон изменения усилия, необходимого для передвижения плиты, зависит от сопротивления, возникающего вследствие действия тех или иных кромочных реакций. Причем по ходу движения на отдельных участках либо могут возникать различные варианты кромочных реакций, либо вариант кромочных реакций может оставаться неизменным.

Условие равновесия или условие перемещения подвижной плиты можно выразить следующим образом (см. рис. 6.11):

где/— коэффициент трения между кромками направляющих втулок и колоннами; |ЛГ,| и N₂ — абсолютные значения величин кромочных реакций.

Значения величин кромочных реакций |N,| и |ATj определяются из уравнения моментов всех сил, действующих на подвижную плиту относительно одной из точек приложения кромочных реакций. Вначале рассмотрим конструкцию подвижной плиты, у которой шарнир расположен в пределах длины втулки. В этом случае уравнения моментов сил относительно точек А и Б будут иметь вид:

где g — вес подвижной плиты с установленной на ней полуформой.

Введем обозначения k_a = а/е к_ь = Ь/е к_с = с/е и решим уравнения (6.48) и (6.49) относительно и N₂:

Подставим (6.50) и (6.51) в (6.47) и получим.

Зависимость (6.52) справедлива не только для исходного, а и для любого положения подвижной плиты. Из нее же может быть определено условие заклинивания плиты на колоннах, которое происходит в случае, когда F₂—?оо. Тогда.

Угол р₀ называют углом заклинивания.

Рассмотрим условия перехода от варианта, когда реакции кромочных усилий JV, и JV₂ направлены в одну сторону вертикально вверх (рис. 6.12, а), к варианту, при котором реакции кромочных усилий N, и N₂ направлены в разные стороны и образуют момент левого вращения (рис. 6.12, б). На границе этого перехода величина реакции N_t — 0 и уравнение (6.47) принимает вид

Подставив значение = 0 в уравнение (6.50) получаем.

Если в уравнение (6.54) подставить значение кромочной реакции N₂ из уравнения (6.51), то после преобразований получим.

Приравняв правые части уравнений (6.55) и (6.56) и сделав ряд преобразований, определим угол, соответствующий переходу первого варианта кромочных реакций во второй и наоборот.

Уравнение (6.57) показывает, что условия перехода от одного варианту кромочных реакций ко второму зависят лишь от коэффициента трения между направляющими втулками и колоннами и от конструктивных соотношений подвижной плиты.

При аналогичном анализе условий перемещения подвижной плиты с расположением шарнира вне пределов направляющих втулок (см. рис. 6.13) можно показать, что условие заклинивания для варианта, показанного на рис. 6.13, а, соответствует уравнению (6.53), а для вариантов, показанных на рис. 6.13, б и 6.13, в, выглядит как.

где k_d = d/e.

Угол, соответствующий переходу варианта кромочных реакций, изображенного на рис. 6.13, а, к варианту, изображенному на рис. 6.13, б, и наоборот может быть рассчитан по формуле (6.57). Переход от варианта, приведенного на рис. 6.13, б, к варианту, приведенному на рис. 6.13, в, невозможен ввиду непрерывности функций изменения реакций Л^г, и N_r Угол, соответствующий переходу от варианта, показанного на рис. 6.13, а, к варианту, показанному на рис. 6.13, в, и наоборот определяется из уравнения

Габариты механизма смыкания зависят от величины исходного угла а₀ (см. рис. 6.11), а ход подвижной плиты.

где а' = /₂(1 — cosp₀) — разность между длиной звена /₂ и его проекцией на горизонтальную ось в исходном положении подвижной плиты; Ь' — /,(1 — cosa₀) — разность между длиной звена /, и его проекцией на горизонтальную ось в исходном положении подвижной плиты.

При заданном, но уравнению (6.38) ходе подвижной плиты S и выбранной длине звена /₂ и угле Р₀ следует, что.

Из уравнения (6.61) видно, что с увеличением угла а₀ сокращается как длина звена /, так и длина всего механизма. Сокращает размеры механизма и увеличение угла р₀. Величину угла рекомендуется принимать в пределах от 75 до 85^е.

Угол Р₀выбирается из условия плавного перемещения подвижной плиты на протяжении всего хода без ударов и рывков. Это условие соблюдается, если на протяжении всего хода один вариант кромочных реакций не переходит в другой. Граничный угол таких переходов определяется по уравнениям (6.57) или (6.59).

Шарнир Л неподвижной плиты нагружается силой F, горизонтальная составляющая которой F_tx=F_tcosa₀ дополнительно нагружает плиту и растягивает колонны. Вертикальная составляющая F_|y— F_{s a₀ вызывает изгиб колонн.

Базовое расстояние L — /, + /₂ может быть определено из треугольника АВС (рис. 6.11):

Заменив sin (8, + 6₂) на sin (a₀+ р₀) и выразив уравнения (6.62) и (6. 63) через /, и /₂, определяем базовое расстояние.

В зависимости от величины выбранных углов ос₀ и Р₀ значение k₀ может быть выбрано по графику, представленному на рис. 6.14.

Рис. 6.14. Графики для определения значения^.

Длину звеньев 1_Х и /₂ можно определить из треугольника АВС (рис. 6.11):

Таким образом, длина звена /, связана с базовым расстоянием L следующим соотношением:

Длины звеньев /, и /₂ можно также определять по графикам, приведенным на рис. 6.15.

При анализе механизма определяются усилия, действующие в его звеньях в момент страгивания, по ходу перемещения и в момент запирания формы. При определении усилий во время страгивания и перемещения трением в шарнирах можно пренебречь.

С целью определения силы, действующей на подвижную плиту в момент сталкивания, строятся графические зависимости F₂/g — <�р (Р₀). Эти зависимости строятся при заранее выбранном угле а₀.

График зависимости F₂/g = <�р (Р₀) на рис. 6.16 построен для случая, когда шарнир расположен в пределах длины направляющей втулки (см. рис. 6.11). Значение угла а₀ принято 75°. Точка 1 — точка заклинивания р₀ = arctg (l//). Участок от точки 2 до точки 3 на кривой соответствует варианту расположения кромочных реакций в соответствии с рис. 6.12, а, описываемому уравнением (6.52). Точка 3 показывает угол, при котором происходит переход от варианта расположения кромочных реакций в соответствии с рис. 6.12, а к варианту, изображенному на рис. 6.12, б. Участок от точки 3 до точки 4 на кривой соответствует варианту расположения кромочных реакций в соответствии с рис. 6.12, б, описываемому уравнением.

Рис. 6.15. Графики для определения длины звеньев шестизвенного механизма запирания с качающимся гидроцилиндром.

Рис. 6.16. Графики для определения угла заклинивания 0_О.

На рис. 6.16 приведены также графики зависимостей F_2y/g = <�р (р₀) и F./g = ф (Р₀) — Для плит, выполненных из стального проката, вес рекомендуется определять как g «l, 5pgV, где V — объем подвижной плиты без учета сверлений, расточек, канавок и т. п.g — ускорение свободного падения, р — плотность стали (7,85*10³ кг/м³).

Зависимость между теоретическим усилием гидроцилиндра в момент страгивания подвижной плиты из исходного положения и углом р₀ описывается уравнением.

Угол у₀ определяется из треугольника BDO (см. рис. 6.11):

На рис. 6.17 приведена зависимость FJF₂ — <�р (а₀) для различных углов Р₀ в интервале от 30 до 55*, из которой видно, что при заданном угле а₀ с увеличением исходного угла р₀ усилие гидроцилиндра при страгивай и и возрастает.

Рис. 6.17. Зависимость FJF₂ = (0^) для различных углов Р_0.

В реальных механизмах всегда возможны тс или иные погрешности при изготовлении деталей и их сборке, при эксплуатации механизмов может наблюдаться недостаток или отсутствие смазки, поэтому рекомендуется, чтобы номинальное усилие на штоке гидроцилиндра превосходило теоретическое примерно в три раза.

Величину усилия F_{ можно найти из уравнения.

На рис. 6.18 приведена зависимость F_x/F₂ = <�р (а₀) для различных углов р₀, из которого видно, что при значениях угла а₀ более 100° резко возрастает отношение усилий F, и F₂, а при постоянном значении угла а₀ отношение усилий F, и F₂ увеличивается с уменьшением угла р₀.

Рис. 6.18. Зависимость F,/F₂ = 9(а₀) для различных углов р_0.

Процесс запирания формы начинается с соприкосновения полуформ и продолжается до полного спрямления рычагов. В промежуточных положениях между страгиванием с места подвижной плиты до момента соприкосновения полуформ на колонны механизма со стороны рычажной системы действует осевая растягивающая сила Q, и поперечные силы, вызывающие изгиб F_XYi и F_2Yi (рис. 6.19, а).

Из треугольника ЛЛ, Л₂ видно, что F_1K| — Qtga., а F_m — Q, tgP_f. Сила F, приложенная к шарниру В, равна.

Рис. 6.19. Схемы для расчета поперечной силы (а) и продольной деформации (б).

Наибольшее значение поперечной силы F. составляет теоретическое усилие гидроцилиндра, необходимое для запирания. Из формулы (6.76) следует, что в первоначальный момент соприкосновения полуформ F. — 0, так как отсутствует деформация в звеньях механизма. При спрямленных рычагах механизма сумма тангенсов углов a_t и P_f равна нулю; при этом усилие F_t также равно нулю. Теоретическое усилие, развиваемое гидроцилиндром, в зависимости от углов, а и р₍ представляет собой непрерывную функцию с нулевыми значениями в крайних точках и наибольшим значением в промежуточном положении. Поэтому, когда сумма tga + tgP_f равна нулю, усилие Q стремится к бесконечности. Это справедливо для абсолютно жесткого механизма.

Благодаря упругой податливости механизма осевое усилие всегда ограничено, и его величина находится в прямой зависимости от величины суммарной продольной деформации звеньев, которая может быть ориентировочно рассчитана по эмпирической формуле.

где F_Mи — усилие запирания формы.

Определение наибольшего значения усилия, развиваемого гидроцилиндром, сводится к нахождению экстремального значения функции в уравнении (6.76).

Механизм (рис. 6.19, б) в положении, показанном сплошной линией, соответствует начальному моменту запирания, когда система не напряжена. Углы а* и соответствуют моменту касания плоскостей полуформ.

Величину AU делим на п частей (на рисунке п — 10). В зависимости от величины силы F система будет деформироваться и точка С будет последовательно занимать положения 1, 2, 3,…, я; величина усилия Q, возрастает пропорционально деформации и в точке i будет равна.

где i — номер участка местонахождения точки С.

Углы, соответствующие промежуточному положению рычажной системы механизма, определяются из треугольника АВС (см. рис. 6.19, б):

Обозначив произведя преобразования и подстановки и пренебрегая величиной (kk₂)² из-за ее малости, получаем.

Угол р. определяется аналогично из формулы.

Между углами, а и P_t существует зависимость:

Из-за малых значений углов уравнение (6.83) можно упростить:

Экстремальное значение усилия запирания F_m — ф (а.; p_f) определяется из графиков на рис. 6.20. Графики приведены для значений k, равных 1; 1,5; 2 для устройств запирания с суммарной деформацией от 0,1 до 1 мм, что охватывает диапазон гидромеханических устройств запирания с наибольшим усилием запирания 1000 кН. При промежуточных значениях k следует пользоваться графиком, построенным для ближайшего большего значения к.

Рис. 6.20 Графики для определения теоретического усилия гидроцилиндра: а — к= 1; б — к= 1,5; в — к = 2.

Из графиков, представленных на рис. 6.20, видно, что независимо от жесткости механизма наибольшее значение усилия, развиваемое гидроцилиндром при запирании формы, соответствует деформации 0.67Д1/. Воспользовавшись этим, можно определить наибольшее значение усилия гидроцилиндра для любых значений деформации.

В уравнение (6.82) подставим значение k₂ при я — 10 и i — 6,7 (именно при этом значении i отношение FJF^ достигает максимального значения) откуда

Величину угла а. определяем по формуле (6.84), а затем рассчитываем усилие на штоке гидроцилиндра при деформации 0,67Д1/:

Отношение усилия запирания к теоретическому усилию, развиваемому гидроцилиндром, называется коэффициентом усиления.

Коэффициент усиления характеризует кинематическую способность выигрыша в усилии и дает возможность косвенно оценивать жесткость применяемого устройства. Для шестизвенного механизма запирания с качающимся гидроцилиндром X — 20−30.

Усилие F_m, определяемое по графикам на рис. 6.20 или рассчитанное по уравнению (6.87), не учитывает трения в шарнирах механизма и в уплотнениях гидроцилиндра.

Действительное усилие, развиваемое гидроцилиндром, должно быть выбрано с запасом n_F = 1,25−2. Большие значения принимаются для быстроходных машин малой мощности.

Ход поршня гидроцилиндра (см. рис. 6.11) определяется как.

aside class="viderzhka__img" itemscope itemtype="http://schema.org/ImageObject">

Величину Я определяем из треугольника АВК а из треугольника BDO рассчитываем величину А: тогда или.

Подставив значения Я и Л, в (6.89) и разделив его левую и правую части на величину хода подвижной плиты S, получим.

Величину угла у₀ определяем из уравнения (6.74).

Ход гидроцилиндра 5_п можно найти по графикам на рис. 6.21, построенным по уравнению (6.94) для различных значений исходных углов <�х₀ и Р₀ и принятому конструктивному соотношению h/S = 0,8. На рис. 6.21 видно, что величина хода поршня гидроцилиндра увеличивается с уменьшением углов а₀ и р₀. Графики позволяют оценить габариты механизма по вертикали.

Рис. 6.21. Графики для определения хода гидроцилиндра.

В рассматриваемой схеме запирание формы производится штоковой полостью гидроцилиндра.

Диаметр гидроцилиндра определяется по формуле.

где р — давление рабочей жидкости в гидроцилиндре; (1_ш — диаметр штока гидроцилиндра.

Усилие, возникающее при сцеплении изделия с формой, зависит от качества отделки поверхности формы, удельного давления литья и вязкости расплава.

Для литьевых машин усилие раскрытия формы должно составлять не менее 10% усилия запирания формы.

В момент начала раскрытия формы звенья /, и /₂ образуют с продольной осью механизма углы а_к и (см. рис. б. 19, б), величина которых зависит от величины упругой деформации и может быть определена, но формулам (6.82), (6.84) и.

Коэффициент k₂ при этом равен единице.

Раскрытие формы обеспечивается при соблюдении неравенства.

где — усилие, необходимое для раскрытия формы (усилие отрыва); F_njp > 0,1 F_m.

В шестизвенном механизме с неподвижным гидроцилиндром при работе возникает поперечное усилие (рис. 6.22), которое вызывает деформацию изгиба в штоке и увеличивает силу трения между штоком, направляющей втулкой и уплотнениями.

Рис. 6.22. Схема шестизвенного механизма с неподвижным гидроцилиндром.

Распространены механизмы, в которых расстояние по горизонтали от оси А до оси гидроцилиндра равно длине кривошипа /, а отношение h/S — 0,8, где S — ход подвижной плиты.

Углы ос₀ и Р₀, а также длины звеньев /, и /₂ определяются по методике, аналогичной использованной при анализе шестизвенного механизма с качающимся гидроцилиндром.

Длина тяги /₃ определяется из треугольника BDO (см. рис. 6.22):

Угол у₀ определяется по формуле (6.74). Ход поршня гидроцилиндра S_n определяется по формуле Из треугольника АВК

Подставив значения Я и Л, в (6.99) и разделив левую и правую части уравнения на 5, получим.

Ход поршня гидроцилиндра S_a может быть также определен по графикам на рис. 6.23, которые построены для различных значений исходных углов а₀ и Р₀. Из графиков видно, что величина хода поршня гидроцилиндра увеличивается с уменьшением углов а₀ и р₀.

В шестизвенном механизме с неподвижным гидроцилиндром шарнир подвижной плиты может быть расположен как в пределах длины направляющей втулки, так и вне ее. При перемещении подвижной плиты по всей длине хода возникают кромочные реакции (см. рис. 6.12 и 6.13).

При определении усилий в момент страгивания подвижной плиты и при ее перемещении трением в шарнирах механизма можно пренебречь.

В случае расположения шарнира подвижной плиты в пределах длины направляющей втулки движущая сила F₂ определяется по формуле (6.52) для варианта кромочных реакций, показанных на рис. 6.12, а, и по формуле (6.72) — для варианта кромочных реакций, показанных на рис. 6.12, б.

В случае расположения шарнира подвижной плиты вне пределов длины направляющей втулки движущая сила F₂ для варианта кромочных реакций, показанных на рис. 6.13, а, определяется по формуле (6.52), для варианта кромочных реакций, показанных на рис. 6.13, б, — по формуле.

а для варианта кромочных реакций, показанных на рис. 6.13, в, — по формуле.

Рис. 6.23. Графики для определения хода гидроцилиндра.

Усилие, действующее вдоль звена /, рассчитывается по уравнению (6.75). Усилие, действующее вдоль звена 1_у определяется из треугольника BBfi₂ (см. рис. 6.22):

В результате воздействия усилия F₃ на шарнир поршневого штока возникает поперечное усилие F^ и вертикальная составляющая F_v равная по величине теоретическому усилию, развиваемому гидроцилиндром в момент страгивания подвижной плиты:

Поперечное усилие F^ определяется из треугольника 00,0₂:

Усилия F^ и F_3y в зависимости от величины движущей силы F₂ и исходных углов а₀ и р₀, можно определить из графиков на рис. 6.24 и 6.25, из которых видно, что с увеличением исходного угла а₀ увеличиваются усилия F^ и F^. Причем, начиная со значений а₀ — 100−110°, эти усилия резко возрастают.

Усилия трения F, возникающие в уплотнениях при перемещении поршня, определяются из уравнения.

где N' и N" — реакции кромочных усилий (см. рис. 6.23);/— усредненный коэффициент трения.

Кромочные усилия N' и N" определяются из уравнений равновесия:

Действительное усилие, необходимое для страгивания подвижной плиты без учета трения в шарнирах, определяется по формуле.

Рис. 6.24. Графики для определения усилия F^.

Рис. 6.25. Графики для определения усилия F^.

70 80 90 100 110 120 а₀*.

Усилие, развиваемое гидроцилиндром для запирания формы, определяется по графикам на рис. 6.20.

Шток поршня гидроцилиндра проверяется на прочность от действия усилия F^ по формуле

где а_н напряжение изгиба; Л/_и — изгибающий момент; W_x — момент сопротивления изгибу; d_m — диаметр штока гидроцилиндра.

Механизм запирания с подвесным гидроцилиндром, схема которого показана на рис. 6.26, а, применяется в машинах малой мощности с усилием запирания не более 1000 кН.

Рис. 6.26. Схема механизма запирания с подвесным гидроцилиндром: а — схема: I — в открытом состоянии; II — в закрытом состоянии; б — схема усилий, действующих на шарнир подвижной плиты Для определения исходного угла (3₀ необходимо сначала рассмотреть условия страгивания и перемещения подвижной плиты.

Условие равновесия можно записать как.

где F_x — результирующая сила, приложенная к шарниру подвижной плиты и действующая вдоль оси механизма (рис. 6.26, б); и N₂ — кромочные реакции (рис. 6.27); /— коэффициент трения.

Б зависимости от конструктивных соотношений подвижной плиты с полуформой и расположения шарниров на всей длине хода может встретиться один из двух вариантов кромочных усилий: реакции кромочных усилий направлены вверх или образуют момент левого вращения (рис. 6.27).

Рис. 6.27. Схемы возможных кромочных реакций в механизме запирания с подвесным гидроцилиндром.

Абсолютные значения реакций кромочных усилий для случая, когда обе они направлены вверх (рис. 6.27, а), определяются из уравнений равновесия моментов всех сил относительно точек, А и Б:

где F₇ и — вертикальные, a F^ и F^ — горизонтальные составляющие сил F₂ и F_y Из полученных уравнений определим значения N_{ и N_y а затем подставим их в уравнение (6.116). После ряда преобразований получим, что движущая сила F* для варианта, представленного на рис. 6.27, а, равна.

Подставляя значения F_2y и F_3i/ в уравнение (6.119), получим, что движущая сила при расчетном варианте, который представлен на рис. 6.27, а, равняется.

Из последнего уравнения следует, что движущая сила не зависит от исходного угла р₀, а зависит только от коэффициента трения и веса подвижных частей.

Движущая сила F_x^a при известной величине теоретического усилия гидроцилиндра при страгивании определяется следующим образом (см. рис. 6.26, б).

Условие, при котором не обеспечивается страгивание подвижной плиты, выражается неравенством.

).

где соответствует вектору 00₄.

Из треугольника 00₄0₅ следует, что, а из треугольника 0О₃О₆

Подставив значения F₂ и F₃ из уравнений (6.122) и (6.123) в уравнение (6.129) и (6.130), а затем значения F'_ъ и F^ в уравнение (6.128), получим.

Для случая, когда реакции кромочных усилий образуют момент левого вращения (рис. 6.27, б), величина движущей силы определяется по формуле.

где Условие заклинивания подвижной плиты на колоннах возможно в том случае, если F^b стремится к бесконечности. Из уравнения (6.132) следует, что при (fk_d)² «1 наступает заклинивание. Тогда при коэффициенте трения /- 0,3.

и, следовательно, заклинивание наступит, когда длина направляющего отверстия (или толщина плиты) будет равна 0,3 рабочего диаметра колонны.

При разработке конструкции механизма необходимо установить, какой вариант кромочных реакций будет существовать при выбранных конструктивных соотношениях подвижной системы. На границе между вариантами кромочных реакций, изображенными на рис. 6.27, а и 6.27, б, существует равенство.

Подставив в это равенство значения F_x^a и F_x^b из уравнений (6.126) и (6.132), получим.

или после преобразований.

При g/G>k_F кромочные усилия направлены вверх; при g/GF кромочные усилия образуют момент левого вращения. Из уравнения (6.131) определяем теоретическое усилие гидроцилиндра при страгивании:

Значение усилия F_x в зависимости от вида кромочных реакций определяется по формулам (6.126) или (6.132).

Чтобы найти исходный угол р₀, сначала находим по графикам на рис. 6.20 теоретическое усилие гидроцилиндра, необходимое для запирания F .

Теоретическое усилие при страгивании.

где п — запас усилия, учитывающий погрешности изготовления, трение в гидроцилиндре и шарнирах механизма; п = 2−2,5.

Угол Ау₀ рекомендуется выбирать в пределах 10−20°. Желательно значение угла Ау₀ выбирать возможно большим, так как при этом уменьшается усилие, развиваемое гидроцилиндром при страгивании.

Для определения исходного угла р₀ можно преобразовать уравнение (6.138) к виду.

Определение угла р₀ сводится к подбору, при котором теоретическое усилие, развиваемое гидроцилиндром при страгивании, должно удовлетворять уравнению (6.139).

Задаваясь различными значениями Р₀ в интервале возможных рабочих углов 40−60* и Ду₀ в пределах 10−20', можно определить из уравнения (6.140) различные значения F.

U.

Искомые углы р₀ и Ду₀ устанавливаются при соблюдении равенства (6.139).

Ход подвижной плиты (см. рис. 6.26) S = 21. Из треугольника 0'Л_{К на том же рисунке видно, что.

Длину хода поршня можно также определить по графикам на рис. 6.21. Запирание формы осуществляется поршневой полостью гидроцилиндра. Наибольшее распространение получили шестизвенные механизмы с дублирующими звеньями, принципиальная схема которых изображена на рис. 6.28. Основные преимущества этих механизмов состоят в том, что, во-первых, в них отсутствуют силы, вызывающие изгиб колонн от действия рычажной системы. Во-вторых, не наблюдается поворот подвижной плиты из-за зазоров в направляющих втулках на всем пути ее перемещения. И наконец, в-третьих, благодаря дублирующим звеньям их можно применять в машинах с большим усилием смыкания форм.

Рис. 6.28. Схема шестизвенного механизма запирания с дублирующими звеньями.

Обе кинематические цени механизма симметричны, поэтому мы можем ограничиться рассмотрением только одной из них.

При разработке конструкции устройства запирания рекомендуются следующее соотношение: d₂/S? 0,22, где d₂ — диаметр рабочей части колонны.

Чтобы избежать соприкосновения шарниров D и D, при раскрытой форме длина звена /, должна удовлетворять условию.

Для определения исходных углов а₀ и р₀ сначала по эмпирической формуле (6.77) определяют величину суммарной деформации, а затем — теоретическое усилие в момент запирания из графиков на рис. 6.20; это усилие направлено перпендикулярно оси механизма.

Звенья /₃ и /₃ при закрытой форме перпендикулярны оси механизма.

Значения исходных углов а₀ и р₀ выбираются из условия, при котором удовлетворяется уравнение (6.139).

где F_a — усилие, действующее параллельно оси механизма; F_f^Q — усилие, действующее перпендикулярно оси механизма; 0 — угол между звеном /₃ и перпендикуляром к оси механизма.

Наибольшее усилие, развиваемое гидроцилиндром (рис. 6.29), при запирании определяется по формуле.

Рис. 6.29. Расчетная схема для определения параметров механизма запирания с дублирующими звеньями.

Из треугольника АА_{А₂

где р, — угол, соответствующий максимальному значению усилия, перпендикулярного к оси механизма; угол р. определяется по формуле (6.86).

Согласно уравнению (6.139) теоретическое усилие, развиваемое гидроцилиндром в момент страгивания, определяется по формуле.

Для определения теоретического усилия, развиваемого гидроцилиндром при страгивании, с учетом возможных сопротивлений при перемещении подвижной плиты может быть построен график зависимости F₂ — <�р (р₀). Для варианта кромочных реакций, показанных на рис. 6.30, а, эта зависимость рассчитывается по формуле.

а для варианта кромочных реакций, показанных на рис. 6.30, б, — по формуле

Независимо от конструктивных соотношений подвижной плиты на всей длине хода наблюдается только один вариант кромочных реакций, при котором реакции направлены в одну сторону (рис. 6.30, а). Второй вариант кромочных реакций (рис. 6.30, б) встречается только при износе шарниров или при отклонении размеров дублирующих звеньев. Для данной схемы не имеет значения расположение шарниров О и О, (рис. 6.28) относительно точек приложения кромочных реакций, возникающих в направляющих втулках подвижной плиты.

Рис. 6.30. Схемы возможных кромочных реакций в механизме запирания с дублирующими звеньями.

Страгивание плиты в исходном положении зависит только от величины силы F_v Условия заклинивания и границы существования варианта, приведенного на рис. 6.30, а, соответственно описываются выражениями.

и Условие заклинивания для варианта, приведенного на рис. 6.30, б, рассчитывается как.

Условие существование второго варианта такое же, как и первого.

Мы видим, что заклинивание подвижной плиты на колоннах при первом варианте не зависит от конструктивных соотношений подвижной плиты, а условия страгивания зависят только от коэффициента трения и исходного угла Р₀.

Коэффициент трения / с учетом технологических погрешностей изготовления при перемещении плиты по колоннам принимается равным 0,3.

Между силами F₂ и F, (рис. 6.28) существует зависимость.

Угол у₀ выбирается в пределах 75−120*. Определив из уравнения (6.155) величину F_a и подставляя ее в уравнение (6.161), для различных значений а₀ устанавливаем, при каком значении Р₀ существует равенство (6.161). Найденные значения углов а₀ и р₀ будут исходными.

Угол y₀ определяется из треугольника BCD (рис. 6.28):

С увеличением длины траверсы 2а габаритные размеры механизма уменьшаются, так как увеличивается угол у₀— Однако увеличение длины приводит к значительным размерам поперечного сечения траверсы. Длина траверсы определяется из соотношения.

Длина тяги /₃ определяется как.

Из ранее принятых конструктивных соотношений /₃* 0,4355.

Длина звеньев /, и /₂ определяется по формулам (6.70) и (6.71).

Величина консоли h устанавливается по выбранным размерам звеньев механизма.

Ход поршня гидроцилиндра (рис. 6.28).

Усилия в звеньях механизма в период страгивания определяются из треугольника DTF_{ (рис. 6.28). Усилие вдоль звена /,.

или.

Усилие вдоль звена /₃

Движущая сила, приложенная к одному из шарниров траверсы,.

или.