Мощность и основные технические характеристики машины определяются усилием запирания. Поэтому механизм запирания машины ЛПД является одним из главных узлов. От конструкции механизма запирания и надежности его работы зависят производительность машин, качество отливок, условия работы элементов форм, безопасность труда литейщиков и т.д.
К механизму запирания современных машин литья под давлением предъявляются следующие требования: надежное, жесткое и точное запирание пресс-форм; достаточный ход подвижной плиты; удобный доступ и достаточное пространство для установки пресс-форм; достаточный ход и усилие гидроустройств для выталкивания отливок из пресс-форм; возможность установки крупногабаритных пресс-форм различной толщины; простота настройки на любую толщину форм и требуемое усилие запирания; быстроходность; плавное безударное запирание и раскрытие форм; безотказное блокирование хода закрытия машины при осмотре, обслуживании и ремонте открытой пресс- формы литейщиком и слесарем-ремонтником.
На рис.46 показан узел гидрорычажного механизма запирания пресс- формы современных литейных машин. Основными узлами механизма запирания машины ЛПД являются: неподвижная и подвижная плиты механизмов запирания машины, неподвижная плита звеньев; рычажная система (траверса), оси звеньев, ползун, цилиндр запирания, колонны и гайки.
Механизм приводится в движение гидроцилиндром и поршнем, который жестко связан с ползуном рычажной системы. Перемещение поршня позволяет закрывать и раскрывать полупресс-формы, одна из которых закреплена на неподвижной плите.
Механизм запирания начинает работать после одновременного переключения золотников. Рабочая жидкость от насоса или пневмогидравлического аккумулятора подается в поршневую полость гидроцилиндра и туда же поступает жидкость из штоковой полости. Образуется дифференциальная схема подключения гидроцилиндра, позволяющая уменьшить расход жидкости из источника питания по сравнению с прямой схемой подключения. В конце пути поршня переключается золотник, происходит слив жидкости из штоковой полости гидроцилиндра. Возврат механизма запирания в исходное положение производится также с помощью золотников.
Расчет усилия запирания пресс-форм машин литья под давлением. Расчет усилия запирания пресс-форм машины весьма сложен и определение рзап проводится косвенно. Первоначально делают предварительный расчет усилия запирания рзап и открытия рот, затем корректируют параметры рычажной системы (длины рычагов, углы кинематических рычагов, размеры осей, колонн, плит и т.д.).
Условные данные для расчета усилия запирания машины представлены на рис.47. При расчете межцентровое расстояние осей рычагов «h» на подвижной плите обычно принимают равным расстоянию между центрами колонн. Отношение длины рычагов ”а” и ”b” принимают равным 0,75—0,85.
На современных машинах ЛПД рычаги, как правило, располагают с некоторым наклоном к горизонтали. Угол наклона <р принимают равным 4-6°. Это позволяет получить наибольший ход подвижной плиты при незначительном увеличении размеров плиты звеньев, хотя характеристики скоростей и сил практически не изменяются.
Угол наклона а промежуточного рычага к основным принимают равным 15-20° при использовании рычагов с опорными зубьями, ограничивающими поворот основных рычагов. При меньшем угле а конструктивно трудно обеспечить достаточную прочность проушин основных рычагов беж существенного увеличения габаритных размеров механизма. При отсутствии опорных зубьев и ограничений хода ползуна гидроцилиндром запирания принимают α = 0+5°.
Длину промежуточного звена с конструктивно назначают возможно меньшей. Расстояние а между ближайшими осями трехосного рычага принимают также конструктивно наименьшим. Угол 5 принимают обычно близким к 90°. При таких соотношениях рычажная система обеспечивает наиболее оптимальные значения усилий запирания и открытия форм, а также габаритных размеров механизма запирания в целом. Следует иметь в виду, что усилие запирания повышается с уменьшением длины рычага а и угла а, а также с увеличением угла р. Ход открытия возрастает с увеличением длины рычага d и уменьшением угла α.
После предварительной конструктивной проработки параметров рычажного механизма определяют рзап для х в пределах 0-1,2 мм хода подвижной плиты без учета жесткости системы ’’Рычаги-колонны”, т.е. под действием приложенных сил в произвольном ее положении, а затем учитывают эту жесткость.
Определение усилия запирания Q’3 машины в зависимости от хода подвижной плиты проводится по следующей формуле:
где х- ход подвижной плиты, мм;
рц — усилие цилиндра запирания, кН; определяют по формуле рц = = 0,0paF, учитывая падение давления газа в аккумуляторе на 10%, здесь ра — давление жидкости в аккумуляторе, МПа; F — площадь поршня при прямой схеме подключения, а при дифференциальной — площадь штока, м ; f — коэффициент трения шарнира рычажной системы (f=0,13 для стальной оси и брозновых втулок); R — радиус большой оси, м; r — радиус малой оси, м.
Литейные параметры рычажной системы а, b, с, d, k, r, R задаются конструктивно согласно схемы (рис.47) для каждой конкретной модели литейной машины.
Расчетные показатели усилия запирания Q3 в диапазоне х = 0-М мм изображаются в виде графика (рис.48). В процессе эксплуатации машин литья под давлением всегда поддерживается зазор между подвижной и неподвижной плитами пресс-форм в пределах от 0,05 до 0,30 мм.
Для определения усилия запирания вычисляют жесткость системы ’’рычаги-колонны” по следующей формуле
где Е- модуль упругой колонны, МПа; lк-рабочая длина колонн, м; FK— суммарная площадь колонн, м2; а, Ь — длины рычагов, м; Fa — суммарная площадь рычагов длиной ”а”, м2; Fb -суммарная площадь рычагов длиной ”b”, м2; Δхi-интервал варьирования хода закрытия подвижной плиты формы, мм. Изучаемый интервал: Δxi = 1…0.
При Ximax = 1 мм и Ximin = 0 интервал варьирования ΔXi = 1 мм.
При Ximах = 1 мм и Xi min = 1 мм Дх,- = 0; тогда Qi=1 = 0.
Проводим прямую по точкам А и В (рис.48), получаем зависимость жесткости системы ’’Рычаги-колонна’’. Вторую прямую проводим параллельно первой. Вторая прямая является касательной к кривой Q3. Точка пересечения второй прямой с осью ординат — точка С (pзац)-
Как показывают эксперименты и расчеты, коэффициент усилия рычажной системы равен 16-20 для систем с опорным зубом на рычагах и 22-27 для систем с ограничением хода ползуна за счет гидроцилиндра. Усилие открытия формы (наименьшее) равно обычно 0,65-0,8 усилия гидроцилиндра на открытие формы. Наименьшее усилие открытия наблюдается после хода открытия на 30-50 % (с начала открытия).
Расчетное усилие запирания форм определяется так:
Усилие открытия форм
Ротк = К0урц,
где К0у- коэффициент усилия открытия, равный 0,6-0,8.
После определения рзап и ротк, конструктор при необходимости корректирует усилие гидроцилиндра или параметры рычажной системы. Окончательные размеры рычажной системы определяются после проработки и расчета нескольких вариантов рзап и ротк с постепенным приближением к оптимальному по желаемым параметрам литейной машины.
Колонны и расчет прочности. Литейная машина с холодной камерой прессования имеет четыре колонны. Колонны одним концом крепятся к неподвижной плите машины, а другим концом закрепляются в плите запирающего механизма.
Колонны машины А71117 завода ’’Сиблитмаш”, служащие для запирания пресс-формы литейной машины, изготовляют из стали 38ХМЮА, 38Х2МЮА. Технические требования к основным деталям запирающего и прессующего механизмов приведены в табл.49. Рабочую поверхность колонны азотируют на глубину 0,5 мм, полируют до шероховатости Яа = 0,63 мкм, и после химикотермической обработки она приобретает твердость HRC 60.
При работе машин колонны подвергаются растяжению от усилия запирания форм, сжатию от усилия раскрытия пресс-форм и изгибу от масс подвижной плиты (с сопряженными деталями) и пресс-формы. На современных машинах предусмотрены, как правило, разгрузочные башмаки под плитой, поэтому колонны не подвержены существенным изгибающим нагрузкам (рис.7и).
Колонну рассчитывают на растяжение-сжатие при асимметричном цикле нагружения от номинального усилия запирания (рзап) и усилия раскрытия форм (ротк)> равного 10 % от усилия запирания.
При расчете на прочность опасным сечением ее является сечение не только по резьбе, но и минимальное сечение в месте заделки колонны в неподвижную плиту. При эксплуатации литейных машин DMKh- 700-2000 в 1970-90 гг. на Уфимском заводе автомобильных моторов обрывы колонн происходили, как правило, по опасному сечению.
Необходимый минимальный диаметр колонны d может быть определен по формуле
где К- коэффициент, учитывающий натяг резьбы, равный 1,2-1,3; Кн — коэффициент, учитывающий надежность и прочность колонн, равный 1,1-1,2.
Этот коэффициент учитывает погрешности в результате производственно-технического отступления эксплуатации машины (неравномерный натяг колонн, попадание облоев и других посторонних предметов между полупресс-формами).
Условие прочности для критического сечения колонны в месте заделки ее в неподвижную плиту необходимо проверить:
где [σ] = 1000 Н/мм2 для стали 38Х2МЮА; рк— усилие, действующее на одну колонну, кН.
В заключение необходимо выполнить уточненную проверку прочности колонн по условию сопротивления усталости, так как число циклов нагружения достигает за период срока службы машин более 106 циклов по условию сопротивления пластической деформации при перегрузке.
Условия прочности выражаются уравнениями
где σ -1р— сопротивление разрыву при растяжении, МПа; σт— предел текучести, МПа; σр— напряжение растяжения от номинального усилия
запирания, МПа; σсж— напряжение сжатия от усилия раскрытия форм, МПа; n- коэффициент запаса прочности, принимают n = 1,5…1,8; Кσ— коэффициент концентрации напряжений. Для колонн может быть принято 1,8-2,0; Кε— коэффициент, учитывающий масштабный фактор. Для колонн диаметром более 100 мм принимают Кε = 1,25.
На современных машинах при наличии приводов подналадки чаще используют трапецеидальные резьбы с отношением диаметра к шагу резьбы d: s = 15…20. При таких соотношениях создаются наиболее благоприятные условия статической и усталостной прочности. Для колонны машины 71111 резьбы Трап 180×8 соотношение диаметра к шагу резьбы составляет d: s = 21.
Рычажная система. На современных машинах ЛПД используются многосрезные системы рычагов (4-8 плоскостей среза). Например, траверса литейной машины DMKh-2000 имеет шесть срезов. При этом механизмы запирания получаются компактными и более надежными в эксплуатации, так как улучшаются условия работы трущихся поверхностей, благодаря более равномерному распределению нагрузок контактирующих поверхностей.
Для изготовления осей рычагов могут быть использованы легированные стали 20Х, 40Х, 40ХН, 38ХМЮА. При ремонте литейных машин DMKh-700, 900, 1000 и 2000 на Уфимском моторостроительном производственном объединении для изготовления осей используют только сталь 38ХМЮА с последующим азотированием. Оси и их термическая обработка должны быть такими, чтобы обеспечивалась сравнительно вязкая, но прочная сердцевина при твердом и износостойком поверхностном слое материала.
Прочность многосрезных осей лимитируют касательные напряжения сдвига от перерезывающих сил. Влияние нормальных напряжений от изгиба незначительно и их можно учесть введением поправочного коэффициента.
Условие прочности осей выражается уравнением
где рз — нагрузка на плоскость среза от номинального усилия запирания, МН; F- площадь оси, м2; n- число срезов (n = 6, для машины DMKh-2000); К = коэффициент, учи гывающий влияние изгибающих напряжений; для четырехсрезных осей К = 1,4; для шестисрезных осей К = 1,3; для восьмисрезных осей К = 1,25.
Напряжения сжатия, возникающие в траверсах, определяются по формуле:
где pз — усилие запирания, МН; Fp — площадь поперечного сечения рычагов, м2; [σ] — допускаемые напряжения, МПа.
Оси и втулки работают в условиях малых скоростей скольжения (0,05-0,10 м/с) и больших давлений. Самым опасным в работе рычажных элементов является задир (схватывание 1-го рода) осей и втулок. При определенных значениях контактных нагрузок наступает разрушение масляной пленки, возникают локальные схвачивания трущихся поверхностей, что в некоторых случаях приводит к задирам осей и втулок.
При расчете, изготовлении и эксплуатации осей и втулок главной задачей является обеспечение таких условий, при которых фактические контактные нагрузки не достигают критических значений. Критические контактные давления для сталей твердости HRC45 приведены в табл.50.
где р — нагрузка на втулку, МН; d — диаметр оси, м; l — длина контакта оси и втулки, м; [q] — допустимое контактное давление, МПа.
Допускаемое контактное давление при условии отсутствия схватывания определяется по формуле
где К1 — коэффициент запаса износостойкости, учитывающий точность изготовления и условия работы осей и втулок, = 0,60 0,95; К2 —
Таблица 50. Критические контактные давления для трущихся пар
Опыт эксплуатации машин показал, что оптимальным вариантом является использование пары с бронзовыми втулками и стальными осями.
