В. И. ВЛАСОВ

Д-р техн, наук

СИСТЕМЫ ВКЛЮЧЕНИЯ

КРИВОШИПНЫХ ПРЕССОВ

(теория и проектирование)

ИЗДАТЕЛЬСТВО „МАШИНОСТРОЕНИЕ"

Мос не а 1969
УДК 621.979.134 : 531.62

Системы включения кривошипных прессов. Расчет
и проектирование. Власов В. И. М., «Машинострое-
ние», 1969, 272 стр.

В книге обобщены экспериментальные и теорети-
ческие исследования по расчету и проектированию
систем включения (муфт, тормозов и механизмов уп-
равления) кривошипных кузнечно-прессовых машин.

' Приведены современные наиболее прогрессивные
конструкции узлов системы включения; даны основы
теории силового расчета муфт и тормозов и расчет их
на работоспособность, а также приближенный анали-
тический метод расчета механизмов пневмоуправления.

В книге изложены методика (с примерами расчета)
проектирования муфт, тормозов и механизмов пневмо-
управления на основании оптимальных характеристик.

Книга рассчитана на инженерно-технических ра-
ботников кузнечно-прессового машиностроения и мо-
жет быть полезна студентам вузов.

Табл. 42. Илл. 126. Библ. 142 назв.

БИ5ЛИОТГ А
‘ ЯСНОГО Ави л «Г	ч«

Института
""" !! —

Рецензент д-р техн, наук М. В. Сторожев

3-12-3

423-19
ВВЕДЕНИЕ

Кривошипные прессы применяются для горячей и холодной
объемной штамповки, для листовой штамповки и на заготови-
тельно-разделительных операциях, т. е. во всех областях кузнечно-
штамповочного производства.

Современные кривошипные прессы являются высокопроизво-
дительным и прогрессивным видом оборудования. Подавляющее
большинство прессов работает в режиме единичных ходов, т. е.
в таком режиме, при котором перед каждым ходом (реже серией
ходов) необходимо вначале включить, а затем автоматически
отключить главный исполнительный механизм.

Интенсивность использования кривошипных прессов очень
высока — число включений и отключений главного исполнитель-
ного механизма пресса иногда превышает 60—80% номинального
числа ходов ползуна. Поэтому узлы системы включения (муфты,
тормоза, механизмы управления), обеспечивающие пуск и отклю-
чение пресса, работают в тяжелых эксплуатационных усло-
виях.

Исследованиями, проведенными в 1964—1966 гг. ЭНИК-
МАШем, ЦБ КМ, АСКБ совместно с прессостроительными заво-
дами, установлено, что надежность работы кривошипных прессов
определяется в основном сроком службы таких узлов, как муфты,
тормоза и воздухораспределительные устройства.

Специфические условия нагружения узлов систем включения
прессов при большой частоте включений и малой продолжительно-
сти процессов срабатывания (0,01—0,2 сек); соизмеримость про-
цессов включения и процессов тепловыделения на фрикционном
контакте; значительные габаритные размеры узлов, передающих
расчетные моменты до 6 • 10е кГ-м и обеспечивающих подачу сжа-
того воздуха через включающие устройства с проходным сечением
до 100 мм; требования техники безопасности (гарантированное
автоматическое отключение после совершения рабочего хода пол-
зуна, недопустимость сдваивания ходов) и т. д. — все это требует
проведения тщательного расчета и проектирования муфт, тормо-
зов и механизмов управления. При этом должны быть учтены тре-
бования, предъявляемые к описываемым узлам современным прес-
состроением.

Исследования и опыт эксплуатации показывают, что для соз-
дания работоспособной системы включения необходимо при расчете
и проектировании увязывать между собой большинство
параметров муфт, тормозов и механизмов управления.

Износ фрикционных элементов муфты н тормоза, как
известно, происходят в периоды разгона и торможения.
Продолжительность этих периодов определяется инер-
ционностью ведомой части привода (здесь момент инерции
собственно муфты и тормоза составляет 40—70% общего
момента инерции) и завнснт от времени и характера вклю-
чения узла, т. е. от нарастания давления на фрикционном
контакте. Время включения зависят от проходных сече-
ний системы пневмоуправления и выбранного давления
воздуха, а моменты инерция муфты я тормоза — от габа-
ритных размеров узлов, определяемых величиной рас-
четного момента, которая, в свою очередь, зависит от
технологического назначения пресса. Так как расчетный
момент создается трением на фРикиионном контакте, то
габаритные размеры муфты и тормоза зависят также и от
правильности выбора исходных параметров фрикционных
материалов. Проходные сечения должны быть рассчитаны
так, чтобы исключалась возможность одновременной ра-
боты муфты н тормоза, т. е. исключался их взаимный износ.
Прогрессивный износ фрикционных элементов отсутствует
лишь в тех случаях, когда выдерживается условие рабо-
тоспособности. Работоспособность узла характеризуется
внешними нагрузками и завнснт, в свою очередь, от пере-
численных выше параметров н особенностей конструкции
узла. Выбор конструктивного использования узла завн-
снт от характера нагружения и т. д.

Перечисленные н другие связи между расчетными и
исходными параметрами узлов системы включения пока-
заны на рис. 1. Из рисунка видно, что для создания работо-
способных систем включения расчетные зависнмостн
должны быть получены на основания глубокого и всесто-
роннего изучения явлений, происходящих при работе
узлов этих систем, путем обобщения передового отечествен-
ного н зарубежного опыта в области расчета и проек-
тирования муфт, тормозов н механизмов управления
прессов.

Автором данной книги совместно с кандидатами техн,
наук В. Г. Плюгачевым, Л. С. Коханым, инженерами
В. Е. Свистуновым, В. А. Зыковым, Э. А. Томило, И. К- То-
каревым и другими в 1959—1969 гг. были проведены
н обобщены теоретические и экспериментальные иссле-
дования по расчету и проектированию систем включения.
Экспериментальные нсследовання проводились в лабора-
тории кафедры «Машины н технология обработки металлов
давлением» МАМИ, в прессовых и кузнечных цехах АЗЛК,
4

Рйс. 1. Взаимосвязь параметров систем включения:
исходные данные; X — параметры фрикционных узлов, определяемые при силовом расчете, и * — при расчете на работо-
способность; О — параметры, определяемые при расчете систем пневмоуправления


$









се;

§•

Е

Е

&

Е

Е

Е

1

ы/ашти/

-эдз^иэвФохбдгод
дпдлзладойшжд

кц-дштх

-дддйизосЗохбдыд
яшэонжадвц

цвнзидвйиЯ

овиызчв 1ЯИЗШЗПЗ
яшзонмздод

эпнацдвд
аэыущ

йадпэд^

3 Е

окорадду

шэжнон
{юхмд

ныМи
вммшоц

вногева
цыдйд

впнаьэо
дяндохойц о

ооза^и
эпнаьон/хд х

ППН8НЭ1/МЭ
хтыэдьпнпхзы
апнэтМау

ипнз(1Ц} 1че/ви
ахмзп^ашутЛзу^

озээйи ,
дпнаым/хшд х

в^И
додпдиоыдзну о

пшэондзэзиэошоувй
зпдои^ «

домнам

~31/€ тннопЪхпйф
зпнзтбавр^

(яш'юнноп'п
Фанп) ТЩ&
^ГРД'аУУ//Ц/П^Р/х



Е

ё-ьз



ипнэыжяшо
апдшэпад
-оашэкд о

ВШИдЫОЫ
огономйош
апнврсоэ,

пдайгвн вс!

6швдзи1»'д]_ ,1^

у^д о

эимшиохыоц

иоп'п'япйф ви
зпнаидв'и'у

Ч цпнджоыйош

II



§ §3 Е

1в

§ ?

э Е
ЗИЛа, на сборочных участках прессой''Воронежского завода тя-
желых механических прессов (ВЗТМП) и ЗИЛа.

Автор настоящей книги в выводах и рекомендациях использует
данные некоторых экспериментальных исследований фрикцион-
ных узлов и систем пневмоуправлення, проведенных в ЭНИК-
МАШе н ВЗТМП прн его консультации, а также отчеты по научно-
исследовательским работам ведущих прессостронтельных пред-
приятий кузнечно-прессового машиностроения: ЭНИКМАШа,
ЦБКМ, ВЗТМП, Барнаульского завода механических прессов
(БЗМП), Воронежского завода кузнечно-прессового оборудования
нм. Калинина (ВЗКПОим. Калинина) н др. Ниже приведены при-
нятые в книге обозначения в расчетных и окончательных форму-
лах, а для перевода указанных в настоящей книге величин в Меж-
дународную систему единиц (СИ) можно воспользоваться таблицей
перевода единиц измерения.

ПРИНЯТЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ В РАСЧЕТНЫХ
И ОКОНЧАТЕЛЬНЫХ ФОРМУЛАХ

Мкр — максимальный крутящий момент, который дол-
жна передавать муфта, в кГ-см;

Мрос— расчетный момент трения в кГ-см;

Мс — момент сопротивления вращению ведомой части
привода в кГ-см;

км, кт - показатели момента муфты и тормоза;

1

ф = —--------относительный момент сопротивления вращению;

Мрас

Фт. Фт д — расчетный и действительный углы торможения

в градусах;

— время разгона или торможения в сек;

1в — время включения (время нарастания давления)

т — 21

в сек;

— относительное время включения;

Д — моменты инерции ведущей и ведомой частей при-
вода в кГ-м-сек2;

Зпр — момент инерции ведомой части привода без дета-
лей муфты и тормоза в кГ-м-сек?;

/ = —-----относительный момент инерции ведущей части

Л

привода;

пн, I — номинальное и предельное число ходов ползуна
в мин-1;

пак — число включений пресса в мин-1;

пм — число оборотов вала муфты (тормоза) в мин-1';

т, тв — число поверхностей трения и число вставок;

Яви средний, наружный и внутренний радиусы тре-
ния в см;

Ьв, 1в, &в, гв — параметры вставок в см;

Ртр> Ра — суммарная площадь трения и площадь трения
вставки с одной стороны в смъ;

6ф — коэффициент формы поверхности трения;

— площадь порщня пневмоцилиндра в с.ч2;
— коэффициент взаимного перекрытия;

В — ширина кольца трения в см;

X й

о = —------относительная ширина кольца трения;

Кер

г/, [?1 — рабочее и допускаемое значения номинального
давления на поверхности трения в кГ/см2;

д* — номинальное давление, после достижения кото-
рого прекращается рост фактического (действи-
тельного) давления на фрикционном контакте,
в кГ/см2;

— исходный и приведенный коэффициенты трения
при давлении д;

Виц, &Ш2 — средний радиус шлицов ведущих и ведомых дис-
ков в см;

— приведенный радиус трения при включении в см;

Цп, Факт — полное и активное нажимное усилие в кГ;

Фтр — усилие трения в манжетах в кГ;

фпр — полное усилие, развиваемое пружинами, в кГ;

р», р1 — коэффициент трения в Манжетах и шлицах;

Ат„ — полная работа трения за одно включение в кГ-м;

К, [д] —действительное и допускаемое значения показа-
теля износа в кГ < мЦсм2 * мин);

— линейная интенсивность износа при постоянном
давлении д в мк*см*ЦкГ«лс);

1Л — средняя линейная интенсивность износа за цикл
в мк-см~/(кГ  м);

Ьд — показатель интенсивности износа;

2 — показатель степенной функции изменения мо-
мента трения в процессе включения; .-/
од, — показатель уменьшения момента трения от мау 
ксимальной поверхностной температуры;

Фкр — критическая температура нагрева для фрикцион-
ного материала в °С;

?тах — максимальная относительная поверхностная тем-
пература;

иср— линейная скорость на среднем радиусе в м/сек;
Д — приведенный срок службы (долговечность) в мес.;

«д — показатель использования пресса с максималь-
ным числом включений;

й , й0 — ресурс на износ — полный и между двумя регу-
лировками в см;

А, Ах — зазоры между дисками при отключении в см;

(1П,	— внутренний и наружный диаметры пневмоци-

линдра в см;

Нп — полный ход поршня пневмоцилиндра в см;

<1пр, ^пр, /-пр, ^пр, /пр ~~ параметры пружин в мм;

рр — рабочее давление воздуха в цеховой сети в ат
(кГ/см2);

Рп, Рд—давление статического и динамического сопро-
тивления движению поршня при наполнении
в ат (кГ/см2);

Рс2< Рп — то же при опоражнивании в ат (кГ/см2);

асм’ [°слг)'	—рабочее и допускаемые напряжения смятия по

боковой поверхности при неподвижном и по-
движном контактах в кГ/см2;

.Е — модуль продольной упругости в кГ/см?;
[т 1 — допускаемое напряжение кручения в кГ/мн*;

|м> |оп — коэффициент расхода при наполнении и опораж-
нивании;

/н> 1оп — площадь проходного сечения цепей наполнения
и опоражнивания силовых пневмоцилиндров
в см2;

V, Уо> У1 — полный, вредный объемы и приращение объема
пневмоцилиндра в см3;

фл — угол поворота главного вала за период включе-
ния муфты в градусах;

су — коэффициент совершенства системы пневмоуп-
равления;

су — отношение объема ресивера к полным объемам
муфты и тормоза;

Др — перепад давлений в ресивере при включении
муфты в кПсм2;

1КЛ, ^кл — время включения и отключения воздухораспре-
делительных устройств;

< , 1Э — время срабатывания системы электроуправле-
ния при включении и отключении в сек;

й — коэффициент сопротивлений;

Г) У — диаметр условного прохода трубы в мм;

1эк — эквивалентная длина трубопровода, заменяющая
воздухораспределительные устройства в м;

I 2 — суммарная длина трубопровода в м.

Таблица перевода единиц измерения

Величина	Единица измерения в прежней системе	Единица из- мерения в си- стеме СИ	Коэффициент пересчета единиц измерения
Работа 	  Сила 	  Крутящий момент  Мощность . . . .  Давление ....  Показатель износа  Линейная интен- сивность износа , .  Момент инерции	кГ'М  кГ  кГ‘М  вт кПсм2  кГ‘м/(см2-мин)  МК‘СМ2/(кГ‘М)  кГ'М'Сек2	дж  н  Н‘М  дж'сек н/м2   вт1м?  мк'емЧдж Н'М'Сек2	I кГ-Л€=9,8 дж& #10 дж  1 кГ—9,8 я# 10 н  1 Т=9,8 кн#10 кн  1 кГ-м~9,8 Н-М& #10 Н‘М  1 вт=10 дж!сек  1 кГ1см2=98 кн/л13# #100 кн!м2  1 кГ'м!(см2'мин)= —0,06 вт/м2  1 мк-см~/(кГ  м) == =0,102 мк-см'Чдж  1 кГ' М‘сек2=  —9,8 н-лесек2#  #10 н‘М‘сек2
Глава /

ОБЗОР СОВРЕМЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ УЗЛОВ
СИСТЕМ ВКЛЮЧЕНИЯ

§ 1. НАЗНАЧЕНИЕ СИСТЕМ ВКЛЮЧЕНИЯ

Кривошипные кузнечно-прессовые машины согласно классифи-
кации А. И. Зимина [43] можно представить структурной схемой
на рнс. 2. Согласно этой схеме в состав кривошипных машин входят
следующие механизмы.

Исполнительный механизм обеспечивает формоизменение за-
готовки, т. е. совершение технологической операции. Различают
главные исполнительные механизмы (в кривошипных кузнечно-
прессовых машинах — это различные разновидности кривошипно-
шатунного механизма [36, 691) и дополнительные исполнительные
механизмы (прижимные и зажимные ползуны в прессах двойного
действия н горнзонтально-ковочных машинах), способствующие
созданию необходимой схемы деформации.

Привод (главный) обеспечивает движение исполнительного
механизма машины. Привод кривошипных машин является махо-
вичным и состоят из собственно механизма привода (электродви-
гателя н маховика) и системы передаточных механизмов (клино-
ременных, зубчатых и реже червячных передач).

Система включения осуществляет пуск и останов электродви-
гателя главного исполнительного механизма н электродвигателей
привода системы смазки н вспомогательных механизмов и подчи-
нение их работы заданной программе, а также (и это главное)
пуск и автоматическое отключение исполнительного механизма
пресса после завершения полного рабочего цикла. Кроме того,
муфты обеспечивают передачу рабочего момента от привода на
исполнительный механизм (механизм главного вала). Система
включения связана с приводом, исполнительным и вспомогатель-
ными механизмами (сплошные линии на рис. 2).

Система смазки обеспечивает смазку всех трущихся элементов
пресса (штриховые линии на рнс. 2).

Вспомогательные механизмы облегчают эксплуатацию, на-
ладку н работу на кривошипных машинах. К вспомогательным
механизмам относятся различные типы выталкивателей (нижние,
верхние, с приводом от главного вала, с самостоятельным приводом
и т. д.); пневматические и гндропневмэтические подушки; меха-
ннзмы для регулировки межштамповой высоты, наладки техпро-
цесса (мнкропрнводы), смены инструмента (выдвижные плиты);
балансировочные устройства н т. д.

Станина является основным базовым узлом машины/на кото-
ром монтируются все перечисленные выше механизмы и узлы.

Специальные крнвошнпные машины (дыропробивные прессы
с программным управлением и др.) и отдельные машины, встран-

Рис. 2. Структурная схема криво-
шипных прессов

ваемые в автоматические линии,
имеют иногда в своей структуре
еще системы автоматики и про-
граммирования, которые не вклю-
чены в схему рис. 2, так как авто-
матическое регулирование работой
механизмов кривошипных прессов
практически еще не нашло ши-
рокого промышленного примене-
ния.

Из структурной схемы на рнс. 2
следует, что в современных криво-
шипных кузнечно-прессовых ма-
шинах системы включения выпол-
няют особую роль, являясь связу-
ющим (а для исполнительного
механизма и силовым) звеном ме-
жду главным приводом н основны-
ми механизмами пресса.

Системы включения кривошип-
ных машин состоят нз муфты
включения, тормозного устройства
(тормоза) и механизмов управле-
ния. Если проследить этапы раз-
что наибольшим

внтня кривошипных машин, то легко заметить,

изменениям в прессе подверглись узлы систем включения.

В современных условиях к узлам систем включения предъяв-
ляются довольно высокие требования, основными нз которых яв-
ляются следующие.

1.	Надежность и безопасность работы машины. Крнвошнпные
машины — это быстроходные машины с числом ходов 10—200
в минуту, развивающие большие усилия (до 8000 Т) при высоких
скоростях перемещения ползуна. Это требует большой надежности,
т. е. практически безотказности в работе узлов системы включения.
Автоматическое останавливанне в исходной точке, отсутствие само-
произвольного включения («сдваивания» ходов), гарантированное
отключение при попадании посторонних предметов в опасную зону
пресса — вот далеко неполный перечень условий, которые при-
ходится соблюдать при проектировании узлов системы вклю-
чения.
2.	Быстрота срабатывания и легкость управления. Быстроход-
ность современных кузнечно-прессовых машин требует от системы
управления высокой скорости «реагирования» на подаваемые
команды (прн легкости подачи этих команд) без заметного сниже-
ния действительной производительности машины.

3.	Обеспечение необходимого срока службы, удобство монтажа
и обслуживания. Продолжительность работы узлов системы вклю-
чения определяется сроком службы быстроизнашиваемых деталей:
фрикционных элементов, манжетных уплотнений, пружин, кла-
панов и т. д. Минимальный приведенный срок службы этих элемен-
тов должен определяться межремонтным периодом, т. е. быть не
менее 6 месяцев. Конструктивное исполнение узлов должно обес-
печивать возможность замены быстроизнашиваемых деталей без
демонтажа деталей, имеющих большие габаритные размеры. Узлы,
требующие постоянного наблюдения (воздухораспределительные,
регулирующие и очистные устройства), необходимо располагать
в местах, доступных для осмотра.

Выполнить все перечисленные требования затруднительно.
В практике известны многочисленные случаи, когда дефекты
системы включения приводили к необходимости коренной рекон-
струкции пресса.

§ 2.	КЛАССИФИКАЦИЯ СИСТЕМ ВКЛЮЧЕНИЯ

Система включения состоит нз трех узлов — муфты, тормоза
и механизмов управления, функционально связанных между
собой. В общем случае каждый составной узел системы включе-
ния можно классифицировать по ряду признаков.

1.	По характеру создания и передачи рабочего момента: за-
цеплением (жесткая связь), за счет сил трення (фрикционная
связь) или сил магнитного притяжения (электромагнитная связь).

2.	По форме рабочих поверхностей: диск, конус, лента, пово-
ротная шпонка и т. д.

3.	По типу силового устройства или привода1: механический,
пневматический, гидравлический, электрический.

4.	По принципу совместной работы (сблокированные нлн уста-
новленные раздельно муфты и тормоза, одно- нлн двухклапанные
системы); по характеру работы в приводе пресса (двухскоростные);
по количеству ведомых дисков (одно- и многодисковые); по некото-
рым конструктивным особенностям (малоннерцнонные узлы,
узлы с принудительным охлаждением, с разгруженным от массы
маховика валом н т. п.).

1 Привод — это совокупность вспомогательных механизмов и вид энергоно-
сителя, с помощью которых происходит подача команд на включение и отключе-
ние муфты, тормоза или распределительных устройств системы управления.

К
Таблица I

Классификация систем включения

X арактеристяка системы включения	Особенности составных частей		
	Муфта	Тормоз	Механизм управления
Механическая	Жесткого вклю- чения с механи- ческим приводом	Фрикционный с механическим приводом или постоянно зам- кнутый	Механический рычажный
Электромехани- ческая	То же	Фрикционный с механическим приводом	Электромехани- ческий
Пневмомехани- ческая	То же	То же	Пневмомехани- ческий
Фрикционно- механическая	Фрикционная с механическим приводом	То же	Электро пневма- тический
Фрикционно- пневмомеханиче- ская	Фрикционная с пневмоприводом	Фрикционный с пневмоприводом	Простой или сложный пневма- тический
Фрикционно- электро пневмати- ческая	То же	То же	Электрический или электро- пневматический
Фрикционно- электрогидравли- ческая	Фрикционная с гидроприводом	Фрикционный с гидроприводом	Электрический
Фрикционно- электромагнитна я	Фрикционная с электроприводом	Фрикционный с электроприводом	То же
Электрическая	Скольжения	Скольжения и фрикционный	Электропневма- тически й
В общем случае классификация систем включения дана в
табл. 1.

Не все системы включения, перечисленные в табл. 1, находят
применение в современных кривошипных кузнечно-прессовых
машинах. Например, на новых прессах не применяются системы,
в которых используют муфты жесткого включения н фрикционные
муфты с механическим приводом, так как системы с механическим
включением не обеспечивают необходимой безопасности н надеж-
ности работы при эксплуатации с числом включений, превышаю-
щим 10—12 в минуту. Для современного прессостроення этот пока-
затель является очень низким.

Не получили широкого распространения системы включения
с фрикционными муфтами, имеющими электро- и гидроприводы;
первые из-за громоздкости и сложности в эксплуатации, вторые
из-за большой первоначальной стоимости. По-вндимому, фрик-
ционные муфты с гидроприводом по мере улучшения качества
фрикционных материалов и их характеристик в скором времени
могут найтн более широкое применение, так как использование
таких муфт позволит значительно сократить габаритные размеры
силового цилиндра и инерционность ведомой части муфты и тор-
моза.

Попытки использовать системы включения с электромагнит-
ными муфтамн скольжения в прессостроенни за рубежом н в Совет-
ском Союзе пока не увенчались успехом: во-первых, из-за растя-
нутости процесса включения муфты [1011; во-вторых, нз-за неста-
бильности действительного числа ходов прессов.

В современном прессостроенни преимущественное приме-
нение получили фрикционные муфты н тормоза с пневмоприводом,
рассматриваемые в настоящей работе. Системы включения с муф-
тами жесткого включения и соответствующие механизмы управле-
ния рассмотрены в работах [47, 49, 69, 89] н других и здесь не
приводятся. В данной книге не рассматриваются н двухскоростные
приводы, которые снова начинают применяться главным образом
для тихоходных вытяжных прессов.

§ 3.	ДИСКОВЫЕ МУФТЫ И ТОРМОЗА

Муфта и тормоз являются основными силовыми узлами системы
включения. Муфта обеспечивает разгон ведомой части привода
за время, необходимое для нормальной работы пресса с заданным
числом включений в минуту, и передачу (в период совершения
процесса формообразования) без проскальзывания рабочего крутя-
щего момента с ведущей части привода на ведомую. Тормоз создает
безопасные условия работы на прессе. Он должен останавливать
главный исполнительный механизм пресса за заданное время тор-
можения и четко фиксировать ползун со связанными с ним дета-
лями в исходном положении.
Специфическими особенностями муфт и тормозов прессой по
сравнению с аналогичными узлами общего машиностроения яв-
ляются создание больших крутящих и тормозных моментов (до
6-105 кГ'М); разгон и остановка больших масс в короткие проме-
жутки времени, не превышающие порой десятых долей секунды;
соизмеримость процессов нарастания удельного усилия на фрик-
ционном контакте н процессов тепловыделения, происходящих
при включении узлов; работа в режиме частых (до 60—80% номи-
нального числа ходов ползуна пресса) включений и выключений.
Поэтому к таким узлам предъявляются дополнительные требова-
ния, заключающиеся в обязательном предварения отключения
тормоза перед включением муфты (при пуске) и отключения муфты
перед включением тормоза (прн остановке), что обычно осущест-
вляется механнзмамн пневмоуправления. Без обеспечения указан-
ных требований происходит интенсивный износ фрикционных
элементов муфты н тормоза.

В настоящее время при определения конструктивной схемы
муфты или тормоза при заданном расчетном моменте решающими
факторами являются интенсивность включений узла, число обо-
ротов вала, на котором устанавливаются муфта и тормоз, особен-
ности компоновки привода и быстроходность пресса, характерн-
стики применяемых фрикционных материалов.

При большой частоте включений приходятся более тщательно
решать вопросы теплоотвода от поверхностей трения; установка
муфты и тормоза на быстроходный вал с числом оборотов свыше
500 в минуту требует, как правило, частой смены фрикционных
элементов; консольное нли межопорное расположение фрикцион-
ного узла в приводе пресса приводит к необходимости применения
соответствующей конструкции муфты н тормоза; при консольном
расположении муфты, смонтированной иа маховике с большим
числом оборотов, приходится продумывать вопросы техники безо-
пасности (разгрузка вала муфты от силы тяжести маховика).
Для быстроходных прессов с номинальным числом ходов ползуна
свыше 150 в минуту возникают трудности в обеспечении предва-
рения отключения муфты перед включением тормоза через систему
пневмоуправлення, что приводит к применению сблокированных
механнческн узлов муфта—тормой; ударные нагрузки прн включе-
ния в муфтах горячештамповочных прессов требуют выбора эла-
стичных фрикционных материалов и безударных механизмов пнев-
моуправления и т. д.

В завнснмостн от количества ведомых дисков различают одно-,
двух- н трехднсковые муфты и тормоза. В современном прессо-
строенни наибольшее применение получили одноднсковые муфты и
тормоза. Двух- и трехднсковые конструкции применяют для пере-
дачи больших крутящих моментов (более 2 • 105 кГ‘См), в основном
для кривошипных горячештамповочных прессов усилием более
2000 Т.
При выборе количества дисков необходимо учитывать, что
однодисковые конструкции имеют уменьшенные габаритные раз-
меры узла по ширине, а двух- н трехдисковые — уменьшенные га-
баритные размеры узла по диаметру. Кроме того, уменьшение
числа дисков прн прочих равных условиях (сохраняются постоян-
ными на трущихся поверхностях соотношения между наружным и

Рис. 3. Консольная муфта типа Торнедайн-П
внутренним радиусами трения и т. д.) ведет к увеличению инер-
ционности узла. Как показано в работе [16]» переход от трехднско-
вой конструкции к одноднсковой (при неизменной величине давле-
ния на трущихся поверхностях) приводит к увеличению инерци-
онности узла в 2 раза.

Для уменьшения инерционности узла необходимо увеличивать
рабочее давление, в противном случае переход к одноднсковым
конструкциям является неоправданным.

Следовательно, давать той илн иной конструкции узла название
«малоннерционная» надо не по количеству дисков (что порой на-
блюдается на практике), а в зависимости от конструктивных меро-
15
прнятнй, воплощенных в конструкции узла: применение литых
фигурных ведомых дисков, использование легких сплавов, увеличе-
ние давления на трущихся поверхностях н т. д.

Рассмотрим конструкции некоторых типовых фрикционных
узлов прессов.

На рнс. 3 приведена консольная муфта Торнедайн-П фирмы
Клиринг. Подобную же компоновку имеют последние конструкции
консольных муфт ВЗТМП, фирмы Эрфурт (ГДР) н других заводов.
Маховнк 2 муфты (рис. 3) смонтирован на приемном валу 1. Опор-

Рис. 4. Регулировка износа вста- Рис. 5. Замена фрикционных вставок
вок муфты Торнедайн-П	муфты Торнедайн-П

ный ведущий диск 13 крепится болтами к маховику 2, нажимной
диск 3 перемещается на пальцах 4 и связан с поршнем 5 болтами.
При подаче сжатого воздуха в корпус 6 цилиндра происходит
перемещение поршня 5 н нажимного диска 3. Фрикционные
вставки 11, установленные в отверстиях ведомого диска 5, зажи-
маются между опорным 13 н нажимным 3 дисками, и происходит
передача крутящего момента с ведущей части на ведомую. Уплот-
нение поршня 5 осуществляется трехслойной диафрагмой 9.
Отвод диска 3 при отключении муфты обеспечивается пружи-
нами 7.

Регулировка (рнс. 4) износа фрикционных вставок 11 (рис. 3)
производятся с помощью прокладок 10, установленных между
корпусом 6 н ступицей 12. Для смены вставок корпус 6 вместе
с поршнем 5 н нажимным диском 3 отодвигается по специальным
шпилькам. При этом открывается доступ к вставкам и произво-
дится их замена (рнс. 5).

На рнс. 6 показана малоннеринонная консольная муфта фирмы
Крупп (ФРГ). Муфта имеет фигурный литой ведомый диск 5 с утол-
16
щеннямн под вставки 4. Ведущие опорный 2 и нажимной 3 днскн
имеют фигурные ребра по наружной поверхности, улучшающие
вентиляцию воздуха через муфту при вращении маховика. Нажим-
ной диск 3 со ступицей 1 связан шлицевым соединением. Поршень
3 С манжетным уплотнением при подачу воздуха через крышку 10
И корпус 7 обеспечивает необходимое нажимное усилие для пере-
дачи муфтой расчетного момента. Быстрое отключение муфты
Происходит под действием большого количества пружин <5, регу-
лируемых общим кольцом 9.

На рнс. 7 показана весьма компактная по ширине унифициро-
ванная муфта ЗР-20 конструкции БЗМП. Компактность достигнута
Применением обычных неоребренных ведущих дисков и крепле-
нием диафрагмы, ступицы и цилиндра муфты общими болтами
(последнее является серьезным недостатком конструкции). При-
менение такой компоновки муфты возможно лишь для ненапряжен-
ных условий работы.

Л В малоннерцнонной муфте конструкции СКБ-10 (рис. 8), вы-
V4* полнен ной по типу муфты БЗМП, но с манжетным уплотнением,
гх облегчение ведомого диска 1 обеспечивается за счет специально
V профрезерованных пазов 2 в сварном диске. Регулировка износа
Гт* и смена вставок здесь осуществляются так же, как и в муфте, по-
гЛ казанной на рнс. 3, перемещением корпуса 3 по шпилькам 4 (см.
1 * рнс. 8).

^7 В муфте Рязанского завода кузнечно-прессового оборудова-
Дд ння (РЗКПО) ГКМ типа В-1141 усилием 1250 Т используется
металлическая трехслойная диафрагма (рис. 9), состоящая из
сплошных крайних колец 1 (сталь 10) и шести или восьми пружин-
ных секторов 2, находящихся между этими крайними кольцами.
Этой же диафрагмой обеспечивается соединение нажимного диска 3
со ступицей 4, что значительно упростило конструкцию узла.

На рис. 10 показаны консольная муфта с разгруженным от
массы маховика валом и консольный тормоз лнстоштамповочного
пресса усилием 1600 Т конструкции ВЗТМП. В муфте и тормозе
применено двухрядное расположение вставок. Ведущие диски —
оребренные. Это привело к некоторому увеличению габаритных
размеров узла по толщине, что неизбежно прн применения ореб-
ренных дисков. Фрикционные узлы с такой компоновкой могут
работать в очень напряженных условиях.

Всем рассмотренным выше фрикционным узлам свойственен
общий недостаток — это трудности, возникающие прн замене 
фрикционных элементов. В результате, несмотря на применение 1
быстросменных фрикционных элементов (вставок), в ннх для за- ‘
мены вставок приходится демонтировать полностью нлн частично
силовой цилиндр, нажимной диск и т. д.

На рнс. 11 показана консольная одноднсковая муфта конструк-
ция МАМИ к горячештамповочному прессу усилием 4000 Г, в ко-
торой указанный недостаток устранен. Муфта рассчитана на

2 В. Н. Власов

Рис. 8. Малоинерционная консольная муфта СКВ-10 (крутящий момент

1250 кГ‘м)

00020

Рис. 9. Консольная муфта Рязанского завода кузнечно-прессового обору-
дования (крутящий момент 17 000 кГ-м)
009 ф
давление воздуха 12 кПсм? и должна работать с механизмом без-
ударного включения.

Муфта имеет оребренный опорный 4 ц нажимной 5 диски.

Нажимной диск 5 перемещается по шлицам корпуса-ступицы 3.

Кольцевой поршень 11 с уплотнительным шнуром 12 смонтирован
в корпусе-ступице 3 и имеет посадку лишь по внутреннему диа-
метру (по наружному диаметру обеспечивается гарантированный
зазор 1,5—2 мм). Ступица 9 с ведомым диском 10 посажена на
главный вал 8. Подвод сжатого воздуха для включения муфты
обеспечивается через специальный корпус 7, установленный иа
подшипниках на валу 8. Корпус 7 соединен с корпусом-ступицей 3
трубами 6, по которым подается воздух для включения муфты.
Регулировка износа обеспечивается прокладками 2.

Для смены фрикционных накладок из ретинакса, закрепленных
на диске 10 (при применении вставок задача решается еще проще),

Рис. 12. Межопорная муфта и тормоз фирмы Эрфурт

достаточно отвернуть болты, крепящие опорный диск 4, отвернуть
накидные гайкн, крепящие трубы 6, и снять диск 10. Аналогично
без разборки соединения ступицы 9 с валом 8 и демонтажа подшип-
ников шестерни 1 могут быть заменены уплотнения поршня.

Компоновка муфты на рис. 11 позволяет сконструировать узел
С малыми габаритными размерами по ширине и обеспечивает
удобство замены быстроизнашиваемых деталей, что делает воз-
можным рекомендовать ее для широкого применения.

В межопорных муфтах основным недостатком являются трудно-
сти, связанные с подводом сжатого воздуха к силовому цилиндру
муфты. Однако в межопорных конструкциях гораздо проще обес-
печить смену быстроизнашиваемых фрикционных элементов.

На рис. 12 показаны межопорная муфта А и тормоз Б фирмы
Эрфурт (ГДР), в которых для замены вставок 1 отворачиваются
22

1
болты 2, крепящие опорные диски 3; последние перемещаются по
ребрам ступиц 4 ведомых дисков.

В межопорной муфте фирмы Клиринг (рис. 13) замена износив-
шихся вставок производится так же, как и в муфте на рис. 12.

Муфта на рис. 13 отличается от муфты на рис. 12 наличием
в ней специального торцового уплотняющего устройства А от вала
к корпусу силового цилиндра. Более чем трехлетняя эксплуата-
ция этих муфт на Запорожском автомобильном заводе «Коммунар»
подтверждает очень хорошие эксплуатационные качества указан-
ных уплотнений.

На рис. 14 показана малоинерционная межопорная муфта
ВЗКПО им. Калинина с литым фигурным ведомым диском 8. Здесь
подвод воздуха осуществляется так же, как и в консольной, т. е.
через торец специальной втулки 3, связанной через поводок 2
с корпусом / цилиндра. Втулка 3 вращается в опоре 4, Сжатый воз-
дух через гибкий шланг 5 подается для включения муфтьЪ В муфте

Рис. 14. Малоинерционная межопорная муфта ВЗКПО им. Калинина

оребренный нажимной диск-поршень 6 имеет между ребрами еще
дополнительные цилиндрические мостики 7 для увеличения жест-
кости поверхности трения.

Для повышения стойкости диафрагмы в муфтах ВЗКПО
им. Калинина предусмотрены заходные части для диафрагм под
углом 15—18° (см. позицию Л), что исключает резкие перегибы
резины и связанный с этим ее преждевременный выход из строя.

Несмотря на преимущества муфты, представленной на рис. 14,
с точки зрения удобства подвода сжатого воздуха, проблема смены
24
фрикционных вставок здесь решена неудовлетворительно. Для
смены вставок приходится почти полностью разбирать силовую
часть муфты.

Многодисковая муфта к горячештамповочному прессу усилием
2500 Т конструкции ВЗТМП показана на рис. 15, из которого
видно, что конструкция этой муфты принципиально не отличается
от однодисковой. Разница
-I—-— —'—состоит лишь в значитель-
ном увеличении габарит-
ных размеров по шири-
не узла.

/224

Рис. 15. Двухдисковая муфта ВЗТМП





Другие конструкции консольных и межопорных муфт, а также
многодисковые узлы подробно рассмотрены в работе 1491 и здесь
не приводятся.

В современных тормозах пневмоцилиндр выполняется непо-
движным, т. е. устанавливается в опоре на станине пресса. В этом
случае межопорное или консольное расположение тормоза не ока-
зывает никакого влияния на подвод воздуха. В тормозах ведущая
часть неподвижна, поэтому для улучшения отвода тепла с тру-
щихся поверхностей применяются вентиляторы с приводом отвала
тормоза, т. е. работающие в период работы муфты, нли с индиви-
25
дуальным приводом от самостоятельного электродвигателя. Ис-
пользование оребренных дисков без применения вентиляторов
в тормозах практически не эффективно и ведет лишь к увеличению
габаритных размеров по ширине (см. рис. 10). В этом случае не-
эффективность применения оребренных дисков объясняется тем,
что ведущие диски неподвижны, т. е. в них не создается циркуля-

ции воздуха, а следова-
тельно, не будет и замет-
ного улучшения тепло-
отвода от поверхностей
трения.

На рис. 16 приведен
диафрагменный тормоз
типа Торнедайн кон-
струкции фирмы Кли-
ринг. Корпус 2 тормоза
монтируется на опоре
вала 10 пресса. К кор-
пусу 2 крепится опорный
диск 7. Нажимной диск 1
связан со шлицевой
ступицей 3 и перемёр
щается вместе с ней по
шлицам корпуса 2. Тор-
мозные пружины// кре-
пятся шпильками 12.
Регулировка пружин
индивидуальная. Коль-
цевой поршень 4 через
короткие пальцы 6 воз-
действует на ступицу 3
и производит расторма-
живание. Крепление
диафрагмы 13 обеспечи-
вается крышкой 5 через
специальную камеру с
отверстиями для обеспе-

 Рис. 16. Консольный тормоз Торнедайн фир- чения равномерного по-
мы Клиринг	ступления сжатого воз-

духа в цилиндр.

Для смены вставок 8 необходимо отвернуть болты крепления
нажимного диска 1 к шлицевой ступице 3. Диск 1 отодвигается
по ребрам ступицы 9 ведомого диска, после чего открывается доступ
ко вставкам. Регулировка силы затяжки пружин 11 при этом
не нарушается. Регулировка износа может проводиться с помощью
прокладок, устанавливаемых между диском / и шлицевой сту-
пицей 3.
На рис. 17 показан консольный тормоз фирмы Эрфурт (ГДР)
со встроенным вентилятором. Корпус 1 тормоза установлен в опоре
14. Опорный диск 2 крепится к корпусу 1 специальным кольцом.
Нажимной диск 4 соединен с кольцевым поршнем 11. Направление
движения поршня и диска осуществляется по пальцам 5. Тарель-
чатые тормозные пружины 10 имеют индивидуальную регулировку.
Ведомый диск 6 со вставками 3 крепится на валу 7. Регулировка
износа осуществляется специальными втулками /3, установлен-
ными между корпусом 1 и основанием 12 цилиндра. Воздух для
отключения тормоза подается через отверстие в основании 12.

Для охлаждения поверхностей трения используется вентиля-
тор 9, имеющий привод от электродвигателя 8. Для смены вставок
необходимо произвести разборку тормоза, т. е. снять почти все
детали за исключением корпуса /, диска 2 и диска 6, что является
большим недостатком рассматриваемого узла.

На рис. 18 показан малоинерционный тормоз, разработанный
СКВ-10. В этой конструкции для смены вставок предусмотрены
специальные шпильки 7, по которым может перемещаться силовая
часть тормоза 2, открывая доступ ко вставкам 3. В остальном
конструкция тормоза на рис. 18 аналогична конструкции тормоза
на рис. 10.

44 Анализ конструкций муфт и тормозов, установленных раздель-
но, показывает, что главными трудностями при конструировании
фрикционных узлов являются облегчение процесса замены фрик-
ционных элементов, обеспечение надежной циркуляции воздуха
для охлаждения ведущих дисков, снижение инерционности ведо-
мой части, технологичность конструкции и т. д.

В сблокированных узлах муфта—тормоз появляются дополни-
тельные трудности, связанные с рациональным размещением сило-
вого цилиндра без значительного увеличения инерционности ведо-
мой части привода, с регулировкой износа и т. п.

На рис. 19 показана конструкция сблокированного нормализо-
ванного узла фирмы Ортлинг—Хаус (ФРГ) для передачи крутя-
щего момента, равного 2300 кГ-м, и тормозного 1350 кГ-м при
давлении сжатого воздуха 4,5 кПсм*. По сравнению с известными
сблокированными узлами такого же типа (см. [491 и др.) здесь
значительно облегчена силовая часть муфты за счет более рацио-
нальной компоновки пневмоцилиндра.

На рис. 20 приведен сблокированный узел муфта—тормоз, раз-
работанный АСКБ для быстроходного листоштамповочного пресса
усилием 40 Т. Узел смонтирован консольно на валу 8. Вставки 2
тормоза установлены в диске 5, закрепленном на станине пресса;
вставки 6 муфты попарно смонтированы в ступице маховика 5.
Опорный диск 7 муфты закреплен на ступице 9. Нажимные диски
муфты 4 и тормоза 11 закреплены на поршне, который удержи-
вается от проворота пальцами 10. Включение муфты и отключение
тормоза обеспечивается подачей воздуха в силовой цилиндр,
28
выполненный в ступице 9; включение тормоза и отключение
муфты происходит под действием пружин 7.

Другие конструкции сблокированных узлов муфта—тормоз
рассмотрены в работах [49, 69] и др,

В настоящее время муфты жесткого включения при новом про-
ектировании не применяются, так как согласно требованиям по
технике безопасности иа все прессы усилием свыше 10 Т должны

Рис. 19. Нормализованная конструкция узла муфта — тормоз фирмы
Ортлинг - - Хаус:

I — муфта; II ~ тормоз
устанавливаться фрикционные муфты, подавляющее большинство
которых имеет пневмопривод. Это объясняется большими преиму-
ществами пневмопривода: быстрота срабатывания, возможность
обеспечения переменного хода, простота обслуживания, а также
повсеместное наличие сжатого воздуха в кузнечных и прессовых
цехах.	!

' Характерной чертой современного прессостроения является I
решительный переход к однодисковым конструкциям муфт и тор^ 1
мозов с плавающими вставками. Это значительно облегчает монтаж
н демонтаж наиболее быстроизнашиваемых деталей (вставок),
создает благоприятные условия для улучшения теплоотвода от
трущихся поверхностей и позволяет упростить сочленения между
отдельными деталями,
Для повышения надежности и долговечности фрикционных уз-
лов прессов осуществляются мероприятия по усовершенствованию
компоновки муфт н тормозов, изысканию более износостойких
фрикционных материалов, схем и конструкций уплотнений, улуч-
шению работы и быстродействия механизмов управления и т. п.

Рис. 20. Консольный узел муфта—тормоз

Из анализа типовых современных конструкций муфт и тормо-
зов следует, что принципиальной разницы в конструктивном
оформлении фрикционных узлов для различных типов кривошип-
ных кузнечно-прессовых машин нет, что большое разнообразие
конструкций является главным образом следствием тенденций,
существующих на каждом заводе-изготовителе. Сейчас все боль-
шее количество прессостроительных предприятий в Советском
Союзе и за рубежом применяют для совершенно различных машин
однотипные конструкции фрикционных узлов. При этом харак-
30
Терио, что все реже применяются механически сблокированный
муфты и тормоза, т. е. блокировка их работы обеспечивается не
через систему управления.

§ 4.	ЛЕНТОЧНЫЕ ТОРМОЗА

В современном прессостроении применяются преимущественно
простые ленточные тормоза. Конструкция ленточных тормозов
проще конструкции дисковых тормозов, кроме того, оии лучше

Рис. 21. Ленточный тормоз горячештамповочного пресса

обеспечивают теплоотвод и требуют для создания одинаковых
моментов в 8—9 раз меиьших усилий тормозных пружин. Не-
смотря на отмеченные преимущества простых ленточных тормозов,
в прессостроении последние 5—7 лет применяются в основном
дисковые тормоза, диски трения которых обычно унифицируются
с дисками муфт.
Большие тормозные моменты, передаваемые ленточными тор-
мозами прессов, вызывают необходимость увеличения толщины
несущей части ленты. Толщина ленты тормозов горячештамповоч-
ных прессов составляет 10—18 мм. При такой жесткой лейте кон-
такт фрикционной накладки с барабаном становится меньше рас-
четного угла охвата ленты. Это подтверждается тем, что макси-
мальный износ фрикционных накладок ленточного тормоза с жест-
кой лентой происходит не на набегающем конце, а в средней точке,
несмотря на то, что лента обычно вальцована по диаметру бара-

Рис. 22. Тормоз с шарнирно-коло-
дочной лентой горячештамповочного
пресса усилием 1500 Т

бана. Поэтому ленточные тормоза
прессов часто не передают расчет-
ных тормозных моментов, что при-
водит к необходимости увеличения
усилия затяжки тормозных пру-
жин, а последнее является причи-
ной частых обрывов лент. Этим
объясняется ограниченное приме-
нение ленточных тормозов в прес-
состроении.

На рис. 21 показана конструк-
ция простого ленточного тормоза
горячештамповочного пресса уси-
лием 4000 Т. Тормоз работает при
вращении шкива по часовой стрел-
ке. Набегающий конец ленты с
помощью специальной скобы за-
креплен в основании пневмо-
цилиндра; сбегающий конец ленты

крепится на рычаге, позволяющем
уменьшить размеры тормозной пружины. Этот тормоз обла-

дает всеми недостатками, присущими ленточным тормозам со
сплошной лентой.

Недостатки ленточных тормозов со сплошными металлическими
лентами можно устранить применением набора колодок (шарнир-
но-колодочных лент), связанных шарнирно между собой, вместо
сплошной ленты. Принцип действия тормоза с шарнирно-коло-
дочной лентой аналогичен принципу действия обычного ленточ-
ного тормоза.

На рис. 22 показан тормоз с шарнирно-колодочной лентой,
установленный на АЗЛК при модернизации горячештамповоч-
ного пресса усилием 1500 Т завода им. Шмераля (ЧССР). Коло-
дочная лента выполнена симметричной относительно своей сере-
дины, что позволяет переворачивать ее после нескольких месяцев
эксплуатации. Этим достигается более равномерный износ фрик-
ционных накладок и повышается срок их службы. Эксплуатация
указанного тормоза на АЗЛК в течение почти 4 лет показала, что
четкость останавливания ползуна в исходной точке значительно
увеличилась, разрывов лент не наблюдалось, срок службы фрик-
ционных накладок без перемены местами точек закрепления
ленты повысился в 1,8—2 раза, а при своевременной перемене —
почти в 3 раза.

Шариирно-колодочные ленты находят все большее применение
в горячештамповочных прессах фирмы Эджекс, а также в листо-
штамповочных прессах усилием до 100 Т на ВЗКПО им. Кали-
нина [461. На АЗЛК все ленточные тормоза горячештамповоч-
ных прессов переведены на работу с шарннрно-колодочными
лентами.

На рис. 23 показан тормоз с шарнирно-колодочной лентой,
обеспечивающей большой тормозной момент при весьма малых
усилиях торможения г. Лента тормоза состоит из трех колодок
1 с фрикционными накладками 2, работающими по наружной по-
верхности тормозного шкива (барабана) 3. Центры пальцев серег 4,
соединяющих колодки между собой, расположены ближе к оси
барабана, так что наружный радиус барабана больше радиуса ок-
ружности центров пальцев серег 4, Это приводит к тому, что не-
большая тормозная сила от пружины 5 создает тормозной момент,
значительно превышающий момент трения ленточного тормоза
обычного исполнения (подробнее см. гл. II).

Тормоз, показанный на рис, 23, является простым ленточным
тормозом, т. е. он может применяться только при одностороннем
направлении вращения вала. На кузнечно-прессовые машины и
другие механизмы, работающие в одном направлении, это отрица-
тельное свойство ленточных тормозов влияния не оказывает.

Новые конструкции ленточных тормозов облегчают решение
одной из проблем прессостроения — проблему повышения быстро-
действия тормозов, так как уменьшение рабочего объема пневмо-
цилиидра тормоза (из-за значительного снижения потребного уси-
лия тормозной пружины) и увеличение тормозного момента (за
счет повышения эффекта самозатягивания и действительного узла
охвата лентой шкива) позволяют, с одной стороны, сократить
время выпуска воздуха из цилиндра без увеличения сечения тру-
бопроводов, а с другой — повысить эффективность тормозных
устройств.

§ 5.	МЕХАНИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ

В современных кривошипных кузнечно-прессовых машинах
в основном применяются электропневматический или пневматиче-
ский способы управления, механизмы управления которых в об-
щем случае объединяются в системы электро- и пневмоуправления.

1	Вл асов В. И., Свистунов В. Е. и др. Авторское свидетельство
№ 201849 (см. «Бюллетень изобретений» № 18, 1967).

3 В, И. Власов	33
Рис. 23. Ленточный тормоз с шарнирно*колодочной лентой новой конструкции горячештамповочного пресса усилием

1500 Т


Другие способы управления кривошипными прессами и методы
их расчета подробно рассмотрены в работе [49].

Система электро управления обеспечивает подачу команд на
включение и отключение электродвигателей, электромагнитов
воздухораспределительных клапанов пневмоуправления и других
механизмов при соблюдении необходимых блокировок, преду-
смотренных техникой безопасности; выполняет функции тепловой
и электрической защиты электродвигателей и других электриче-
ских устройств пресса и т. п. Расчет и проектирование механизмов
электроуправлеиия рассматриваются в специальной литературе
[27, 49, 95, 96 ], а новые достижения в этой области освещены в ра-
ботах [4, 102, 111 и др.].

Система пневмоуправления должна обеспечивать нормальную
работу силовых пневмоцилиндров муфты н тормоза, т. е. обеспе-
чивать предварение отключения тормоза перед включением муфты
и предварение отключения муфты перед включением тормоза, а
также полное заполнение цилиндра муфты (до рабочего давления)
до начала совершения технологической операции и т. п.

В систему пневмоуправления входят управляемые воздухо-
распределительные устройства; ресивер (резервуар), в котором
накапливается необходимое количество сжатого воздуха; трубо-
проводы цепей наполнения и опоражнивания, обеспечивающие
подвод (и отвод) сжатого воздуха к силовым цилиндрам и ресиверу;
регулирующая и очистная арматура (создание необходимого ра-
бочего давления, очистка воздуха от загрязнений и конденсата
и т. д.).

Различают одно- и двухклапаиные системы пневмоуправления.
В первых для включения муфты и тормоза используется один
управляемый воздухораспределительный клапан; во вторых муфта
и тормоз включаются от собственных воздухораспределителей.
К одноклапанным системам относятся также системы пиевмоуправ-
ления с двумя воздухораспределительными клапанами, одновре-
менно срабатывающими при включении н отключении. Этн си-
стемы широко применяются в прессах фирмы Эрфурт (ГДР) и др.

К основным элементам, определяющим работоспособность
систем пневмоуправления, относятся воздухораспределительные
устройства, подразделяющиеся на воздухораспределительные кла-
паны, воздухоподводящие головки (неуправляемые, самоуправляе-
мые и управляемые) и клапаны специального назначения (обрат-
ные дроссельные, аварийного отключения, для безударного вклю-
чения и т. д.).

Воздухораспределительные устройства бывают с механиче-
ским (с ручным воздействием), пневматическим (с управляемым
пневмоцилиндром), электрическим (с включением от электрома-
гнита) приводами и с приводом от сервоклапана (от специального
дополнительного клапана, питающегося непосредственно от возду-
хораспределительного устройства),

3*	35
Применение сервоклапанов вместо клапанов, питающихся
непосредственно от ресивера, т. е. переход от устройств с пневмо-
приводом к приводу от сервоклапана, позволяет ускорить про-
цесс срабатывания системы пневмоуправления за счет уменьше-
ния длины трубопроводов цепей управления.

Воздухораспределительные устройства, применяемые в прессо-
строении, бывают с перепуском воздуха в атмосферу при срабаты-
вании и без перепуска. Отличительная особенность устройств
с перепуском состоит в том, что у них в процессе включения и
отключения имеются периоды, когда сжатый воздух из сети (ре-
сивера) не только поступает в силовые цилиндры муфты или тор-
моза, но и выходит в атмосферу. Чем медленнее срабатывает кла-
пан и чем больше его проходное сечение, тем больше сжатого воз-
духа бесполезно выпускается в атмосферу. Например, воздухо-
распределительный клапан с проходным диаметром 60 мм (21/о")
с перепуском за один цикл (включение и выключение) бесполезно
выпускает в атмосферу до 500 л воздуха, а клапан диаметром
25 мм выпускает 60 л (здесь объем воздуха приведен к нормаль-
ным условиям).

Технико-экономический расчет показывает, что стоимость
сжатого воздуха, выпускаемого бесполезно в атмосферу за год
одним клапаном диаметром 60 мм при 20 включениях в минуту,
составляет около 3000 руб., а одним клапаном диаметром 25 мм —
270 руб.

В распределительных устройствах без перепуска нет беспо-
лезного расхода воздуха при срабатывании клапана, и воздух из
ресивера расходуется только на заполнение силовых пневмо-
цилиидров муфты и тормоза.

Воздухораспределительные клапаны и возд ухо подводящие го-
ловки подробно описаны в работе [49], поэтому здесь будут опи-
саны некоторые современные конструкции, получившие примене-
ние в прессостроении в последнее время.

На рис. 24 показан воздухораспределительный клапаи сече-
нием 3/4" с перепуском воздуха конструкции ВЗКПО им. Кали-
нина. Воздухораспределитель срабатывает от сервоклапана 5
типа ВВ-32Ш. При включении шток 1 со смонтированными на нем
клапанами 6 и 7 опускается вниз. При этом вначале произойдет
раскрытие нижиего стыка (клапан 7), т. е. полость, соединенная
с ресивером (стрелка Р), откроется для поступления воздуха в си-
ловой цилиндр муфты (стрелки С) и на выхлоп (стрелка В), а за-
тем закроется верхний стык (клапан 6} и прекратится выход
воздуха в атмосферу. Аналогично происходит перепуск воз-
духа в атмосферу и при отключении воздухораспредели-
теля.

Особенностью воздухораспределителя на рис. 24 является
применение фильтра 4, очищающего воздух, который поступает
в сервоклапан, а также установка седел 2 клапанов в корпусе 3
36
воздухораспределителя без дополнительного крепления (запрессов-
кой).

На рис. 25 показан сдвоенный воздухораспределительный
клапан без перепуска воздуха сечением 1", изготовленный АЗЛК.

^125

130

Рис. 24. Воздухораспределительный клапан ВЗКПО
им. Калинина

Конструкция его представляет собой улучшенную схему клапана
ЦБКМ (см. работу [49]). Для включения воздухораспределителя
37
Рис. 25. Воздухораспределительный клапан АЗЛК
Используются Два золотниковых Клапана 13 с приводом от элек-
тромагнитов 12. В результате включения клапана 13 воздух из
ресивера (стрелка Р) поступает по сверлениям в корпусе 1 и
крышке 14 в управляющую полость; при этом поршень 3, уплот-
няемый манжетами 2, перемещается вниз. Вначале происходит
закрытие выхлопной полости за счет посадки резинового кольца-
клапана 5 на седло втулки 6, а затем начинает опускаться втулка 6
со смонтированными на ней клапаном 8 и опорой 9. Движение
клапана 8 происходит до тех пор, пока клапан 5 не достигнет
седла корпуса 7, закрепленного втулкой 4. Воздух из ресивера
(стрелка Р) поступает в силовой цилиндр муфты (стрелка С).

При отключении клапана 13 воздух из управляющей полости
выпускается в атмосферу. Под действием пружины 10, упираю-
щейся в основание И, и давления на опору 9 начинает подниматься
поршень 3 с втулкой 6 и смонтированными на них деталями.

Вначале клапан 8 садится на седло корпуса 7, затем происхо-
дит подъем поршня 3 с клапаном 5, и воздух из силового цилиндра
муфты выпускается в атмосферу (стрелка В).

Одной из особенностей воздухораспределителя на рис. 25
является соединение полостей управления в корпусе 1 сверле-
нием. Этим достигается одновременность срабатывания поршней 3
даже при разном времени включения клапанов 13.

На рис. 26 показана сдвоенная быстродействующая воздухо-
подводящая головка сечением 3" без перепуска, разработанная
МАМИ х. Эта головка срабатывает при включении и отключении
за 0,08—0,09 сек (подробнее см. гл. IV).

Включение воздухо подводя щей головки происходит от серво-
клапана, смонтированного на корпусе головки. Сжатый воздух
попадает в соединенные между собой полости управления У верх-
них клапанов 1. После закрытия выхлопного отверстия (полость В
в клапане 2) начинает движение вниз клапан 2, открывая доступ
воздуха из полости Р, подключенной к ресиверу, в полость С,
соединенную с силовым цилиндром муфты.

При отключении головки воздух из полостей У выходит через
сервоклапан. Вначале под действием пружин происходит совме-
стное движение клапанов 1 и 2 до тех пор, пока клапан 2 не кос-
нется седла (закрывается доступ воздуха из полости Р в полость С).
Затем при дальнейшем движении клапана 1 полость С сообщается
с атмосферой, при этом воздух из муфты через полость В выходит
на выхлоп.

Принципиальной особенностью рассмотренной конструкции
головки является возможность создания минимального усилия
подпора, что обусловливает очень высокие скорости срабатыва-
ния. Другие конструкции клапанов не обеспечивают подобного

1 Власов В. И., Пл югачев В. Г. и др. Авторское свидетельство
№ 209163 (см. «Бюллетень» № 4, 1968),

эффекта (см. гл. IV). Одиако для нормальной и устойчивой ра-
боты воздухораспределителя конструкции МАМИ должен быть
произведен соответствующий расчет (см. гл. IV).

На рис. 27 показана самоуправляемая воздухоподводящая
головка с глушителем сечением 3/4" конструкции ВЗКПО им. Ка-
линина.

Подача воздуха в муфту осуществляется через неподвижную
трубу 5, далее через отверстия в шайбе 3, смонтированной в кор-

пусе 4, и резиновую диафрагму 2, отжатую к корпусу 1. Одно-
временно с этим происходит закрытие выхлопных отверстий в кор-
пусе /. При выключении воздухораспределителя снимается подпор
на диафрагму 2 и она занимает исходное положение, т. е. открывает
выхлопные отверстия в корпусе 1 (показано иа рис. 27).

Из изложенного выше следует (см. также работу 149]), что
изменение конструкций воздухораспределительных устройств,
применяемых в прессостроении, идет в направлении изыскания
таких конструктивных схем, которые бы обеспечивали быстродей-
ствие при срабатывании без перепуска воздуха в атмосферу прн
переключениях, повышение надежности конструкции н снижение
шума.
Глава //

НЕКОТОРЫЕ ВОПРОСЫ СИЛОВОГО РАСЧЕТА МУФТ

И ТОРМОЗОВ ПРЕССОВ

§ 6.	ТИПОВЫЕ ПРИМЕРЫ НЕУДОВЛЕТВОРИТЕЛЬНОЙ РАБОТЫ
МУФТ И ТОРМОЗОВ

Повышение надежности муфт и тормозов кривошипных прес-
сов — одна из актуальных задач современного прессостроении,
так как наибольшее количество простоев прессов происходит за
счет выхода из строя фрикционных узлов. На это не раз указы-
вали ЭНИКМАШ, ЦБКМ, ВЗТМП, АСКБ и другие организации,
занимавшиеся в 1964—1966 гг. изучением причин неудовлетвори-
тельной работы кузнечно-прессовых машин. К такому же выводу
еще в 1962 г. пришли и авторы работы [49], которые считали, что
фрикционные узлы (вместе с механизмами управления),-являясь
как бы «сердцем» прессов, обеспечивают их высокую производи-
тельность и работу без ремонтов и аварий.

При оценке надежности муфт и тормозов очень важно устано-
вить, в результате чего появился отказ в работе: из-за поломки
пружины, износа вставок, замена которых не затруднительна,
или из-за поломки ведомого диска, болтов крепления крышек
подшипников, замена которых требует почти полной разборки
узла. Так как небольшие неисправности могут быть устранены
в процессе обслуживания машины, то под временем безотказной
работы кузнечно-прессовых машин понимается время, в течение
которого производится лишь несложный ремонт [85].

В типовых современных конструкциях муфт и тормозов прес-
сов (см. гл. I) такие быстроизнашиваемые детали, как фрикцион-
ные вставки, манжеты, пружины и другие, являются в одних узлах
действительно быстросменными (см. рис. 11, 12, 13, 16 и др.);
в других для их замены требуется демонтаж практически всех
крупногабаритных деталей узла (см. рис. 6, 7, 10 и др.). В послед-
нем случае каждая остановка пресса, связанная с заменой вставок
(а такая остановка в тяжелонагруженныхтфрикционных узлах
крупных листоштамповочных прессов происходит иногда через
2—3 месяца работы), является уже отказом, так как процесс замены
фрикционных элементов длится иногда 1—2 смены.

В работах [11, 18, 21, 23, 49 и др.] прйведены многочисленные
примеры неудовлетворительной работы фрикционных узлов. Изу-
чение отказов в работе муфт и тормозов позволяет сделать вывод
42
О характерных причинах простоев прессов: поломка пружин
муфты и тормоза; выкрашивание и скол фрикционных вставок
по боковой поверхности; срыв фрикционных накладок; смятие
и заедание в шлицевых соединениях ведомых и ведущих дисков
муфты; разрыв ведомых дисков в местах, ослабленных окнами под

вставки; разрыв болтов кре-
пления крышек подшипников
и лент тормозов и т. п.

На рис. 28 показан харак-
тер износа шлицевого соеди-
нения ступицы ведомых и
ведущих дисков горячештам-
повочного пресса после 3—5
месяцев эксплуатации. На
ступице видны характерные
следы смятия шлицев (стрел-
ка Л). У ведущих дисков про-
изошел обрыв зубьев (стрел-
ка С). На рис. 29 стрелкой Л
указано место разрушения
ведомого диска муфты в мес-

Рис. 28. Характер износа шлицевого сое.
динения ведущих (а) и ступицы ведомых
(6) дисков горячештамповочного пресса

те, ослабленном под вставкой.

Характер износа боковой
поверхности фрикционных
вставок показан на рис. 30,а,
а скол вставки — на рис. 30,6.

Описываемые примеры (см. рис. 28—30), а также случаи

поломок пружин и болтов, срыва фрикционных накладок и т. п.
являются причиной плохо проведенного силового расчета муфт

и тормозов прессов.

Под силовым расчетом фрикционных узлов понимается такой
расчет, который связан с определением геометрических размеров
деталей и сопряжений: габаритных размеров поверхностей трення
и силовых пневмоцнлиндров, размеров н параметров пружин,
болтов, вставок, толщины дисков, шлицевых соединений н т. п.
Такой расчет должен обусловливать выполнение фрикционным
узлом его основных служебных функций, т. е. передачу крутящего
момента, необходимого для совершения технологической операции

Рис. 29. Разрыв перемычек ведомого диска

(для муфты), и обеспечивать заданный угол торможения (для тор-
моза). Следовательно, при силовом расчете определяются и рас-
четные моменты.

Проведенные расчеты показали, что для устранения причин
; возникновения отказов достаточно в большинстве случаев пра-
внльно определить соответствующие параметры. Отсутствие мето-
- дов расчета вставок на смятие по боковым поверхностям, методов
: определения действительных расчетных моментов с учетом осо-
/ бенностей работы фрикционных узлов -прессов, рекомендаций
1 по выбору параметров пружин, завнснмостей для определения
I внешних нагрузок болтов крепления крышек подшипников муфт
44
и т. д. не позволяет при проектировании предусматривать необхо-
димую надежность работы муфты и тормоза в конкретных эксплуа-
тационных условиях.

Рис, 30. Характер износа боковой поверхности вставок (а) и характер скола вста-
вок (б)

§ 7.	РАСЧЕТНЫЙ МОМЕНТ МУФТЫ

Одним из основных требований, предъявляемых к муфтам,
является передача имн крутящего момента, необходимого для
совершения технологических операций.

Расчетный крутящий момент на главном валу кривошипных
машин Мтех определяется как произведение номинального уси-
лия машины Рн на приведенную длину плеча номинального уси-
лия ткр [97]:

^тех = Рн^кр‘	( ] )

Приведенная длина ткр на угле поворота кривошипа главного
вала, соответствующем номинальному усилию, равна

мКр = т*р + т*р,

где Шкр — приведенная длина сил для идеального механизма (без
учета сил трения);

ткР = Я (з1п ан + ат ;
— приведенная длина плеча сил трения;

(^пр [(1 “Н Га “Г в -р Го] 1

$ — радиус эксцентрицитета кривошипа глав-
ного вала;

ан — номинальный угол поворота, т. е. угол
поворота главного вала при номинальном
усилии на ползуне;

Нлр = 0,03-е 0,06 — приведенный коэффициент трения в шар-
нирах кривошипно-шатунного механизма;

Л = 7?/А — коэффициент шатуна, равный отношению
радиуса эксцентрицитета 7? к минималь-
ной длине шатуна Ц

га, го — радиус главного вала по шейке криво-
шипа н в опорах;

гв — радиус пальца шатуна или шаровой
опоры.

Выбор величины номинального угла а„ поворота кривошипа
главного вала зависит от типа кривошипной машины. В работе [691
рекомендуют следующие значения углов а„ (табл. 2).

Для некоторых типов машин угол а„ определяется по заданной
величине недохода ползуна до крайней ннжней -(передней)
точки:

2(1-С)Л+_1Л+с2
созая =-----7—-------7 — ,

где с = 5К/Я — относительная величина недохода ползуна.

Значения недохода задаются ГОСТом или техническим зада-
нием.

Приведенный коэффициент трения	кривошип но-шатун ио го

механизма следует выбирать с учетом последних теоретических
и экспериментальных исследований, приведенных в работах [38/
69, 82]. Рекомендуется определять по табл. 3.

Максимальный крутящий момент Л1к/9, передаваемый муфтой,
определяется местом установки ее в приводе машины:

м = Мты	ф

КР	' 7

где С г) — соответственно общее передаточное отношение и к. п. д.
зубчатых передач от вала муфты к главному валу.

Прн определении расчетного момента муфты Мрас.м необхо-
димо учитывать скорость приложения усилия штамповки (т. е.
скорость нарастания крутящего момента), характер распределения
масс в приводе машины, особенности пневмоуправлення, а также
погрешности, связанные с определением коэффициента трення.
46
Рекомендуемые номинальные углы в град

Тип кривошипной машины	Ход			
	нормальный		увеличенный	
	Тип привода			
	односто- ронний	двусто- ронний	односто- ронний	двусто- ронний
Прессы простого действия: кривошипные одностоечные без зубчатого привода . . с зубчатым приводом . . . одно кривошипные1 . . . . двух криво ши иные	....  четырех кривошипные . . . обрезные		30  45  20  20.  25	30  30  20	10  10	20  20  15
Прессы двойного действия: однокривошипные	  двухкривошипные .... однокривошипные с кулачко- вым приводом наружного ползуна 		10	20  20	10	—
. Прессы простого действия с те- стер не-экс центр иконы м приводом уси- лием в Т:  до 630 	  свыше 630 		15	30  25	—	20  15
Горячештамповочные прессы уси- лием в Т:  до 4000 	  свыше 4000			СП оз	।	—	-	—-
Горизонтально-ковочные машины Чеканочные (кривошипно-колен- ные) прессы 	  * Для этих прессов в ГОСТе 1002( ползуна.	ст ст ст 1 » 1	“  04 	 1	60  яы точные	ф  X №  1	II	50 едохода
Приведенный коэффициент трения

Тип кривошипной машины	»пр '
Однокривошипные прессы простого действия: одностоечные	  открытые 	  закрытые 	  Одно кривошипные прессы закрытые двойного действия 	  Чеканочные прессы	  Горячештамповочные прессы, горизонтально- ковочные машины 	  Автоматы с числом ходов ползуна в минуту: менее 80 	  более 100		  * Большие значения цпр следует принимать дл! шие — для более быстроходных.	0,035—0,045 0,04—0 05  0,045—0,055  0,055—0,065 0,04—0,05  0,035—0,045  0,04—0,05  0,03—0,04  тихоходных машин, мень-

Эти параметры следует учитывать с помощью коэффициента
называемого приведенным показателем момента муфты:

= $м&тех&/К'П.	(3)

В формулу (3) входят следующие составляющие: коэффициент
запаса сцепления муфты |3.и (обычно >> 1); коэффициент ктм,
учитывающий характер нарастания крутящего момента в зависи-
мости от типа технологической операции (к^ < 1); коэффициент
распределения масс ку между ведущей и ведомой частями при-
вода («у < 1); коэффициент кп, учитывающий влияние падения
давления в системе пневмоуправлення цри включении пресса
(кл > 1). В общем случае показатель км может быть больше и
меньше единицы.

Расчетный момент муфты можно определить по формуле

Л^рас. м — КмМкр-	(4)

В настоящее время расчетный момент муфты определяется
по формуле	\

Мрас. м ~	(5)

Определение расчетного момента по формуле (5) вместо опре-
деления по формуле (4) приводит к пренебрежению влиянием
специфики характера нагружения пресса, его технологическими
особенностями и особенностями привода и системы управления.
48
Прн этом габаритные размеры муфты получаются завышенными,
так как коэффициент запаса сцепления всегда больше единицы
(обычно = 1,1-ь1,3). В результате фрикционная муфта вклю-
чения может потерять одно из важных преимуществ по сравнению
с муфтами жесткого включения — быть дополнительным предо-
хранителем привода пресса по крутящему моменту.

Способ определения коэффициента кп зависит от особенностей
системы пневмо управления (см. гл. IV).

Коэффициент может быть определен из уравнения движения
ведомой и ведущей частей привода в период совершения техноло-
гической операции [16]:

/• ** 1 *

/ = ’Л + Л’ = ТТТ’

(6)

где	2 — приведенные моменты инерцнн ведущей н ведомой

частей привода;

. / =	— относительный момент инерции ведомой части при-

вода.

Для определения коэффициента к^х необходимо решать диф-
ференциальные уравнения движения с учетом влияния крутиль-
ной жесткости валов привода. Решение такой системы уравнений
прн различных законах нарастания рабочей нагрузки приводится
в работах [54, 82 и др.]. В работе [16] для определения коэффи-
циента ктех используется зависимость

^тех

Мкр. I + Муп <?пр &

(7)

где Мкр, I — приведенный к валу муфты текущий крутящий мо-
мент Мтех.ь развиваемый в процессе совершения
технологической операции, который согласно зави-
симости (2) для схемы иа рис. 31, а равен

Ч'и'шЧлч

МуП — момент, развиваемый в упругой связи с крутильной
жесткостью с (рис. 31,

—	текущее значение угловой скорости ведомой части при-
вода;

—	приведенный к валу муфты момент инерцнн ведомой
части привода, вызывающей крутильные колебания;

7* — т • 7 ) Л	Лг , Ли .

•Гпр — <!т “Г 2 2 .2 "Г ^2"-2 ’ Л" >

тп’ш 41 III ЧП

4 В. И- Власов

49
(п>	— передаточные отношения ступеней привода

(см. рис. 31, а);

Л» Ль Ли — моменты инерции главного I и промежуточ-
ных II—IV валов привода;

— момент инерции вала муфты без деталей
муфты и тормоза.

схемы листоштамповочного

пресса с трехступенчатым
зубчатым приводом:

1 — муфта; 2 — тормоз

*)

Для практических расчетов (см. гл. V) на основании зависимо-
стей, предложенных в работах [54, 82 и др.], и с учетом экспери-
ментальных данных разработаны рекомендации для ориентиро-
вочного определения коэффициента к,тех в зависимости от типа
технологической операции и назначения пресса.

§ 8. РАСЧЕТНЫЙ МОМЕНТ ТОРМОЗА

При торможении приходится гаснть кинетическую энергию
вращающихся н поступательно движущихся масс привода (валы,
шестерни, ползун и т. д.). Так как процесс торможения и процесс
включения тормоза (т. е. нарастание момента трения) в рассма-
триваемом случае соизмеримы, то при определении расчетного
тормозного момента необходимо учитывать характер их взаимного
влияния.
Тормоза кривошипных к уз нечн о-прессовых машин должны
обеспечивать надежную остановку ползуна пресса за время пово-
рота главного вала (угол торможения <(уг), гарантирующее нор-
мальную и безопасную работу пресса. Нормами техники безопас-
ности предусмотрено [461, что угол поворота главного вала за
период торможения должен быть равен 15°. Это обеспечи-
вает нормальные условия торможения для прессов с >
> 25 ход!мин. Однако для тормозов тихоходных прессов расчет-
ный угол торможения = 15° приводит к значительному уве-
личению времени торможения.

Для определения времени относительного проскальзывания
дисков тормоза (муфты) в период останавливання (разгона) ведо-
мой части привода рассмотрим процесс торможения (разгона)
привода пресса, приняв, что текущий момент трения фрикцион-
ного узла изменяется по закону степенной функции вида (под-
робнее см, гл. Ш)

М< = В/2,	(8)

где В = -------постоянный коэффициент;

М{с — момент трения, развиваемый в конце процесса
торможения (разгона);

I — текущее значение времени торможения (разгона);

1С — время выравнивания относительных скоростей
ведомой н ведущей частей привода, т. е. время
относительного проскальзывания;

г — показатель степенной функции изменения мо-
мента трення в процессе торможения (разгона).

Уравнения движения привода при торможении (разгоне) имеют
ВИД



(9)

г ^(^2/

--	“ Мс2,

— момент, создаваемый двигателем;

и — моменты холостого хода ведущей и ведомой
частей привода, считаемые постоянными.

Знак «4-» в уравнениях (9) берется прн анализе процессов
разгона, «--» -- прн анализе процессов торможения.

Кривошнпиые прессы имеют маховичный привод. Связь дви-
гателя с маховиком осуществляется ременной передачей, работаю-
щей в период разгона с некоторым проскальзыванием. Это при-
водит к тому, что нарастание момента двигателя Мдв происходит
с отставанием по времени от нарастания момента трения. Послед-
нее подтверждено экспериментами и освещено в работе В. Я- Оснн-

4*	51
ных [821. Учитывая небольшую длительность процессов разгона,
а также н то обстоятельство, что до включения муфты двигатель
работал, преодолевая сопротивление вращению ведущей части
привода МсЪ можно принять Мдв Л4С1. Тогда, переходя к без-
размерным параметрам, исходные уравнения движения (9) можно
записать в виде

Ао,/ __	• В1г

(И	^2 ’

^2( _ . В1г М/с
аг ~ ±

(Ю)

А
где	—относительный момент инерции ведущей части

привода;

ф = -гг-5--относительный момент холостого хода ведомой

'И (с

части привода.

Рассмотрим процесс разгона. Движение ведомой части привода
прн разгоне начинается после того, как момент трення достигает
значения Л4с2, т. е. в момент времени / = Из выражения (8)
получаем, что время = ф1/г4, тогда после интегрирования урав-
нений (10) и нахождения постоянных интегрирования получаем
следующие выражения для текущих значений угловых скоростей
ведущей и ведомой со2/ частей:

}Ш2а1

(11)

А

В12+1	, М/с 1С г	фЛЫ

А(* + 1) Л ’ г + 1 ’Р Л

где сйж — скорость вращения ведущей части привода (маховика)
до включения муфты или ведомой части до включения
тормоза.

В момент времени I = 1С угловые скорости ведомой и ведущей
частей привода выравниваются, т. е. <йп = сй2(. Тогда, приняв
I = 4, из выражений (11) и (12) получаем следующую формулу
для определения времени проскальзывания: 13

.	7 2® и

с ” ОМ/с

(13)
Величина момента М{с определяется в зависимости от соот-
ношения времени включения фрикционного узла, т. е. времени
нарастания давления на фрикционном контакте, н времени отно-
сительного проскальзывания 4 (см. гл. III).

Коэффициент В определяется по формуле

2+1

и = 1+/ —Ф (* + 1)+ ?Ф г
г + 1

Для муфт г = 0,44-0,8 н ф = 0,01 4-0,06. Поэтому с достаточ-
2+1

ной степенью точности членом гф 2 можно пренебречь. Тогда
коэффициент В можно определять по формуле

В

I + /

1 +г

-ф.

Максимальная ошибка прн определении коэффициента В по
приближенной формуле не превышает 1 % при любых возможных
значениях коэффициентов г н ф.

На основании аналогичного вывода для процесса торможения
с учетом того, что процесс замедления ведомой части начинается
в момент I = 0, т. е. в момент начала включения тормоза, полу-
чаем

= (О,

= 0;

А + О

(14)

фМ^ .

В момент времени I = со2/ = 0. Преобразовав уравнения (14),
получаем формулу, аналогичную выражению (13), где

° = 7ТТ+Ч’’

Угол поворота ведомой части ф^ в рад. за период разгона на-
ходим из выражения

($21 (И =

>

“2

2
ттт



г+1

ф 2 —

После интегрирования этого выражения и соответствующих
преобразований, пренебрегая членами второго порядка, получаем

фр (дм/с

1 -фг (0,5г + 1)

(г+2)[1 +/-ф (г + 1)] *

(15)
Угол поворота ведомой части за период торможения ср'т в рад
определяется из выражения

' — С _ С Г в/211

Фях - ] «2/ а/ - ]	+1)- Л --] а/.

I	О

После интегрирования н преобразований этого выражения по-
лучаем

' __/ (г + 1) И + Ч (0.5г + 1)]

ф/71	(г+2)[1+Ч(г + 1)] *

Если выразить в формуле (16) через пм и пренебречь чле-
нами более низкого порядка, получим зависимость для определения
угла торможения ф.,г в градусах для тихоходных прессов:

С 2 + 1
фт 6/1й 1С 2 _|_ 2 '

Принимая 4 = 0,2ч-0,3 сек и г = 0,2 н0,3, приходим к сле-
дующей зависимости для выбора угла ф„( для прессов с <
<*25 ход1ми,нл

Ф™ 0,7п,

(17)

где пн — номинальное число ходов ползуна пресса в минуту.

При проектировании тормоза расчетный момент определяется
из условия обеспечения заданного'угла торможения фт. Подстав-
ляя в выражение (16) значение 1е из выражения (13) и проведя
преобразования, получаем следующую зависимость для опреде-
ления расчетного момента Мрас,,п тормоза:

Г 2

Мрас,т = кт-^.	(18)

Коэффициент кт является приведенным показателем момента
тормоза, который учитывает влияние характера изменения мо-
мента трения н давления на трущихся поверхностях:

. т? {г + I)2 [2 + ф (г + 2)]

Кт ~ (г + 2)[1 +ф(* + 1)12 ’	1 '

где тв —	— относительное время включения;

х — показатель степенной функции изменения давле-
ния на фрикционном контакте в процессе включе-
ния (см. гл. III н IV).

В случае, если 4^=^» множитель т^ =? 1.

Характер изменения приведенного показателя момента тор-
моза показан на рис. 32.

54
Рис. 32. Зависимость приведенного показателя момента тор-
моза от параметров тв, х

Рис. 33. Характер изменения расчетного момента тор-
моза при различных значениях относительного времени
включения и постоянном угле торможения
Физический смысл показателя можно пояснить графиками
на рнс. 33.

Так как для одного н того же пресса величины ф^ и Акиц =
^2°!	*

= —$— постоянны, то по мере убыстрения процесса включения
тормоза (угол <р^ <; <р^2 <%3), характеризуемого углом пово-
рота главного вала ф', равенство площадей, отсекаемых при тв1
тв2, твз> будет лишь в том случае, если в конце процесса включе-
ния тормоза Мрас. 1 < Мрас.ъ < Мрас.з> Равенство кт = 1 суще-
ствует лишь в случае мгновенного включения тормоза ф' = О
н при Мс = 0, чего не наблюдается в реальных конструкциях тор-
мозов кузнечно-прессовых машин.

Момент инерции ведомой части привода /2 в общем случае
(см. схему на рнс. 31, а) равен

Л = 1Д/Л + Л. + 4. + -^Дг- +-^- + ^-У (2°)

\	Г1?1П ‘ш /

где 1,1 —коэффициент запаса, учитывающий неточности анали-
тического метода определения моментов инерции.

Для практических расчетов расчетный момент тормоза удобнее
определять по приведенной ниже формуле (21), в которой в отли-
чие от формулы (18) угловая скорость выражена через число
оборотов вала тормоза до останавливания пм и номинальное число
ходов пресса пн, а угол торможения ф,.г выражен в град поворота
главного вала:,

31,4/с*^пипи

М„ас т =-----**-**-.	(21)

рас. т	\ /

Прн расчете по формуле (21) Следует учитывать размерность
подставляемых величин (см. условные обозначения).

§ 9. ЗАВИСИМОСТЬ КОЭФФИЦИЕНТА ТРЕНИЯ ОТ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ
ПАРАМЕТРОВ МУФТ И ТОРМОЗОВ

Расчеты муфты и тормоза сводятся к обеспечению равенства
расчетного момента Мрас моменту трения Мтр, создаваемому
на фрикционном контакте, т. е. к выполнению условия

рас ^тР‘

Величина момента трения, передаваемого фрикционными муф-
тами и тормозами, зависит от действительного значения коэффи-
циента трения и влияния на него свойств материалов трущнхся
пар. В большинстве современных муфт и тормозов прессов при-
ходится иметь дело с сухим трением, при котором механическое
разрушение материала в зоне контакта сочетается с взаимодей-
ствием молекулярных полей. На основании теории о молекуляр-
К
йо-механнческой природе трения удалось обосновать зависимости
коэффициентов трення [г от давления, шероховатости трущихся
поверхностей, температуры н других факторов и сформулировать
биноминальный обобщенный закон трения [33, 601:

(, = У|-$Т + В'	<22>

где А и В — постоянные параметры, зависящие от механических
А и молекулярных В свойств поверхностей трения;

Рф — фактическая (действительная) площадь контакта
пары трения;

Оя — нормальная нагрузка, действующая в плоскости,
перпендикулярной к площади касания пары трения.
Для качественного анализа выражения (22) фактическую пло-
щадь контакта и нормальную нагрузку выразим следующим об-
разом:

рф = вуфп + рф н =

где РфЛ — фактическая площадь, находящаяся под упругим
и пластическим контактированием;

0$, Одг* — нормальная нагрузка, приходящаяся на площадку
контакта, находящуюся соответственно под упру-
гим и пластическим контактированием.

Тогда, введя относительную площадь трения ср

с
г гр

н учитывая зависимости для Рф и фл;, выражение (22) можно пред-
ставить в виде

(1 Аг СР) А . о

р =

(23)*

где дпф*

()пл

—д--фактическое давление на пластическом контакте;

дуп

---фактическое давление на упругом контакте.

Влияние большого числа факторов практически исключает



возможность точного аналитического определения коэффициента
трения для реальных условий нагружения. Качественный характер
изменения коэффициента трення от нагрузки в соответствии с обоб-
щенным законом трения, выраженным зависимостью (23), пока-
зан на рис. 34.

В зоне I имеет место упругое дискретное контактирование,
т. е. контакт происходит не по всей площади трення (Рпф = 0
й Ср — 0). Как показано Б. В. Дерягиным [33], по мере [увеличе-
ния нагрузки число дискретных пятен контакта увеличивается,
причем одновременно увеличивается и давление дч*. Следова-
тельно, в зоне / коэффициент трения должен уменьшаться с ро-

стом нагрузки.

В зоне II наступает упруго пластическое контактирование,
так как в отдельных наиболее выступающих точках контакта дав-
ление достигает значений, при которых происходит пластическое

течение. В этой зоне с возра-
станием нагрузки увеличива-
ются площади Руф и Рф\ и в
момент, когда давление на по-
верхности трения достигает зна-
чения 9*, величина коэффициен-
та ср достигает максимума. Из
формулы (23) следует, что вслед-
ствие значительного замедления
скорости возрастания давления
числитель первого члена
формулы (23) с увеличением на-
грузки увеличивается быстрее
знаменателя, т. е. коэффициент

Рис. 34. Характер изменения коэффи- трения , должен увеличиваться
циента трения от нагрузки для фрикци- с ростом нагрузки,
онных материалов:	в 30не щ фрикционный

1 - Е = С0П51 и 2 - Е = уаг материал также продолжает
находиться под у пр у го пластиче-
ским контактированием, но здесь прн постоянном коэф-
фициенте Ср происходит одновременный и пропорциональный
рост площадей Р^л н Р^. Это приводит к тому, что прн пере-
менной увеличивающейся нагрузке фактическое давление на фрик-
ционном контакте остается постоянным, так как площадь дей-
ствительного контакта трения, «приспосабливаясь к нагрузке»
[33], возрастает пропорционально ей. Следовательно, согласно
формуле (23) в зоне III с ростом нагрузки величина коэф-
фициента трения должна уменьшаться (происходит лишь увели-
чение знаменателя в первом члене формулы).

На коэффициент трения влияют механические характернстикн
пары трения, особенно модуль упругости Е. Для фрикционных
материалов, у которых Е сопз! вплоть до разрушения мате-
риала (наррнмер, ретинакс), очевидно, должен иметь место явно
выраженный максимум коэффициента трения в зоне упругопла-
стическогц контактирования (см, кривую 1 на рнс. 34). Для фрик-
ционных материалов, модуль упругости которых имеет сложную
зависимость от нагрузки (например, материал марки 143-66),

такого явно выраженного максимума в зоне упругопластического
контактирования может и не быть (см. кривую 2 на рис. 34), так
как однозначной (линейной) зависимости между нагрузкой и
упругими напряжениями здесь не существует.

Установить зависимость коэффициента трення от нагрузки
в реальных условиях нагружения значительно сложнее. Поэтому
при выводе зависимостей для определения момента трения, пере-
даваемого фрикционным узлом, предлагаются различные гипотезы
относительно характера изменения коэффициента трения и давле-
ния по образующей контакта. Наиболее распространенными яв-
ляются гипотезы, согласно которым коэффициент трения считается
постоянным по образующей контакта и не зависящим от условий
нагружения. Анализ существующих методов определения момен-
тов трения, приведенный в работе [16], показал, что расчетные
зависимости, выведенные в предположении постоянства коэффи-
циента трения нли с учетом влияния на коэффициент трения ка-
кого-либо одного параметра, как правило, не учитывают особен-
ностей геометрии поверхностей трення. Вследствие этого очень
затруднительно перенесение результатов стендовых испытаний по
определению коэффициентов трення на расчет реальных узлов.
Кроме того, такой односторонний учет влияния параметров тре-
ния на коэффициент трения противоречит современным представ-
лениям науки о трении и не позволяет объяснить характер из-
носа материала, т. е. описать физическую картину явлений, про-
исходящих при трении.

Вводя какую-либо гипотезу относительно характера распреде-
ления коэффициента трения и давления по образующей'контакта,
нужно обязательно учитывать условия работы рассчитываемых
узлов, а главное характер износа, который в большинстве случаев
определяется формой поверхностей трения и их жесткостью.

Объем отделившегося материала V согласно работе [59] зави-
сит от работы трения Атр и энергетического критерия износа 1
и равен
где

г . (? + 1)д
1 —	'— •

Подставляя значение / в выражение для V, получим

V =	Л^ = с, Атр,	(24)

где 1Н — удельный износ — величина постоянная при заданной
геометрии поверхности и не зависящая от материала [591;

о$ — напряжение, при котором происходит изменение формы
материала;

V, 6 — коэффициенты, характеризующие уравнение кривой
опорной поверхности,
После приработки шероховатость поверхности в условиях
установившегося износа остается постоянной (Б. В. Дерягин н
И. В. Крагельскин), т. е. коэффициенты V и б являются констан-
тами. Поэтому для конкретной пары трения в условиях устано-
вившегося режима работы коэффициент сг в выражении (24)
есть постоянная величина. Тогда линейный износ Ах в каждой
точке образующей контакта будет равен

А =

<&х

^Атр.х

^С1 агх

(25)

где (1УХ — объемный износ с элементарной площадки трения (1РХ;
&Атр,х — с1Мх(р — элементарная работа трения на площадке
ЛРХ на пути ф, постоянном для всех площадок ($РХ;
с1Мх — момент трения, создаваемый на элементарной пло-
щадке с!Рх (расположенной на радиусе Рх) и равный

= [^хЯх^Х *РХ.

Подставляя значения (1Атр^х н с1Мх в выражение (25), получим

=	(26)

Из выражения (26) видно, что на изменение коэффициента
трения по образующей контакта влияет характер износа, зави-
сящий от типа фрикционного узла (дисковый, ленточный, коло-
дочный и т. д.). Это указывает на то, что прн определенном законе
распределения давления по образующей контакта, который, как
правило, может быть получен нз рассмотрения упругодеформнруе-
мого состояния поверхности фрикционного контакта, момент
трення фрикционного узла должен рассчитываться по величине
приведенного коэффициента трения, найденного с учетом геоме-
трии поверхности трения.

§10. МОМЕНТ ТРЕНИЯ ДИСКОВОГО УЗЛА
СО СПЛОШНЫМИ НАКЛАДКАМИ

Расчетные формулы для определения момента трения зависят
от условий работы фрикционного узла. Прн работе дисковых
муфт и тормозов различают два случая. В первом случае между
ведущими и ведомыми дисками нет относительного проскальзы-
вания, что соответствует работе включенного уже узла; во втором,
процесс включения узла (т. е. нарастание момента трения) и про-
цесс относительного проскальзывания дисков происходят одновре-
менно. Для муфт первый случай является расчетным н соответ-
ствует их работе в период совершения прессом рабочего процесса
нли работе тормоза после останавлнвання исполнительного ме-
ханизма (период удерживания); второй случай является расчет-
ным для тормозов и соответствует их работе при останавли-
60
вании н замедлении рабочего механизма или работе муфты в период
разгона привода. Рассмотрим особенности создания н передачи
момента трения для каждого случая.

Первый случай. Здесь отсутствуют силы, препятствующие
смыканию дисков (подробнее см. ниже), поэтому нажимное уси-
лие между всеми парами трущихся поверхностен т распреде-
лится равномерно, и передаваемый фрикционным узлом рабочий
момент будет равен сумме моментов трення, создаваемых актив-
ной силой Ц на каждой элементарной круговой площадке ЗРХ =
= 2л7?х сЩх любой т-ной поверхности трения (прн коэффициенте
трения фрикционной пары на рассматриваемом элементе, рав-
ном рх):

Мтр = т^ Шх = т [ №х$х 6РХ =- 2лш рхдхК2х<1Ях. (27)
&6Н	г

Для решения уравнения (27) необходимо знать характер рас-
пределения рх и дх по образующей контакта, т. е. по радиусу

Рис. 35, Характер износа фрикционных накла-
док при параллельных (а) и непараллельных (б)
рабочих поверхностях

На рис. 35 показаны исходные положения точек фрикционного
контакта, определенные после некоторого времени работы фрик-
ционного узла. Так как ведущие диски муфт и тормозов выпол-
няются металлическими с достаточной жесткостью опорной по-
верхности, то поверхность трення после периода приработки
будет в процессе износа перемещаться параллельно самой себе
(рис. 35), т. е. в каждой точке (7, 2, 3 и т. д.) образующей контакта
имеет место одинаковый износ в глубину или

Дх = Да — Д3 = Дх — сопз1.
Тогда из выражения (26) получаем, что для дисковых узлов
трения имеет место следующий характер распределения коэф-
фициента трення н давления по радиусу трения:

= СОП81,
откуда получаем, что при известном давлении развиваемом
на радиусе 7?^, имеет место соотношение

РдЯсрКд = С0П81,

(28)

где Н? — коэффициент трения, определенный по опытным данным
прн давлении дср.

Сложность использования выражения (28) для практических
расчетов заключается в том, что неизвестно, на каком радиусе 7?^
развивается осредненное давление дср, равное



(29)

Большинство авторов предполагает, что осредненное (сред-
нее) давление дср развивается на среднем геометрическом ра-
диусе трения 7?ср, т. е. принимается

П __ П ___ Т" $вН

— /\ср —	2	’

где 7?е„, 7?я — внутренний и наружный радиусы трения.

Используя указанное общепринятое предположение и приняв,
что рд. = сопз1: и дх$х = сопз1, нз выражения (27) получим из-
вестную зависимость

Мтр = щр9т?сро ==	(7?« — /?«„) (7?« + 7?в„),	(30)

где т — число пар поверхностен трения;

О, — активное нажимное усилие.

Выражение (30) не учитывает особенностей геометрии поверх-
ностей трення.

Действительно, приняв в формуле (30) 7?н н Явн постоян-
ными (следовательно, и Нср = сопз!:) н учитывая, что среднее
давление (т. е. полное нормальное усилие, отнесенное к площади
трения) развивается на одном и том же радиусе, трудно получить
зависимость, связывающую влияние геометрии поверхности тре-
ния с величиной момента трения. В этом случае изменение формы
поверхности трення- ведет лишь к изменению заполняемости про-
странства между радиусами 7?„ и 7?вя, т. е. к изменению величины
давления на фрикционном контакте.

Особенности геометрии поверхности трения можно учесть,
если производить осреднение действительной эпюры давлений
на фрикционном контакте. Изучение упругодеформированного
состояния фрикционного контакта, проведенное С. П. Житннц-
кнм [40], показало, что давление по образующей контакта изме-
62
няется незначительно. Это позволяет для фрикционных узлов
с металлическими нажимными и опорными дисками, имеющими
достаточную жесткость, принять, что среднее давление разви-
вается на окружности, которая делит площадь поверхности трения
на равные части. В этом случае можно записать

. откуда

/ р2

(31)

Коэффициент дф учитывает форму поверхности трения 1 н для
сплошных кольцевых фрикционных накладок равен

6ф - /1 + 0,256,	(32)

а В

где о= —-----относительная ширина кольца трення;

Нср

В — ширина кольца трения.

Проинтегрировав выражение (27) с учетом зависимостей (28)
и (31), получим формулу для определения момента трения, пере-
даваемого фрикционным узлом со сплошными кольцевыми на-
кладками:

Мтр = 0,5лр,^р (7?« + 7?ек) (7Й — 7?вн)^

Выражая и Вен через средний радиус трения' и относи-
тельную ширину кольца трения 6, получим

Мтр =	= 0,5тр^р7Йр6.	(33)

Приведенный коэффициент трення и* фрикционного узла
равен

=	(34)

Наличие в расчетной формуле (33) приведенного коэффициента
трения р* позволяет учитывать форму поверхности трения, а также
использовать данные стендовых испытаний по определению р9
для расчета реальных узлов.

Второй случай. Здесь процесс включения узла (нарастание
нормального усилия на фрикционном контакте) н процесс тормо-
жения (разгона) происходят одновременно. Прн этом полное на-
жимное усилие уже не распределяется равномерно между всеми
трущимися поверхностями. Величина нормального усилия, воз-
никающего на каждой поверхности трення, зависит от сил тре-
ния в соединении дисков со ступицей (трение в шлицах) и места

1 В общем случае коэффициент &ф зависит и от жесткости фрикционного
узла дисков трения, т. е. и от конструктивного исполнения узла трения.
расположения рассматриваемой поверхности трения (от числа
трущихся поверхностей).

На рис. 36 даиы варианты расположения первого нажимного
диска в муфтах и тормозах прессов. На рис. 36, а показано распо-
ложение нажимного диска на ступице ведомой части привода,
а на рис. 36, б — на ступице ведущей части.

Представим, что схемы иа рис. 36 соответствуют моменту на-
чала возникновения давления на фрикционном контакте, т. е.
процесс передвижения дисков при смыкании закончился. Рост
давления приведет к соответствующему росту момента трения,

а)	б)

Рис. 36. Варианты расположения первого (нажимного)
диска:

/, 2, 3, .... I — порядковый Комер диска

который будет восприниматься боковыми поверхностями шли-
цев, и на них появится нормальная сила. Для увеличения давле-
ния на поверхности трения диски должны продолжать переме-
щаться (в пределах упругих деформаций). Однако их смыканию
с полным нажимным усилием будут препятствовать силы трения
в шлицах. После прекращения движения дисков (на поверхно-
стях трения создалось полное расчетное давление), но при дей-
ствующем еще моменте трения (процесс разгона или торможения
продолжается) силы трения движения переходят в равные им по
величине силы трения покоя.

После окончания периода разгона или торможения сопро-
тивление мгновенно снимается, что сопровождается появлением
отрицательного момента на валу (см., например, рис. 77, б),
в результате чего силы, препятствующие сжатию дисков с полным
нажимным усилием, исчезают, так как перестает действовать
создавший их момент. Нормальное усилие в месте контакта диска
со ступицей снимается, и благодаря отсутствию сил трения в шли-
цах полное нажимное усилие равномерно перераспределится
между всеми поверхностями треиия.
Во время совершения технологической операции рабочий мо-
мент, воспринимаемый шлицами, снова возрастает, однако силы
трения в шлицах уже не будут возникать, так как отсутствует
движение дисков по шлицам.

Таким образом, при определении момента трения муфты, ра-
ботающей в период разгона, или момента трения тормоза необхо-
димо учитывать силы трения в шлицах. При расчете включенной
муфты, т. е. при определении момента трения, передаваемого муф-
той в период совершения технологической операции, силы треиия
в шлицах учитывать не нужно.

При определении момента трения муфт, работающих в приво-
дах машин, у которых рабочий процесс начинается непосредственно
за процессом разгона или одновременно с ним, учитывать силы
трения необходимо. Для кривошипных прессов указанный режим
соответствует включению муфты при выводе кривошипно-шатун-
ного механизма пресса из распора. Этот же режим характерен для
работы муфт профилировочных и правильных машин, системы
включения которых в данной работе не изучаются.

Вывод расчетной формулы для определения момента трения
в период включения узла приведен в работах 19, 161:

Мтр =	(35)

где Ф — активное усилие, разививаемое на первом (нажимном)
диске;



“Ь Яш3) Щ

т т \

1 — р~2 рТ •

Ч (2 / *

(36)

Яш1, Кил — средние радиусы шлицевого соединения ведомых
и ведущих дисков (см. рис. 36):

— коэффициент трения в шлицах;

Р1> Рз — коэффициенты, равные

__ ^и<1	1

р __ * о	(37)

Параметр является приведенным радиусом трения, кото-
рый может быть выражен приближенной формулой [7]:



1 + 1’2,1>1т

(38)

После подстановки в выражение (35) значений Р1,
р2 расчетная формула для определения момента треиия,
5 В. И. Власов	65
развиваемого фрикционным узлом в период включения, имеет
вид

р

яд ___ П$ср ^вн)	।	Р<?Р14ср у

тр 2^	4-7?шз)	^14-^Лр

т

^ш2 ^д^Х^ср \
^ш2 + ^д^^ср I

илн

лрлсот$ д
™тр- 2 (1+1,2^) •

(39)

(40)

Следует заметить, что ошибка при использовании прибли-
женного выражения (40) вместо выражения (39) может достигать
5—8%.

Исследуем выражение (39), так как оно является более общим,
чем полученное ранее выражение (33). Выше отмечалось, что при
работе включенной муфты трение в шлицах не учитывается и что
активное усилие распределяется равномерно между поверхностями
трения. Значит, формула (39) при условии = 0 должна быть
аналогичной формуле (33). Согласно работе [16] выражение (39)
можно записать в виде

Мтр —	(1 + Рг) [1 + Р1р2 + Р1р2 +  • ’ +

"Г }^д1^1^ср	“-

т_ , т_ "
+р,2 р22	>

а так как зависимости (37) при уц О имеют вид р( — р2 — 1,
то полученное выше выражение преобразовывается к виду

Мтр ~	+ ]) [1 ~Ь 1 +1 4- ' ' ‘ 4-1].

Так как в этой зависимости число единиц в квадратной скобке
равно т/2, то окончательно получаем, что при = 0 момент
трения равен

т. е. приходим к выражению (33).

§ 11.	МОМЕНТ ТРЕННЯ ДИСКОВОГО УЗЛА СО ВСТАВКАМИ

Определение момента трения муфт и тормозов со вставками
также зависит от характера работы фрикционного узла.

Первый случай. Так как здесь отсутствуют силы, препятствую-
щие смыканию дисков, то полный момент трения Мтр опреде-
66
ляется суммированием моментов трения, действующих на по-
верхности каждой вставки (рнс. 37):

ф» р» (ф)

= Жр У МхР^Р,	(41)

Ф1 р» (ф)

где	тв — число вставок;

р и ф — полярные координаты;

Ф1* Фа — угловые координаты, характеризующие уг-
ловую протяженность одной вставки;

Р1 (ф), Рг (ф) — параметрические уравнения кривых, огра-
ничивающих площадь контакта вкладыша

Рис. 37. Расчетная схема для определения момента трения,
передаваемого вставкой;

/, 2, 4 — соответственно неподвижный, нажимной и опорный
диски; 3 — вставка

В дисковых узлах со вставками так же, как и в узлах с на-
кладками, после приработки происходит одинаковый износ в глу-
бину (см. точки I—III), т. е. Д[ = Дп ~ Дш — Дх = сопз!.
Поэтому связь между коэффициентом трення н давлением по
координате р может быть выражена зависимостью (28). Тогда из
выражения (41) получаем

ф» р» (ф)
Мтр =	У б/ф У р^р.

Фг Р» (ф)
Учитывая, что площадь трения вставки Р9 равна

Ф» Ра (ф)

=	] Р^Р,	(42)

ф» р» (ф)

получаем независимо от формы вставки

^4/пр	(43)

В этом случае среднее давление равно

О	О

Ч‘Р~ ~ ’

где /гйу — коэффициент взаимного перекрытия, показывающий
отношение площади трения фрикционных элементов
к площади кольца, ограничиваемого радиусами 7?ки7?в„.

В работах [17, 81] и других принималось, что радиус 7?^,
на котором развивается дср, равен радиусу трения %тр. При
использовании выражения (28), это приводит к зависимости вида

р __р _р_	+ Рви

— п

Расчетные формулы, полученные из этого условия, исключают
наличие проворачивающего момента прн передаче вставкой мо-
мента трения и не учитывают влияния размеров вставки (отно-
шения высоты к среднему радиусу при одинаковой форме вставки)
на величину приведенного коэффициента трения, что противоре-
чит данным эксперимента (см. § 13) и опыту эксплуатации фрик-
ционных узлов со вставками. Хорошая сходимость эксперимен-
тальных и теоретических данных получается, если среднее давле-
ние, вычисленное в данном случае по формуле (44), определяется
осреднением действительной эпюры давлений, развиваемых на
фрикционном контакте. Тогда в первом приближении получаем,
что дср действует на дуге, разделяющей поверхность трения на
две равные части.

В прессостроенни наибольшее применение получили круг-
лые, чечевицеобразные и овальные вставки.

Для круглых вставок (рис. 38, а), если пренебречь ошибкой
порядка 1—2% *, радиус 7?^ может быть найден из выражения

а/2

о

«о

(45)

К ср'со5

! о2 ,.„2„
~^ср 5*П

* Ошибка появляется вследствие дополнительного увеличения площади ниж-
ней половины вставки на две площади /\АВС.
После интегрирования выражения (45) и проведения соот-
ветствующих преобразований с учетом того, что

= ^срСС)5~,

приходим к следующей зависимости для определения коэффициента
формы поверхности трения 6^ для круглых вставок:

/2

1+_^па_.А + _^(А_1),	(46)

'ср

где а — угловая протяженность круглой вставки радиуса гв при
удалении ее от центра вращения на расстояние

Рис. 38, Расчетная схема для определения радиуса 7?^:
а — для круглой и б — чечевицеобразной вставок

Для чечевицеобразной вставки (рнс. 38, б) радиус 7?^ на ко-
тором развивается среднее давление дср, находим из выражения
а/2	Кд

А=2]|^ф	|	р</р.	(47>

/?г-сов ф—У^г2—з!п2 ф

Площадь чечевицеобразной вставки определим по приближен-
ной формуле

а/2	/ «о

Рд = 2 У б/ф ] У р с1р I + а С р б/р,

°	| Я'.созф— у4 г2—/?2з1п2ф
которая дает ошибку, равную отношению площади Л АВС к пол-
ной площади вставки (прн принятых в прессостроен ни соотноше-
ниях эта ошибка не превышает 3%).

Учитывая, что Вг = Ввн -г гв; = Вг соз и = 6фВср,
после интегрирования выражения (47) получаем выраженне’для
коэффициента формы поверхности трення для чечевицеобразных
вставок:

где

а	гв

— агсзш-5—
Кен ~г 'в

(48)

Для овальной вставки (рнс. 37) коэффициент поверхности

трения 6^ с достаточной степенью точности может быть определен
по формуле (46).

Для практических расче-
тов дисковых муфт со встав-
ками формула (43) должна
быть преобразована к виду

Рис. 39. Изменение коэффициента формы
поверхности трения в зависимости от от-
носительной ширины кольца трения;

/ —для сплошных кольцевых накладок; 2—для
круглых вставок; 3—5 — для овальных вста-
вок при отношении Ьв]гв, равном 3, 4 и 6

Мтр = """МрКсрР.. (49)

Приведенный коэффи-
циент трения р* определяется
по формуле (34), которая,
как уже отмечалось, позво-
ляет использовать данные
стендовых испытаний для ра-
счета реальных узлов трения.

На рис. 39 приведены
результаты вычислений коэф-
фициента формы поверхности
трення для круглых и оваль-
ных вставок и для сплошного

кольца трення. Как видно
из рнс. 39, увеличение относительной ширины 6 кольца трения
во всех случаях приводит к увеличению приведенного коэффи-

циента трения, что подтверждается н опытными данными.

Второй случай. Особенность определения момента трения
в период включения фрикционного узла со вставками заключается
в том, что здесь происходит перемещение фрикционной вставки
относительно ведомого диска, т. е. шлицевого соединения ведо-
мого диска со ступицей как такового нет. Принимаем, что при
перемещении вставки относительно диска = Кер, рш РЧ
и т = 2, тогда из общей зависимости (36) получаем, что приведен-
ный радиус трения в период включения для узлов со вставками
равен:

Я3? = 7---₽----------------- (50)

или приближенно

Подставляя в выражение (35) значение Кш из формул (50)
н (51) н из формулы (44), получаем зависимость для определения
момента трения

Мпр = 7---------------------------- (52)

нли

>+0<)2

(53)

§ 12.	МОМЕНТ ТРЕНИЯ ЛЕНТОЧНОГО ТОРМОЗА1

В прессостроении применяют ленточные тормоза со сплошной
и шарннрно-колодочной лентами (см. гл. I). Момент трення для
сплошных лент определяют обычно по формулам

5иб = 5ХЧ

(54)

где 5сб, 8нб — усилие натяжения соответственно на сбегающем
и набегающем концах ленты;

г — радиус тормозного шкива;

ар — расчетный угол охвата лентой шкива в рад;

р. — коэффициент трения.

Выражение (54) не учитывает жесткости несущей металличе-
ской части ленты, толщина которой в ленточных тормозах прессов
составляет 18 мм, а ширина — 250 мм. Использование металли-
ческих лент приводит к значительному уменьшению величины угла
охвата лентой тормозного шкнва, а следовательно, к уменьше-

1 § 12 написан совместно с инж. В. Е. Свистуновым.
нию момента, передаваемого тормозом. Практика показала, что
максимальный износ фрикционных накладок ленточных тормозов
прессов наблюдается ближе к середине угла охвата, а не на набе-
гающем конце (как следует из теории абсолютно гибкой ленты).

Шарнирно-колодочные ленты [24, 25] лишены основного не-
достатка сплошных лент. Они состоят нз одинаковых жестких
колодок, соединенных последовательно шарнирами. Прн этом
момент трення равен

ли = 8^(0“-1) К;

5«в = 5сб0";

д   $нб, /

^Сб. I ’

(55)

где 8Мб. 1> I — усилие натяжения соответственно на набега-
ющем и сбегающем концах /-Й колодки;

7? — радиус приложения усилий натяжения по кон-
цам колодок;

п — число колодок.

Величина коэффициента 0 определяется в зависимости от при-
нимаемых допущений относительно характера распределения дав-
ления по поверхности трення колодок, составляющих ленту.

Рассмотрим следующие допущения:

1)	радиус приложения усилий иатяження по концам колодок
н радиус шкива равны (р, = сопз]); результирующая сила рас-
пределения давления колодки на шкив приложена в середине
поверхности контакта накладки со шкивом и направлена к центру
шкнва [3];

2)	характер распределения давления и коэффициента трения
определяется из условий пропорциональности линейного износа
накладки текущему углу контакта [131;

3)	характер распределения давления по поверхности контакта
колодки находится из условия упруго-деформироваиного состоя-
ния поверхности фрикционного контакта при постоянном осред-
нением коэффициенте трения.

Согласно первому допущению [3] имеем



(56)

где ас — полный угол охвата шкива шарнирно-колодочиой лен-
той.

При бесконечно большом числе колодок формула (56) перехо-
дит в известную зависимость Эйлера, т. е.

Пт 6" — е^е.

оо
Используя второе допущение, которое справедливо, когда
число колодок в ленте больше трех, и исходя из формулы (26),
получаем

— — СОП81,

<Р

откуда после соответствующих преобразований приходим к выра-
жениям [25]

, , «с г

_	1 + йГ'Г'м’

.	ас г

1	2п ’ 7? Иср

И

Пт 0" = е^ср я ,

где г — радиус шкива;

— осреднеиный коэффициент трения, т. е. коэффициент
треиия, развиваемый при среднем для колодкн давле-
нии.

Для определения коэффициента 0 согласно третьему допуще-
нию [24, 25] рассмотрим равновесие сил, действующих на гю
колодку (рис. 40). Силы 1 и $нб. действуют со стороны со-
седних колодок, — равнодействующая всех нормальных и тан-
генциальных сил, действующих на колодку со стороны барабана.
По условию равновесия колодкн линия действия силы про-
ходит через точку пересечения линий действия сбегающей и на-
бегающей сил (точка 4). Так как сила №1 должна создавать тор-
мозной. момент, то она проходит касательно к радиусу круга
трения р/. Тогда произведение Л^р, = Мтр /—есть тормозной
момент, создаваемый (-й колодкой. Из условий равновесия ко-
лодки получаем

2 х = (5„б., - 8а ,) соз-2^- - Ы, $1п ₽ = 0;

2 У = (5«б. < -	() 81П	- х, СО5 ₽ = 0;

2 ШОШо (сил) = (5иб. I 8сб. У? Мщр. I ~ 0,
откуда

Мтр. I = $сб. 1$ I -------— 1 I

и

д   13 НО. I __________

(58)

(59)

(60)
Величину (3 находим в результате рассмотрения упругого
состояния накладки (рнс. 41). Предполагается, что шкнв н колодка
являются абсолютно жесткими по сравнению с фрикционной на-
кладкой; упругие деформации накладки значительно 'меньше ее
толщины; давление на дуге контакта накладки и шкнва прямо
пропорционально радиальным деформациям накладки.

Под действием снл, показанных на рнс. 41, колодка смещается
относительно барабана, н ее центр занимает некоторую точку

Рис. 40. Равновесие внешних сил Лй
колодки шарнирно-колодочной ленты

Рис. 41. Деформация фрикционной на-
кладки под действием внешних сил,
приложенных к колодке

1Хх; ]. При этом контактная линия занимает положение Е^.
Изменение длины отрезка аЬ вдоль этой линии является законом
изменения радиальной деформации еф по дуге контакта.

Параметрические уравнения окружности с центром О}

У^ в системе [X; У]:

X — Х2 ~}- г 81п ср;	У — У* 4~ г Соз ср;

аЬ—аО — ОЬ — г — /X2 4- У2 — г —
— V г2 + 2X181п ф + 2У1 соз ф 4- Х| -р Ур

Пренебрегая X? н У? как бесконечно малыми второго порядка
н разлагая подкоренное выражение в ряд Тейлора

(1 4- а)п = 1 4- ап 4- . • • ,
получим

8ф = аЬ = —	51П ф — соз ф.

Закон распределения давлений вдоль контактной линии может
быть выражен в виде

^^ЗШф-Н^СОбф,

где <71 и «у2 — давления в точке ф = 90° и ф = 0°, причем в дан-
ном случае <0 и <72 <0 (напряжения сжатия).

Обозначив к = получим

ф₽ = ?2 (созф + зт ф).

Текущие элементарные (нормальная и тангенциальная АТ)
силы равны:

АЫ — </2 ^СО5ф + ЗШ ф^ гг/ф’,

ЛТ = рсрд2 (сов ф + зш ф) гб/ф,

а плечи этих сил относительно точки А составляют

АА = О А 81п ф —

7? 51П <р

«С(

С05 —

Ас = Ос1-Оа =

7? СО5 ф

г.

С08 —

Из условия 2 тото (сил) = 0 имеем

2	2

У А(Тах— у Ае>ат^ъ.

<Х[

г	г

После подстановки в это равенство соответствующих выраже-
ний сил и плеч и интегрирования его получаем

Яг





__________________сд — 51п а(___________________

/	,	4г а/ а,

Ргр ( а» + а/-------------~	— СО5 -72-

где а; — угол охвата шкива фрикционной накладкой.
Подставляя в первые два уравнения равновесия (58) текущие
значения элементарных сил (Ш и <1Т и интегрируя их, получим
после соответствующих преобразований

__ РсрЬ (»« + 5'ш а») — (а/ —	а,)

~ А (а/ + 5Ш а/) 4-	(а,- — 8т а/)

или после замены параметра к полученной выше зависимостью
приходим к следующему выражению:

4рср 51П СОЗ

Ш 0 =--------------------------------------------.	(61)

(а. + зш а,) (1 + рср) - - 4рср 8Ш -у соз

Для ленты с бесконечно большим числом колодок имеем

г
Рср -р-

откуда

“д ас

Нт 0” = е у 1 * * *,

П~> <»

т. е. получаем формулу, нз которой Эйлеровы зависимости вы-
текают как частный случай прн г — Я и ас = ар [ар — суммар-
ный угол охвата накладками шкива, т. е. угол фрикционного
контакта (ар <ас)].

Для определения давлений на сбегающем и набегающем кон-
цах шарнирно-колодочной ленты тормоза могут быть использо-
ваны следующие формулы:

п „ ^сб (0 — 1)	/Р ч га/___1 С1П Дь \ .	/соч

_ г*Ь . ас V05 2	к 310 2

-у 8Ш у

„ *5«бОП 1 (6	1)	/ р «I .	1	. аё \	/С!О\

ч*6 ~	со5 т + “г51П т; ’

2рср 81П

где Ь — ширина тормозной ленты.

На рис. 42 для оценки полученных выше формул дана зави-
симость относительного момента трення 1 от коэффициента трения

1 Относительным моментом трения считается частное отделения момента Мщр,

определенного по одной из расчетных фор мул, на момент тормоза с идеально гибкой

лентой (коэффициент трения, угол охвата, радиус шкива и сбегающее уси-

лие при этом постоянны).
для тормоза с шарнирно-колодочной лентой горячештамповоч-
ного пресса усилием 1500 Т (см. рис. 22), у которого п = 3, <хс =

270°, ар = 252° 45', 4 =
построены по формуле (55),
причем4 для кривой 1 вели-
чина 0 определялась по фор-
муле (56); для кривой 2 — по
формуле (57); для кривой 3 —
по формуле (60);	0 — по

формуле (61); прямая 4 — по
формуле Эйлера (54).

Как видно из рис. 42,
расчеты по формуле (56) как
будто приводят к тому, что
момент трения тормоза с
шарнирно-колодочной лентой
с наружным (по отношению
к шкиву) расположением
шарниров в несколько раз
больше момента треиия тор-
моза с идеально гибкой лен-
той. Однако практика эксплу-
атации тормозов с шарнирно-
колодочными лентами при
~ -<1 не подтверждает это-
го. Более того, эксперимен-

Рис. 42. Относительный момент трения,
полученный исходя из различных законов
распределения давлений на фрикционном
контакте

тами установлено, что с удалением шарниров от центра шкива
момент трения падает [132].

Формулы (58)—(61) позволяют количественно оценить влия-
ние геометрии шарнирно-колодочной ленты на создаваемый ею
тормозной момент (при не-
изменном усилии натяже-
ния Зс6). На рнс. 43 показана
зависимость относительного
момента треиия (при неизмен-

ных г, 8сб и р,гр — 0,35) от
отношения л/7? н числа коло-
док п для ленты с общим
углом охвата <хс = 270° и
углом фрикционного контак-
та ар — 252° 45'. За единицу
относительного момента при-

Рис. 43. Зависимость относитель-
ного момента трения от числа коло-
док
нят момент идеально гибкой леиты того же угла фрикционного
контакта.

Как видно из рнс. 43, даже незначительное увеличение отно-
шения г//? приводит к резкому возрастанию момента трения. Так,
у трех колодочной ленты при г/% = 1,3 момент трення прн прочих
равных условиях в 1,5 раза больше момента трения идеально
гибкой ленты и примерно в 1,65 раза больше момента, созда-
ваемого’ шарнирно-колодочной лентой тормоза, показанного на
рис. 22.

При г/7? ~ 1,85 момент трения шарнирно-колодочной ленты из
трех звеньев превышает в 3,19 раза тормозной момент идеально
гибкой леиты, а прн г/Я ~ 2 превышает более, чем в 5 раз.

Увеличение числа колодок п оказывает меньшее влияние на
величину момента трення, чем изменение отношения г/7?. При на-
личии трех и более колодок почти при всех возможных значе-
ниях и момент трення, создаваемый лентой, практически постоя-
нен. Поэтому при проектировании следует применять две или
трн колодки (ие более). Практика внедрения шарннрно-колодоч-
ных тормозов [23] показала, что трехколодочные ленты обеспе-
чивают надежный н полный контакт накладки со шкивом. Так как
концы ленты в местах заделки одинаковые, то удается повысить
долговечность фрикционных накладок за счет изменения место-
положения набегающего и сбегающего концов ленты.

В результате теоретического исследования была создана кон-
струкция шарнирно-колодочной ленты, обеспечивающая большие
тормозные моменты прн весьма малых условиях на сбегающем
конце ленты (см. рис. 23). Опытный образец такой ленты прохо-
дит испытания в МАМИ.

В случае практических расчетов значение коэффициента тре-
ния следует принимать в зависимости от величины давле-
ния дср:

(64)

§ 13.	ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК
ФРИКЦИОННЫХ МАТЕРИАЛОВ

В настоящее время в прессостроении подавляющее большинство
исследований по определению фрикционных характеристик про-
водится непосредствен но на муфтах и тормозах прессов, либо на
специальных стендах, на которых устанавливаются натурные
конструкции муфт и тормозов кузнечных машин. Подготовка и
проведение испытании сопряжены с большими материальными
затратами и являются очень трудоемкими. Одиако по результатам
этих испытаний, хотя онн и проводятся на реальных узлах, нельзя
разработать общих рекомендаций для конструирования фрикцион-
ных узлов прессов.
Для получения характеристик, необходимых для оценки фрик-
ционных материалов, без длительных и трудоемких испытаний
в МАМИ был создай специальный стенд, на котором испытыва-
лись образцы этих материалов. На таком стенде имитировались
условия нагружения фрикционного контакта, характерные для
муфт и тормозов прессов.

Испытания на стенде МАМИ проводились при статическом (ста-
тические испытания) и циклическом (динамические испытания)
приложении нагрузки. Первая серия испытаний по характеру
нагружения фрикционного контакта соответствовала обычным
стендовым испытаниям [60], т. е. в течение всего цикла испытаний
нагрузка была постоянной; вторая серия испытаний приближа-
лась к действительным условиям нагружения, имеющим место
в муфтах и тормозах прессов, т. е. в период каждого цикла ис-
пытаний нагрузка периодически изменялась от нуля до рас-
четной.

Общий вид стенда конструкции МАМИ показан на рнс. 44, а.
Стенд создан иа базе испытательной машины трения И-47, состоя-
щей из основания 2 и привода (электродвигатель постоянного то-
ка /, клиноременная передача 4). На основании 2 закреплены
передняя 5 и задняя 7 бабкн. Ведущий диск 6 закреплен на валу
в подшипниках качения передней бабки 5. В задней бабке на ша-
ровой опоре установлен ведомый диск 17 (рнс. 44, б), удерживае-
мый от проворота под действием момента трения упругой балоч-
ной 19, жестко закрепленной одним концом в прорези 14, а дру-
гим концом в станине. Изменен не момента трення записывается
с помощью проволочных датчиков, наклеенных на балочку 19,
и через усилитель 11 фиксируется осциллографом 10.

Испытуемые вкладыши 15 (рис. 44, в) устанавливают в ста-
каны 16, закрепленные иа ведомом диске 17 и удерживаемые от
проворота балочкой 19. Для замера контактной температуры
используется скользящая хромелькопелевая термопара 18, при-
жимаемая к центру дорожки трения пружиной. Показания тер-
мопары непосредственно регистрируются потенциометром 8 и
осциллографом 10. Скорость вращения замеряется тахогенерато-
ром 3 с последующей передачей импульса на осциллограф.

Вращение ведущего диска осуществляется через клиноремен-
ную передачу от электродвигател непостоянного тока. Линейная
скорость вращения ведущего диска (в пределах 1—10 м/сек) ре-
гулируется изменением входного напряжения электродвигателя.

Статическое нагружение фрикционного контакта достигается
через рычаги грузом 12, позволяющим создавать на"это\Гконтакте
удельные усилия (давления) до 35 кГ/см2. Прн динамическом
нагружении нагрузка периодически снимается электромагнитом 9,
управляемым комаидоаппаратом /ЗЛс’помощью которого частота
включения (или цикличности включения) изменяется до 60 в ми-
нуту.
Продолжительность испытаний на стенде МАМИ устанавлива-
лась исходя из того, чтобы объемная температура на фрикцион-
ном контакте не принималась выше 250° С.

Рис. 44. Стенд конструкции МАМИ

Фрикционные характеристики на каждом режиме определяли
только после тщательной притирки поверхностей трения. В про-
цессе притирки фиксировались также основные параметры (по-
дробнее см. работу [16]).

При лабораторных испытаниях были определены фрикционные
характеристики ретинакса ФК24А и ФК16Л, кознда (ГДР), ма-
8С
териалов 143-66, 5-6-60 и 8-45-62 при работе нх по стали Ст.5
и чугуну.

При испытании фрикционных материалов 8-45-62, и особенно
5-6-60 с каучуковыми связующими элементами, было установлено,
что при температуре свыше 140—160° С контактная поверхность
материала размягчалась, происходило ее оплавление (правда,
без заметного ухудшения фрикционных характеристик) с неко-
торым наволакиванием на контртело. Вследствие этого наблюдался

более интенсивный износ
контртела, сопровождав-
шийся некоторым повре-
ждением поверхности тре-
ния. Последнее обстоя-
тельство не позволяет ре-
комендовать материал ти-
па 5—6—60 для широкого
применения в прессострое-
пии.

Испытываемые фрикци-
онные вкладыши (см. рис.
44, в) имели различную
форму поверхности трения
(круг, овал, расположен-
ный осью по радиусу и
дуге окружности, чечевица
при посто я и ио й п ло щади
трения Рв = 1,76 см2). В
процессе экспериментов
определялся приведенный
коэффициент трения каж-
дой вставки при различ-
ных давлениях и средних

Рис. 45. Зависимость приведенного коэффи-
циента трения от давления по данным стати-
ческих испытаний на стенде МАМИ:

1 — ФК24Д — чугун; 2 — ФК24А — сталь Ст.5;
3 — козид — чугун; 4 — ФК16Л — чугун

радиусах трения.

Обобщенные результаты статических испытаний различных
вставок по определению коэффициента трения при теоретическом
коэффициенте 4юрмы 6(/-, — 1,14-1,14 приведены на рис. 45. На
этом же рисунке показано поле рассеивания опытных точек.
Результирующие кривые /, 2, 3 и 4 проведены через осреднениые
значения, полученные путем обработки опытных данных методом

наименьших квадратов.

На рис. 46 показаны результаты опытного определения при-
веденного коэффициента трення на машине трения МФТ-1. Ис-
пытания проводились на стандартных образцах 160] со сплош-
ной кольцевой поверхностью трения, имеющей теоретический коэф-
фициент формы 6^ = 1,008.

Из сравнения опытных данных, полученных для ретинакса
ФК24А на стенде МАМИ (для вставок) н на машине МФТ-1 (для

6 В. И. Власов

81
сплошного кольцевого контакта), видно, что прн испытании стан-
дартных образцов значения приведенных коэффициентов трення
получаются меньшими. Это подтверждается и теоретическими
данными (см. рис: 39).

Рис. 47. Зависимость приведенного
коэффициента трения для круглой
вставки от изменения среднего ра-
диуса трения:

/ — д = 6 кГ/см2', 2 — д = 12 кГ/см2‘,
3 — д = 18 кГ[см*-, 4 — д — 24 кГ/см*

Рис. 46. Зависимость приведенного коэф-
фициента трения от давления по данным
испытаний на машине трения МФТ-1:

1 — 143-66 — чугун; 2 — ФК24А — чугун

нии формы вставки на приведенный коэффициент трения [17, 21
и др. ] подтверждают теоретические данные, по которым по-

Рис. 48. Типовая осциллограмма работы стенда МАМИ при динамических испы-
таниях:

I — проворачивающий момент вставки; II — температура; III — обороты диска трения;
IV — момент трения; V — нулевая линия; VI — отметки времени

На рнс. 47 сравниваются опытные (штриховые кривые) и тео-
ретические данные (сплошные кривые) по определению приведен-
ного коэффициента трения для круглой вставки (гв = 7,5 мм,
пара трення ФК24А — чугун). Вставка располагалась на различ-
ных средних радиусах трення (Кер равен 20, 40 и 60 леи). Кик
82
видно из кривых на рис. 47, при относительной ширине 6 =
= 0,Зч-0,8 результаты экспериментальных и теоретических дан-
ных практически совпадают. Это еще раз указывает на необходи-
мость учета формы поверхности трення при определении коэф-
фициентов трения для реальных фрикционных узлов.

Исследования фрикционных материалов, проведенные на стенде
МАМИ и на машине трення МФТ-1, показали, что прн принятых

условиях постановки экспери-
мента, т. е. когда объемная
температура диска трення не
поднималась выше 250—
280° С, изменение объемной
температуры до 200—240° С
и скорости скольжения до
10 м!сек практически не ока-
зывало влияния на фрик-
ционные характеристики
материалов прн постоянстве
давления на контакте. Одна-
ко в этом же диапазоне тем-

фициента трения от давления для пары
ФК24А — чугун.

По данным: 1 — динамических испытаний на
стенде МАМИ: 2 — натурных испытаний муф-
ты В111 ГКМ; 3 — ЭНИКМАШ [112]

ператур приведенный коэффициент трення понижался с воз-
растанием мощности трения на фрикционном контакте, что
может быть объяснено влиянием градиента температуры на
поверхности трения.

На стенде МАМИ проводились динамические испытания только
для ретинакса. Результаты замеров записывались через каждую
минуту на пленку осциллографа Н700 (цифры 0—6 на рнс. 48).
Обработка экспериментальных данных показала, что значения
коэффициента трення при динамических испытаниях уменьшаются
на 8—10% по сравнению со статическими испытаниями. Харак-
тер зависимости приведенного коэффициента трения для вставок
от давления прн статических и динамических и прн натурных
испытаниях одинаковый (рис. 49).

Опытные данные по износу исследуемых материалов приве-
дены в гл. III.

§ 14.	ОПРЕДЕЛЕНИЕ МАКСИМАЛЬНЫХ КОНТАКТНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
НА БОКОВОЙ ПОВЕРХНОСТИ ВСТАВОК

Эксплуатация однодисковых фрикционных узлов со вставками
из ретинакса показывает (см. § 6), что основной причиной выхода
из строя вставок является выкрашивание, возникающее вслед-
ствие вдавливания в тело вставки ведомого диска (см. рис. 30).
В дальнейшем это приводит к скалыванию периферийных участ-
ков боковой поверхности и к нарушению нормальной работы
фрикционного узла. Иногда выкрашивание становится причиной
заклинивания муфты или тормоза. Чтобы избежать бокового

6*	83
смятия вставок, максимальные контактные напряжения на боко-
вой поверхности вставок не должны превышать допускаемых.

Для определения максимальных контактных напряжений на
боковых гранях примем следующие допущения:

1)	вставка, рассматривается как упругий тонкий диск, так
как толщина ее в 3—5 раз меньше длины;

2)	стальной ведомый диск считается жестким, так как модуль
упругости фрикционных материалов значительно меньше (более
1ем в 10 раз) модуля упругости стали.

Эти допущения позволяют контактную задачу для круглой
формы вставки свести к интегральному уравнению, исследован-
ному И. Я. Штаерманом [114]. Экспериментальная проверка ре-
шения уравнения И. Я- Штаермана, проведенная В. Ф. Яковле-
вым [119], показала, что характер эпюр давлений определяется
величиной зазоров между вставками и ведомым диском. При
малых зазорах эпюры давлений, построенные по данным опытов,
сравнительно хорошо согласуются с эпюрами давлений, построен-
ными по данным, полученным И. Я- Штаерманом. При больших
зазорах эпюры принимают вид, характерный для эпюр, получен-
ных в результате решения контактных задач по теории Герца—
Беляева. .

Так как зазоры между вставкой и диском в муфтах прессов
невелики, то с большой степенью точности контактные напряже-
ния можно определить, пользуясь интегральным уравнением
И. Я. Штаермана. При сделанных допущениях о жесткости диска
и плосконапряженном состоянии вставки исходное уравнение
И. Я. Штаермана имеет вид

т?	/

2ЙГ1 р(<р')со®(ф — ф') 1пШ	—

—Фо

То	фо

— г2П Р (ф') 51П [ ф — ф' |	4-	Р (ф') бйр =

—фо	—Фо

:= — а соз ф ф- (г2 — гх) (1 — соз ф),	(65)

где й = и Р--	--постоянные коэффициенты;

г-2 — радиусы вставки и отверстия в диске;

Фо — половина угла контакта вставки с диском;

Ф — текущий угол контакта;

ф' — переменная интеграции;

Р (фЛ) — нормальное напряжение, соответствующее значению
угла ф';

а — сближение соприкасающихся тел;

V — коэффициент Пуассона;

Е — модуль упругости фрикционного материала.
Решение уравнения (65) методом конечных разностей (16, 181
приводит к следующей расчетной формуле:

^см шах	( ^слс!.

(66)

где кд — коэффициент, учитывающий динамический характер

нагружения вставки;

ка — коэффициент максимального напряжения, определяе-
мый по номограмме, приведенной в гл. V;

Ь — полная длина вставки по
радиусу трения;

[оСЛ(1 — допускаемое напряжение
смятия.

Удельная сжимающая сила0 опре-
деляется по формуле
д   'Г! шах
” ' Ясрт^ ’

где Мт!1х — максимальный момент
трения, развиваемый в
процессе работы фрик-
ционного узла;

тв — число вставок;
Нх — толщина ведомого диска.

Рис. 50. Расчетная схема дефор -
мирования круглой вставки

Для кузнечных машин величина ориентировочно может
приниматься равной кд = 1,1 ч-1,5, причем меньшие -значения
коэффициента к() соответствуют работе муфты и тормоза на тихо-
ходном валу (с числом оборотов до 50 в минуту), большие —
работе муфты и тормоза на быстроходном валу (с числом оборо-
тов больше 400 в минуту). Следует заметить, что кд резко возра-
стает при увеличении зазора между вставкой и диском (возни-
кает удар).

Так как общее число включений за время работы вставок
составляет 2—3 млн., то допускаемые напряжения следует выби-
рать по пределу выносливости при сжатии о(' при отнулевом

цикле [16]:



—

(68)

где г) — условный коэффициент для перехода от допускае-
мого напряжения сжатия к допускаемому напряже-
нию смятия, принимаемый ц 0,8;

ф! — коэффициент концентрации напряжений.
Глава Ш

ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАСЧЕТА МУФТ И ТОРМОЗОВ
НА РАБОТОСПОСОБНОСТЬ

§ 15.	СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА

Надежность работы является обязательным требованием, предъ-
являемым к любым механизмам, в том числе и к фрикционным
узлам систем включения.

В общем случае под надежностью следует понимать безотказ-
ность работы узла, т. е. его способность непрерывно сохранять
работоспособность при определенных режимах и условиях экс-
плуатации в течение заданного календарного промежутка вре-
мени.

Согласно терминологии, предложенной АН СССР [99], под.
работоспособностью системы (изделия, элемента) подразумевается
такое ее состояние, при котором рассматриваемая система соот-
ветствует всем требованиям, установленным в отношении ее ос-
новных параметров, характеризующих нормальное выполнение
заданных функций.

Основными требованиями, предъявляемыми к фрикционным
узлам систем включения кривошипных кузнечно-прессовых ма-
шин, являются следующие.

1.	Устойчивость передачи момента трения, т. е. обеспечение
стабильности (в заданных пределах) коэффициента трения при
всех предполагаемых условиях нагружения узла; отсутствие
механического разрушения фрикционных элементов (выкрашива-
ние вставок, раскаливание и срыв накладок, растрескивание и
коробление дисков трения); поддерживание заданных значений
давлений на трущихся поверхностях, обеспечиваемое четкой ра-
ботой силовых устройств фрикционных узлов (пневмо- или гидро-
цилиндров), пружин И Т. Д.

2.	Обеспечение работы фрикционного узла без прогрессив-
ного (непропорционального внешней нагрузке) износа пары
трення.

Следовательно работоспособным фрикционным узлом можно
считать такой узел, который устойчиво передает момент трения
при обеспечении оптимальной износостойкости фрикционных эле-
ментов.

Степень и скорость потерн работоспособности фрикционного
узла зависят от условий эксплуатации и качества изготовления
86
узла и главным образом от того, насколько эти показатели были
учтены в процессе расчета и конструирования узла, т. е. от со-
вершенства методов расчета на работоспособность.

Расчеты на работоспособность фрикционных узлов должны
характеризовать количественную и качественную стороны про-
блемы.

Количественные показатели работоспособности характеризуют
служебное назначение узла, его основные параметры. Для фрик-
ционных узлов это обычно входит в функции силовых расчетов
муфт и тормозов.

Качественные показатели работоспособности характеризуют
условия эксплуатации, конструктивные и технологические особен-
ности узла и их влияние на устойчивость и бесперебойность ра-
боты муфт и тормозов.

Сложность, а порой и невозможность разработки расчетных
зависимостей, которые бы одновременно могли характеризовать
количественные и качественные показатели работоспособности,
привели к тому, что в машиностроении под расчетами на работо-
способность чаще всего понимается лишь качественная сторона
вопроса, т. е. оценка эксплуатационной надежности узла.

Для оценки работоспособности фрикционных узлов предло-
жено большое количество критериев, характеризующих либо
износ материала, либо условия внешнего нагружения, либо тем-
пературу на фрикционном контакте. Как правило, эти критерии
оценивают особенности «пары трения», эксплуатационные условия
работы узла нли тепловой режим при трении. Задача же состоит
в том, чтобы иметь универсальный, комплексный критерий, ко-
торый позволил бы оценивать износостойкость «пары трения»
и особенность нагружения, кроме того, имел бы критические,
предельные значения, превышение которых сопровождалось бы
скачкообразным изменением свойств фрикционных материалов,
т. е. приводило к качественным изменениям.

В настоящее время в прессостроенни наметились два различ-
ных направления в оценке работоспособности муфт и тормозов.

Первое направление. Определение работоспособности по пока-
зателю износа ' К. Основателем этого направления "является
И. С. Победин [87], предложивший следующую зависимость
для проверки многодисковых фрикционных муфт:

(69)
гтр

где Атр — работа трения за одно включение;

Ртр — суммарная площадь трения;

пвк — число включений муфты в минуту.

Согласно работе [87] допускаемую величину показателя из-
носа рекомендуется принимать равной [КГ^'61 кГ‘м/(см*‘мин).
Однако такие однозначные рекомендации себя не оправдали.'!
так как прн этом не учитывались особенности фрикционного узла
(число дисков, габаритные размеры узла, характер охлаждения
и т. д.). Поскольку формула (69) удобна для инженерных расчетов,
многие последующие исследования были посвящены в* основном
дальнейшему уточнению этой формулы, разработке рекомендации
по выбору допускаемого значения показателя [Л ] и раскрытию
его физической сущности.

Второе направление. Оценка работоспособности по темпера-
туре на фрикционном контакте.

При трении различают [60]: температуру вспышки на единич-
ном пятне; поверхностную и среднюю объемную температуры.

Подавляющее большинство исследователей предлагает для
общего машиностроения 12, 3, 34, 50, 89 и др.] и прессостроения
[42, 57, 77, 112 и др.] оценивать работоспособность муфт и тор-
мозов по средней объемной температуре. Только в последних ра-
ботах А. В. Чичинадзе [1071 и Л. М. Пыжевич [91] предлагают
тепловой режим фрикционных узлов оценивать по средней по-
верхностной температуре.

В работах [16 н 22] описаны различные методы определения
температур для условий прессостроения, а также отмечается,
что большинство авторов связывает изменение температуры лишь
с количественными или эксплуатационными характеристиками
муфты и тормоза: понижением коэффициента трения, т. е. сниже-
нием расчетного момента; тепловым расширением деталей привода;
возрастанием величины износа фрикционных элементов и т. д.
Отсутствие единого мнения в оценке влияния температуры при-
вело к тому, что для характеристики работоспособности фрик-
ционного узла определяется и средняя объемная температура,
н приращение контактной температуры, и поверхностная темпе-
ратура.

Как было отмечено, фрикционный узел следует считать рабо-
тоспособным, если при его эксплуатации не происходит прогрес-
сивного, непропорционального внешней нагрузке износа. Исходя
из этого для оценки работоспособности муфты и тормоза надо
выбирать такую температуру на фрикционном контакте, превы-
шение которой приводит к качественным изменениям характера
износа фрикционных элементов.

Уже отмечалось, что в прессостроении (как, впрочем, и в общем
машиностроении) работоспособность муфты и тормоза чаще всего
характеризуется средней объемной температурой. В этом случае
характер нагружения узла, т. е. изменение по времени момента
трення, не оказывает влияния на температуру фрикционного
контакта. Опыт эксплуатации фрикционных узлов в прессострое-
нии показывает, что при сравнительно невысокой средней объемной
температуре (ниже 150° С) интенсивность износа бывает различ-
ной. Эксперименты, проведенные в ЭНИКМАШе [112, 113],
показали, что при одинаковых давлениях и средних объемных
88
температурах для одной и той же пары трения интенсивность из-
носа фрикционных элементов изменяется с увеличением мощности
трения.

Характер изменения средней объемной температуры в зави-
симости от показателя износа по данным натурных испытаний

Рис. 51. Зависимость установившейся объемной
температуры однодисковой муфты от показателя
износа

однодисковой муфты кривошипного
пресса показан на рис. 51 [112]. Из
рисунка видно, что с достаточной для
практики точностью через все опытные
точкн может быть проведена прямая
линия. Если износ характеризовался
бы только объемной температурой, то
интенсивность износа была бы пропор-
циональна температуре. Однако этого
не наблюдается (рис. 52).

Рис. 52. Зависимость линей-
ной интенсивности износа от
установившейся объемной
температуры [112]:

--------- для вкладышей оваль-
ной и — — — —круглой формы;
] — Я = 10,2 кГ/см*, &вз==0,46;
2 — я = 15,3 кГ/см2,

3 — я = 12,4 кГ/см*, йвз=0,40;
4 _ д = 24,7 кГ/смг, &6з =
= 0,20; 5 — я = 40,1 кГ)см.*,
к8з= 0,14; 6 — я =30,6 кГ/см*,
квз^0,15

Следовательно, средняя объемная температура не может быть
рекомендована для оценки работоспособности узла.

Характеризовать работоспособность фрикционного узла только
приращением контактной температуры, очевидно, также нельзя,

так как при этом не учитывается влияние интенсивности включения
узла на величину износа фрикционных элементов.

Для комплексного учета характера нагружения н интенсив-
ности включения узла оценка работоспособности должна про-
водиться по максимальной поверхностной температуре, развивае-
мой в процессе тепловыделения, т. е. в процессе включения муфты
и тормоза.
На рис. 53^п ри веде ны опытные данные, полученные М. П, Алек-
сандровым [3'1.

^На рис. 53, а показано изменение поверхностной температуры
в процессе одного торможения, а на рис. 53, б — распределение
этой температуры по толщине в различные моменты торможения
г = ///с.

Из рассмотрения кривых на рис. 53, а видно, что [в любой
момент времени средняя объемная температура тела всегда на
60—70% ниже текущей поверхностной температуры и что макси-
мальная поверхностная температура развивается не в конце про-
цесса торможения, а в момент времени

На рис. 54 показано распределение температуры при устано-
вившемся режиме трения во время стендовых испытаний фрикцион-
ных материалов [60]. При этом поверхностная температура (при
2 = 0) всегда выше средней объемной температуры, причем сред-
няя поверхностная температура тем больше, чем больше темпера-
туропроводность. Например, при скорости скольжения 1,25 м!сек
поверхностная температура контртела примерно в 1,6 раза, а
фрикционного элемента почти в 2,6 раза выше средней объемной
температуры.

Определение максимальной или допустимой температуры на-
грева фрикционного контакта большинство авторов связывает
с особенностями пары трения.

По данным М. П. Александрова [2, 3 ] допускаемая температура
нагрева в зависимости от пары трения составляет: 320° С для пары
чугун—чугун; 260° С для пары чугун—сталь и сталь—сталь;
200° С для пары тканая тормозная лента типа А — чугун или
сталь; 175° С для пары тканая тормозная лента типа Б — чу-
гун илн сталь; 220° С для пары вальцованная лента 6КХ-10 —
чугун или сталь; 1000° С для пары ретннакс ФКД6Л — чугун
и 250° С для пары пластмасса типа КФ-3, КФ-ЗМ,К217-57 — чугун
илн сталь.

На рис. 55 приведена зависимость линейного износа Ай круг-
лых вставок из ретинакса ФК24А от установившейся объемной
температуры для однодисковой муфты пресса. График построен
по данным ЭНИКМАШа [112, 113] при постоянной работе трення
за одно включение. Из рис. 55 видно, что при объемной темпера-
туре свыше 130° С, названной критической температурой
интенсивность изнашивания резко увеличивается.

На рис. 56 показан характер изменения весового износа фрик-
ционных элементов; эксперименты проводились на стенде МАМИ.
В ходе экспериментов установлено, что у испытанных материалов
имеются две зоны с различной интенсивностью изнашивания.
В первой зоне (изменение температуры от нуля до величина
износа пропорциональна внешней нагрузке; во второй (когда тем-
пература больше износ катастрофически быстро возрастает.
Рис. 53. Изменение поверхностной температуры т&пов, момента трения А4(,
угловой скорости (о^ и мощности трения в процессе торможения
(а) и распределение температур по толщине г диска (б)-

Рис. 54. Распределение температуры при установившемся режиме
трения для пары чугун—ретинакс
Кривые, аналогичные приведенным на рис. 56, даны в работе
М. П. Александрова 12, 3] и в работах других исследователей.

Из изложенного можно сделать следующие выводы.

1.	Применяемые в прессостроенни фрикционные * материалы
(в диапазоне температур до 250° С) имеют критическую темпера-
туру Фкр, при достижении которой величина износа материала
пропорциональна внешней
нагрузке.

2.	При определении кри-
тической температуры необ-
ходимо учитывать среднюю

№ мг

Рис. 56. Зависимость весового износа
от средней объемной температуры:

/ — динамические и 2 ~ статические испы-
тания ретинакса ФК16Л; 3 — динамические
и 4— статические испытания ретинакса ФК24А;

5 — статические испытания козида

Рис. 55. Зависимость линейного из-
носа от? установившейся объемной
температуры для однодисковой
муфты

объемную температуру, характеризующую частоту включения
фрикционного узла, и приращение контактной температуры, зави-
сящее от изменения момента трения в процессе тепловыделения.

3.	Оценка работоспособности фрикционного узла по темпера-
туре нагрева должна состоять в определении максимальной по-
верхностной температуры, развиваемой непосредственно на фрик-
ционном контакте, и в сравнении ее с критической температурой,
зависящей от особенностей пары трения.

4.	Для оценки работоспособности фрикционного узла по по-
казателю износа К допускаемое значение [К ] должно быть свя-
зано с критической температурой нагрева фрикционного кон-
такта.
§ 18. РАБОТА МУФТ И ТОРМОЗОВ В ПЕРИОД
РАЗГОНА И ТОРМОЖЕНИЯ

Экспериментальные исследования муфт и тормозов кривошип-
ных прессов, проведенные ЦБ КМ [49], ЭНИКМАШем [112,
113], МАМИ [19, 20], прессостроительными заводами БЗМП,
ВЗТМП, ВЗКПО им. Калинина и другими, а также данные экспе-
риментов по общему машиностроению [2, 3, 106] показывают,
что момент трения, развиваемый фрикционными узлами в период
разгона или торможения, зависит от условий нагружения. В по-
давляющем большинстве случаев максимальное значение момента
трения достигается в конце процесса разгона или торможения.

На рис. 57 приведены осциллограммы изменения момента тре-
ния по времени. Для муфт и тормозов прессов графики а—в яв-
ляются характерными, их отличительная особенность состоит
в том, что время включения узла 1в и время выравнивания угловых
скоростей ведомой и ведущей частей привода 1С соизмеримы.
Графики а, д характерны для муфт и тормозов, применяемых в об-
щем машиностроении, когда время 1в значительно меньше вре-
мени 1С.

Для фрикционных узлов прессов, у которых отношение 4е-3,
хорошее совпадение с опытными данными дает аппроксимирова-
ние кривой изменения момента трения ЛЦ во времени степенной
функцией

м1 = ве.	.	(70)

Параметры Виг зависят от особенностей работы конкретного
фрикционного узла.

Параметр В определяется из условия, что к концу процесса
разгона (торможения), т. е. при I — 4, муфта или тормоз передают
момент, равный ЛЦ:

Если процесс разгона заканчивается раньше процесса вклю-
чения (при 1С < 4), то момент М/с меньше расчетного мо-
мента Мрос, т. е. момента трения, развиваемого в конце процесса
включения фрикционного узла. Если процесс включения узла
заканчивается раньше процесса разгона (при 4	4), то мо-

мент Ми Мрас.

Для определения показателя степени г проанализируем харак-
тер изменения момента трения и давления на фрикционном кон-
такте в процессе работы муфты и тормоза при разгоне и торможении
ведомой части привода.

Экспериментальные исследования фрикционных материалов
(применяемых в прессостроенни), проведенные в МАМИ, пока-
зали, что наибольшее влияние на изменение коэффициента трения
93
оказывает температура на поверхности трения, вернее градиент
температуры. Согласно экспериментам по мере повышения гра-
диента температуры (в диапазоне поверхностных температур до

Рис. 57. Типовые осциллограммы изменения момента трения и давления на фрик-
ционном контакте по данным:

а и б — ЭНИЦМАШ для однодисковой муфты и тормоза; в — ЦБКМ и МАМИ для много-
дисковой муфты; г — М. П. Александрова для тормоза; д — А. В. Чнчинадзе для тяжело-
нагруженного тормоза

300° С) практически у всех фрикционных материалов величина
коэффициента трения монотонно уменьшается.

На рнс. 53 были приведены экспериментальные кривые изме-
нения поверхностной температуры момента трения М/,
угловой скорости со, и интенсивности работы трения (мощности
трения) в процессе торможения. Кривые на рис. 53, а пока-
зывают, что максимум поверхностной температуры и максимум
94
мощности трения не совпадают. Сопоставление кривых изменения
момента трения и поверхностной температуры позволяет сделать
вывод о том, что характер изменения момента трения зависит от
характера изменения поверхностной температуры. Более того,
максимуму поверхностной температуры (следовательно, и макси-
муму градиента температуры) соответствует максимальный провал
на кривой момента трения (см. точку а на рис. 53, п).

Если изменение поверхностной температуры, а следовательно,
и рост температуры в процессе разгона или торможения будут

Рис. 58. Вспомогательные графики

для определения показателя степени г:

1 — действительная кривая и 2 — аппроксимирующая ее кривая изменения, момента тре-
ния по времени; з — изменение давления иа фрикционном контакте; 4 — изменение иде-
ального момента трения

незначительными, то кривая изменения момента трения по вре-
мени будет близка к кривой изменения давления на фрикционном
контакте, т. е. к кривой роста давления в процессе включения.
Если градиент температуры достигнет такой величины, при кото-
рой он оказывает влияние на коэффициент трения, то момент тре-
ния будет уменьшаться. Степень уменьшения момента трения вслед-
ствие воздействия мгновенной поверхностной температуры можно
учесть коэффициентом с$:

СА --	'	?

(71)

где М/а — идеальный момент трения, передаваемый фрикцион-
ным узлом в период возникновения максимальной
мгновенной поверхностной температуры, т. е. такой
момент трения, который бы имел место при постоян-
ном коэффициенте трения;

— действительный момент трения, передаваемый фрик-
ционным узлом при данных условиях эксплуатации.
От величины коэффициента и времени (момента возникно-
вения максимальной поверхностной температуры) зависит вели-
чина показателя степени г, введенного в выражение (70).

При работе муфт и тормозов прессов могут быть следующие
случаи (рис. 58):

1)	т. е. при относительном времени включения тв =

=	> 1 (Рис- 58, а);

2)	1С т. е. при относительном времени включения тв =

= -г-< I (рис. 58, б).

‘с

Показатель г находится из условия, при котором площади,
образуемые действительной кривой изменения момента трения
и аппроксимирующей ее кривой вида = В 4, равны.

Изменение идеального момента трения Мц> при постоянном ко-
эффициенте трения, равном коэффициенту трения покоя, и услов-
ного момента трения при постоянном коэффициенте трения
движения, развиваемого при максимальной поверхностной тем-
пературе, выразим в виде показательных функций

< Мрас

’ см !	(72)

I

где Мрас — момент трения, развиваемый в конце процесса вклю-
чения фрикционного узла;

х — показатель, характеризующий изменения давления
на фрикционном контакте.

Из выражений (72) получаем, что в момент времени I = 1в
момент М/с, развиваемый на фрикционном контакте, в конце
процесса включения равен;

при 1С т. е. при тй 1,

=	(73)

при 4 < 4, т. е. при т,, > 1,

=	(74)

%

Равенство площадей действительной и аппроксимирующей
кривой может быть выражено для случая 1С < следующим
образом:

У (И + М^ (1С — 1^) 4~
о

4- -у (М/с — -М/#) (1С —	== У М/ (11.

о
При переходе к безразмерному текущему времени т = 1ИС,
обозначив ту> = 1$НС, тв = 1вНс и выразив текущие значения М'
и Л4" через [см. выражения (72)1, получим после соответ-
ствующих преобразований следующую зависимость для опреде-
ления показателя г:

г =-----------—1--------------1.	(75)

х_|_1 + 2 0 +

Аналогичные преобразования для случая 4 (т. е. при тв

1) приводят к следующей расчетной формуле для определения
показателя г:

--------------1.	(76)

Т"+1"+	2 V + *

Зависимости для определения времени включения узла
и показателя х приведены в гл. IV. Продолжительность процессов
включения и величина показателя х существенно зависят от дав-
ления сжатого воздуха. Например, при давлении в воздушной
сети рр — 54-5,5 ат показатель х для муфты равен 0,7—0,75,
а для тормоза 0,25—0,3, в то время как при рр = 3,5 ат пока-
затель х для муфты 0,95—0,98, а для тормоза 0,45—0,5*

Зависимости для определения времени относительного про-
скальзывания 1С приведены в гл. II [см. формулу (13)1.

Относительное время — -г— , соответствующее моменту воз-
никновения максимальной поверхностной температуры, зависит
от характера изменения поверхностной температуры в процессе
разгона и торможения. Как будет показано в § 17, изменение по-
верхностной температуры $ (0, I) по времени происходит про-
порционально изменению относительной поверхностной темпе-
ратуры С (т, г), т. е.

#(0,	=	г).	(77)

Относительная поверхностная температура С (т, г) определяется
по формуле (114), вывод которой приводится ниже, и зависит от
характера изменения момента трения в процессе тепловыделения
(показатель г) и относительного времени т = И1С. При принятых
в прессостроении соотношениях между параметрами на (т, г)
меньшее влияние оказывает относительный момент сопротивленияф
и относительный момент инерции у. Если принять ф = 0 и / — 0,
то зависимость (114) может быть приведена к виду

Цг, г) =- 2 УтМ-' (к"" +	) —1^+2 (1,5Л"Р +	) +

7 В. И. Власов

97
Приведенный коэффициент теплораспределения кпр в муфтах
и тормозах прессов изменяется от 1 до 10.

Относительная температура С (т, г) изменяется от нуля [при
т = 0,	(0, г) =0], проходит через максимум при т = и при

т = 1 становится равной

и1. =

Для определения относительного времени возьмем первую
производную по т от функции С (т, г) и приравняем ее нулю.

Рис. 59. Зависимость време-
ни от параметров г и кпр

Тогда из уравнения	= 0

после подстановки в него значения
функции С (т, г) из выражения (78),
дифференцирования и преобразования,
а также приняв, что т -	1, полу-

чаем следующую формулу для опреде-
ления относительного времени т#:

где

X— —4Г2
2Г

(79)

Х=(32+2)(1,5Ал'’ + 7±т); 
У=(2г+1>5)(Агп', + 7^г);
2 = (2г +!)(*”'’ 4-^).

Результаты вычислений по форму-
ле (79) приведены на рис. 59.

На основании расчетных выражений (75), (76) и (79) построена

номограмма для определения показателя г в зависимости от пара-
метров тй, х и (рис. 60).

Величина коэффициента с$ для испытанных материалов коле-
балась в пределах 0,75—1,0 и зависела от особенностей фрикцион-
ного материала и градиента температуры на поверхности трения,
возникающего в процессе тепловыделения. Конкретные значе-

ния должны определяться исходя из экспериментальных данных.
Например, для ретинакса ФК24А, работающего в паре с чугуном
в однодисковой муфте [112, 113], независимо от средней объемной
температуры коэффициент по данным эксперимента, составлял
0,87—0,89.

В настоящее время еще нет достаточного количества экспери-
ментальных данных, необходимых для точного определения коэф-
фициента с$ для всех фрикционных материалов, применяемых
в прессостроенин. Практические рекомендации для определения
коэффициента при проектировочных расчетах фрикционных
узлов муфт и тормозов приведены в гл. V.

Рис. 60. Номограмма для определения показателя г

§ 17. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МАКСИМАЛЬНОЙ ТЕМПЕРАТУРЫ НАГРЕВА
ДИСКОВЫХ МУФТ И ТОРМОЗОВ

При расчете муфт н тормозов на работоспособность определяется
максимальная температура, возникающая на поверхности трения
в период установившегося теплового режима. Под установившимся
тепловым режимом работы фрикционного узла понимается такой
режим, при котором не происходит дальнейшего роста средней
объемной температуры. Установившийся тепловой режим насту-
пает по истечении времени 1усту которое гораздо больше времени
одного цикла т. е. времени между двумя последовательными
включениями фрикционного узла. В муфтах и тормозах криво-

7*	99
шипных кузнечно-прессовых машин установившийся тепловой
режим наступает через 1,5—2 ч непрерывной работы пресса, тогда
как время одного цикла обыч- .

но не превышает 3—20 сек.

Рис. 61. Изменение установившейся объемной температуры (а) и поверхностной
температуры (б) в период установившегося теплового режима:

1 — установившаяся объемная температура; 2 — поверхностная температура в процессе
тепловыделения и 3 — в процессе теплоотдачи

температура ОлЛх возникает в результате суммирования тепло-
вых потоков, т. е. складывается из установившейся объемной
температуры $уСт и максимального приращения поверхностной
температуры (0,

СТ -	+ Ж ^).	(81)

Процесс тепловыделения во фрикционных муфтах и тормозах
прессов происходит в период разгона и торможения ведомой
части привода и продолжается не более десятых или даже сотых
долей секунды. Поэтому приращение поверхностной темпера-
туры, являющееся следствием тепловыделения на контакте при
каждом включении, можно определить без учета теплоотдачи
в окружающую среду. Тогда, считая тепловой поток линейным,
равномерно распределенным по радиусу трения и направленным
по нормали к поверхности трення (по координате г), можно
найти текущие значения температур диска (г, I) и фрикцион-
ЮО
ного элемента (г, I) из дифференциальных уравнений тепло-
проводности для одномерного теплового потока:

д’й1 *! (г, 0 _	д3^ (г, /)

й а‘ &	;

(82)

(*. О
й 01	&	’

где а ==•	— коэффициент температуропроводности;

р, с, Л — плотность, удельная теплоемкость и коэффициент
теплопроводности.

Индекс «1» (здесь и в дальнейшем) показывает, что данный
параметр относится к диску трения, индекс «2» — к фрикционному
элементу. Вследствие неоднородности граничных условий уравне-
ния (82) не могут быть решены классическим способом, например
разделением переменных по методу Фурье. Поэтому для разделе-
ния переменных г и I воспользуемся следующим приемом.

Отсутствие теплоотвода в окружающую среду позволяет за-
писать условие теплового баланса для диска трения (толщина к А
н фрикционного элемента (толщина йа) в виде
г=/ц _	_	1

У »1(г, Г) <1г = к’Ащ,

I (83)
г=Пъ

Гтр№1 \ #2 (г, /) Аг = (1 — к") 4Ш,
г=0

где к” — коэффициент распределения теплового потока от
текущей работы трения;

Р,пр, Лс — площадь поверхности, через которую подводится
тепло к фрикционному элементу (площадь трения)
и диску трения (площадь кольца трения).

Для определения истинной температуры на поверхности тре-
ния вместо площадей Ртр и Рк необходимо подставить величину
фактической площади трения Рф. Так как нас интересует рас-
пределение одномерного теплового потока в глубину (по коор-
динате г), то при решении уравнения теплопроводности опреде-
ляется осредненная поверхностная температура, которая ниже
истинной температуры, возникающей на пятнах контакта.

Расчетной толщиной фрикционного элемента для узлов со
сплошными вставками является половина толщины вставки, для
узлов с накладками — полная толщина накладки.

Уравнения (83) показывают, что в любой момент времени /
количество тепла, подводимого к диску трения или фрикционному
элементу .пропорционально текущему значению работы трення А « р
Из уравнений (83) получаем (далее уравнения выводятся
только для диска трения)

г1 -	- к"А

О <6 = -^ = г (/и (0-	(84)

Интеграл в выражении (84) равен произведению двух функции.
Функция Т (I) показывает распределение теплового потока в функ-
ции времени по глубине и считается независимой от координаты г.

Функция / (/) учитывает характер изменения функции Т (/)
по глубине при условии, что некая искомая функция & (г) не
зависит от времени Л Учитывая принятые допущения относи-
тельно характера изменения функций 71(/), /(/) и оГ (г), можно
записать следующее решение уравнений (82):]

О (г,

С учетом выражения (84) это решение принимает вид

<85>

Тогда составные части уравнений (82) будут равны

д/ “	/3(0	2/1 1 Л

д2^ (г, 0 _ к"лщ

1 дг2 1	^"(г).

Приравнивая правые части этих выражений на основании
уравнении (82) и учитывая, что производная от работы трения Д(/)
есть мощность трення Мц), т. е. — №(?), получим после соот-
ветствующих преобразований следующее дифференциальное
уравнение:

<Г"ф~еГЙМ0===0,	(86)

где

Общее решение уравнения (86) имеет вид
^ (?) =

где

Ч. = ±КМ0-

юз
Так как с увеличением координаты г функция & (г) может
только уменьшаться, то решением уравнения (86) будет выра-
жение

(87)

Подставляя полученное выражение функции & (г) в уравне-
ние (85), получим

= (88)

Обычно при решении задач теплопередачи во фрикционных
узлах принимается, что градиент температуры на фрикционном
контакте равен среднему притоку тепла в единицу времени 150,
57, 107, 122], т. е.

3^(0, О
дг

Атр

(89)

При известном характере изменения работы трения в процессе
тепловыделения выражение (89) может быть записано в виде

^(0, 0	л(/)

дг	№к^ч

(90)

д

Отношение - ~ — является текущим значением средней мощ-
ности трения. Однако при работе фрикционных узлов на фрикцион-
ном контакте в каждый момент времени действует еще и мгновен-
ная мощность трения Мщ, вызывающая мгновенное изменение
контактной поверхностной температуры.

При определении максимальной текущей поверхностной тем-
пературы необходимо учитывать среднюю мощность трения,

Д / у \

равную —~~, и мгновенную мощность Поэтому выражение
для градиента температуры на фрикционном контакте запишется
в виде

/^(0, Г |	1

где к! — коэффициент распределения мгновенного теплового по-
тока.

Первый член в правой части выражения (91) характеризует
мгновенный приток тепла (или мгновенную контактную темпера-
туру), а второй характеризует общий приток тепла (среднюю
поверхностную температуру). Поэтому для определения постоян-
103
Ной интегрирования С возьмем первую производную от выраже-
ния (88) и, учитывая граничное условие (91), получим

/г'дг [_ ь"ь

* вз ^Р1с1 НО

Рщр^г	^(0 КРх (О

Подставляя значение постоянной интегрирования С в выраже-
ние (88), приходим к следующей зависимости для определения
текущей температуры диска треиия:

А 1

$1 (2,

1‘тр^у V 01 (О

(92)

Для определения функции (^(О подставим в выражение (84)
значение функции йг (г, I) из выражения (92) и произведем ин-
тегрирование, тогда

МО =

*'*(,) +к’к„^

(О).

(93)

При решении дифференциальных уравнений (82) теплопро-
водности было принято допущение о том, что теплопередачи в окру-
жающую среду не происходит. Это допущение выдерживается,
если на наружной поверхности диска (при г /ц) градиент тем-
пературы равен нулю, т. е.

Д|,||(А' = 0 = — [а'Л^; +

дг	I.	1

/31 (О
Ртр^1

(94)

Правая часть выражения (94) равна нулю, если
«Г* Имо

Последнее условие выдерживается с точностью до 10%, если
А1/М0 — 2,3; с точностью до 1%, если Н1/МО =4,6 и
с точностью до 0,1%, если /Р1 (О = 7*

В муфтах и тормозах прессов для дисков толщиной /ц > 10 мм
при продолжительности тепловыделения 4 < 0,3 сек числовая
величина произведения А1/01(/) изменяется от 4 до 20, т. е.
можно принять, что

Л» V(О 0

Тогда выражение (93) может быть приведено к виду

к йвзЯ1Л(0

(95)
Исходя из аналогичных рассуждений получим для фрикцион-
ного элемента

(1-П *(()+(!-П-71-

Р'2 =	(1 — *•) ааЛ(() •	(9б)

После подстановки выражений для функций (/) [н анало-
гично для р2 (/) ] в зависимость (92) приходим к следующим урав-
нениям для определения распределения прироста температуры:
в диске трения

["4^7 ^«> +

^(г, /)-—

Ртр	Р1С1Л1

(97)

во фрикционном элементе

-&2(2, /) —

Х~к> Л/ -4- 4(0
+ ~Т~

1 — Г
Ртр V Расз^2

(98)

Окончательные зависимости для определения поверхностной
температуры на фрикционном контакте имеют вид:

для диска трения

^(0, 0 =

к"к„

Ртр У

^*(о+^]; (99)

для фрикционного элемента

(0, I) =	1/Ао I*<О + ^-1.	(100)

Ртр V раС2Ла |/	м «	г 3

Текущие значения мощности трения и работы трения А(()
определим из условия, что

=^<0^.,;	(101)

-4(0 = (Ло <« = Г ,4/,	(102)

где о>ск. г = (<Р1/ — <р2/) — относительная скорость скольжения
иа фрикционном контакте;

и (о2/ — текущие скорости скольжения веду-
щей и ведомой частей [см. формулы
(11), (12) и (14)].
Текущее значение момента трения М.( находим по формуле (70).
Выражения для относительной скорости скольжения имеют вид:
для процесса разгона



_ Д (»+/) уг+1
А(г + 1)

А

для процесса торможения

В1гЛЛ х\'М1с1

-А(г+1)

Подставляя выражения <+;. / и М.{ в формулы (101) и (102)
н переходя к безразмерному времени т = И1С, после преобразова-
нии и интегрирования получим:

для процесса разгона

А'.О = !+/^7(^+1) [(1 + /)(!—'г+1)-’М* + >)(’ -г)]; (103)

Л	М1с(дмХг+Чс Г 1+1 Л	Л г4-1 \

= 1+/_1|,(г + 1)	~7Т2 тл:

(104)

для процесса торможения

^<0 = Г+^+) [1 ~тг+1 +	+ 1)(1 ~т)];	(105)

Д(/) ==

Мимг+Чс Г 1 (1
1 +^(г-Ь 1) I 1 +* \

тг4"1

2 + 1

г + 2

+ *ф(1

2

Полная работа трення Атр, выделяемая в течение процесса
разгона илн торможения, определяется из выражений (104)
и (106) путем подстановки в них значения т = 1, т. е. I = /с, н
равна

Ат,: = аА^.	(107)

Коэффициент аА показывает влияние характера изменения
момента трення (параметр г), момента сопротивления (коэффи-
циент ф) и соотношений моментов инерции (коэффициент /) на
величину работы трення н определяется по формулам:

для процесса разгона

1+'-2*Ш

°А _[1+/-Ч>(г + I)]2;	(108)
для процесса торможений

_ 1+2*7Т2

ал-и +^(2 + 1)]2 •

(109)

После подстановки значений Л1(о и 4^ в расчетные зависи-
мости (97)—(100) и проведения соответствующих преобразований
получаем следующие формулы для определения распределения
прироста температуры:

в диске трения:

А /7 А _ №кв3Атр^ (т, г) |/~ с 2 V аЦ Х (Т) + . Л1()\
1(1 ’ ( }

0,(0, /) = ^вэАтр^Т^) М}с_ .	(Ш)

Ртр Кр1С1^1	" 72®лс

во фрикционном элементе

<М*. /) = С	у|Т> + 11; (112)

Рщр Кра^Ла ' ~м

01(0, о = <’ -у)лу^1 у^у, (113)

Ртр г Рг^^й '	2 м

где кпр ~ ~^7----приведенный коэффициент Теплораспределе-

К Кез

ния;

Лтр — полная работа трения за одно включение,
определяемая по формуле (107);

М(с — момент трения, развиваемый в конце процесса
разгона илн торможения и определяемый по
формулам (73) илн (74);

С (т, г) — относительная поверхностная температура,
равная

С(Т, г) = вУ+ Г2)Г!?’-1-’.	(114)

Коэффициенты В,
мулам:

для процесса разгона

В =

определяются по следующим фор-

1 +/

2(г + 1) г 4-2

— тр(г + 1)(1—т);

(И5)
для процесса торможения

Утт?4^

2 (г + 1) г г + 2

Коэффициент и (т)

Г1=1--г2+1 + ’1’(г+1)(1-т);'



= т:р-(1 — О-З-г2-*’) +	,(116)

+,Н1 ^м4т)-	|

равен:

и(г) = ^г.

(П7)

Относительная поверхностная температура & (т, г) при т = О
равна нулю, а при т = 1 становится равной:

для процесса разгона

С(1, г)

для процесса торможения

; (1, г) = ]/

Коэффициенты распределения теплового потока к’ и к" опре-
деляются путем приравнивания правых частей выражений (111)
и (113):

*’=----------у==-.	(И8)

1+*« V

Г Р1С1Л-!

Подставляя в выражения (111) и (113) значение к", получаем
для коэффициента к' известную формулу Ф. Шарроиа:

*’ =------7=у—	(И9)

I . 1 / р2С3^2

Г

откуда получаем
к' 1 — к' __________________________ ,пр

~к"к'0-~ “ 1 — А* ~	*

Величина ]/рбА часто называется коэффициентом теплового
насыщения. Коэффициенты теплового насыщения и температуро-
проводности для некоторых пар трения приведены в табл* 4.

Расчетные данные по распределению прироста температуры
по толщине диска, полученные при решении зависимостей (ПО)—
(ИЗ), хорошо совпадают с данными эксперимента. На рис. 62
приведены типовая осциллограмма изменения момента трения и
давления для однодисковой муфты пресса (/?Ср = 21,5 см; Ртр =
108
Таблица 4

Теплофизические параметры Материалов пар трения

Параметры	Материал					
	Сталь	Чугун	Ретинакс	Металло- керамика ФМК-11	Козид	Т ипа феродо
в кал!(см2-сек®’5 • град) а в смЧсек	0,324  1,25	0,329  1,88	0,025  0,35	0,201  1,4	0,024  0,3	0,023  0,26

= 660 см2) и данные по распределению температур в процессе
тепловыделения. Максимальное приращение поверхностной тем-
пературы составляет 0- (0, {$) =~ 27° С, а установившаяся объем-
ная температура нагрева муфты по данным эксперимента состав-
ляет йуст = 65° С* Следует отметить, что в муфтах крупных прес-
сов приращение поверхностной температуры достигает 50—80° С
(см. рис. 63).

На рис. 53 и 54 был показан характер распределения темпе-
ратур по глубине для тормоза общего машиностроения. Сравне-
ние кривых, приведенных на рис. 53, 54 и 62, указывает на полное
качественное совпадение картины распределения температур.
При количественном сравнении этих данных следует учитывать,
что в муфте пресса (см. рис. 62) продолжительность тепловыделения
составляет 1С — 0,165 сек, в то время как в тормозе (см. рис. 53)
продолжительность тепловыделения около 21 сек, т. е. в 120 раз
больше.

В муфтах и тормозах прессов полное время цикла более
чем в 30 раз больше времени тепловыделения 1С. Поэтому при
расчете теплоотдачи в окружающую среду можно пренебречь не-
равномерностью распределения температур по толщине диска,
возникающей в период тепловыделения. Из рис. 62 видно, что
к концу процесса разгона (торможения) степень неравномерности
распределения температур значительно уменьшается (см. кривые
при т = 0,2 ит= 1). За полное время цикла 1Ц эта неравномер-
ность, очевидно, полностью исчезнет. Поэтому среднюю объемную
установившуюся температуру можно определить суммированием
тепловых потоков от каждого включения.

Прирост средней объёмной температуры диска треиия ДО*
за одно включение определяется по формуле (84). Подставляя
в эту формулу значение текущей температуры при I = 4, получим

=	(120)

Г трР16’1^1
Объемная температура к концу первого включения будет
равна

-&1К =	+ АО*.

Во время работы происходит охлаждение фрикционного узла
за счет отдачи тепла окружающему воздуху. Количество тепла,

Рис. 62. Типовая осциллограмма (а), изменение прироста по-
верхностной температуры в процессе разгона (б) и распределе-
ние температуры по толщине диска (в) для однодисковой
муфты:

/—момент трения; 2—номинальное давление; 3~отметки времени
отданного фрикционным узлом за время сП, определяется по
формуле

(1Ц = аГ0ХЛ — -&в03) (И.

Используя рассуждения авторов работы [34], получаем,
что после достаточно большого числа включений средняя объем-
ная температура достигает установившегося значения

(121)

где '&еоз — температура воздуха;

а — коэффициент теплоотдачи;

— площадь охлаждения.

Обычно коэффициент теплоотдачи а для конкретных процес-
сов теплообмена определяется опытным путем. Согласно данным
работы [84] в условиях естественной конвекции коэффициент
теплоотдачи при охлаждении воздухом составляет 5—30 ккал/(л2 X
хч*град); при охлаждении водой 100—1000 ккал/(м2-ч^град).

Для расчета теплоотдачи в муфтах и тормозах рекомендуются
следующие значения коэффициента теплоотдачи:

по данным А. И. Пестова

а — (2__3) + 2,27' - 4 ^е°’8 ккал'/м2- • ч  град);.

по данным В. В. Корнилова [57]
/о	. 1,09-10”3 ре2/3

а —(2 — 3) ---------------ккал'Км2 • ч-град),

где П = 2/?ср — средний диаметр поверхности охлаждения в м;
^ср — средний радиус трения;

Ке — число Рейнольдса { Ке = ------) •

V =	— линейная скорость поверхности охла-

ждения иа среднем диаметре в м/сек;

те — кинематическая вязкость воздуха.

По данным В. А. Добровольского и К- И. 3аблонского[34]
а = 10 — 20 ккал/(м2-Ч'град), а по данным Е. С. Назаренко,
В. П. Салова [77] для дисковых муфт прессов а = 40-Г-47
ккал/(м2 • ч • град) и для тормозов а = 2838 ккал/ (м2 -ч-град).

В результате обработки данных экспериментов, проведенных
в ЭНИКМАШе (см. рис. 57), установлено, что для испытываемой
муфты а = 60 ч- 62 ккал/(м2 • ч • град).

Рекомендации А. И. Пестова и В. В. Корнилова дают занижен-
ные коэффициенты теплоотдачи для тормозов, завышенные для
муфт, рекомендации В. А. Добровольского [34] приводят к зани-
женным результатам.
Обработка опытных данных [77, 113 и др. 1 позволяет рекомен-
довать следующую расчетную формулу для определения коэффи-
циента теплоотдачи для дисковых муфт и тормозов прессов:

а = 30(1 4- Ь^ср) ккал/(м2*ч-град),	(122)

где Ьу — 0,01-^0,15 — коэффициент, учитывающий особенности
работы фрикционного узла н характер
поверхности охлаждения;

— линейная скорость на среднем радиусе
трения в м/сек.

Максимальная поверхностная температура диска трения раз-
вивается в момент времени I = 1&. Подставляя в исходную зави-
симость (81) приращение поверхностной температуры [фор-
мула (Ш)] при / = и среднюю установившуюся объемную
температуру [формула (121) ] с учетом того, что I —	, а также

вводя коэффициент поверхности охлаждения

_ Рохл^-вз

=

получаем

атау. а ^Пкв3А(прПек

ДЙ = •0!Т|ЯХ — о ----------------------------

шах пов воз	Ртр

V Г Ета* ____~|Л	;	1 1	ИТГк

п8к]^ V ^м^603фа\'

Обычно диск трения изготовляют нз стали или чугуна, для
которых	0,325 кал/(см2-сек1?2-град) (см. табл. 4). Под-

ставляя в формулу (123) значение коэффициента теплоотдачи
нз формулы (122) и вводя тепловой эквивалент работы, получаем
(с учетом размерности) следующую формулу для определеиня ма-
ксимальной температуры перегрева поверхности трения:

Д$тах = #'Ш	(124)

Параметр К называется показателем износа и определяется
по формуле

Атркезпвк

Коэффициент П равен

&	°-72^ах	и_ 47

П-вк г	№ ~1~ &о^ср) *

(125)

(126)

где ^тах ~ С (те, г) —- максимальное значение относительной по-
верхностной температуры, развиваемой
в момент времени т =
Номограмма для определения Стах приведена в гл. V.

Приведенный коэффициент поверхности охлаждения 8ф ха-
рактеризует тип фрикционного узла н особенности теплоотвода
между двумя включениями. Коэффициент зф определяется из
условия, что в течение полного времени цикла теплоотдача
происходит с наружной поверхности диска трения, а с внутрен-
ней — лишь в период, когда диски разомкнуты, т. е. в течение
времени (/ц — 1маи1) для муфты н в течение времени 1яаш для
тормоза. Отсюда коэффициент 8ф равен

5Ф = тРк1ц

где 8пр — приведенная цикловая поверхность охлаждения, ко-
торая в общем случае равна

8пр	- Ртр) + Гтр*Охл] Ш 4- РК1Ц (т - 2). (128)

Для муфт 10ХЛ = I,— 1маш, для тормозов 10ХЛ = 1маш =	.

Наружная поверхность охлаждения Рн (1,1 1,2) Рк при нео-
ребренном диске и Рн (1,5-г- 1,6) Рк при оребренном диске.
Учитывая это и то, что в многодисковых узлах (т 4) со сплош-
ными внутренними ведущими дисками последний член в формуле
(128) равен нулю, а также принимая РН1 Рн2> получим после
соответствующих преобразований формулы для определения коэф-
фициента 8ф:

для однодисковых муфт со вставками

5$ = Л 4-1 спквз,

для однодисковых тормозов со вставками

~Г* 1	(1	^/;)>

для многодисковых муфт со сплошными^внутренними дисками
_____	+ тсп .

для многодисковых тормозов с полыми внутренними дисками
__ 2 (А + 1) + т(1 + сл)

5Ф-----------т

н т. д. (подробнее в работе [16]).

В этих формулах коэффициент к, для неоребренных поверх-
ностен равен 1,1—1,2 и для оребренных поверхностей 1,5—1,6.

В гл. V приведены данные для определения коэффициентов 8Ф
и Ьа.

При расчете фрикционных узлов на работоспособность опре-
деляется критическое состояние материала, достижение и пре-
вышение которого ведет к качественным изменениям характера

8 В. И. Власов	НЗ
изнашивания, т. е. к переходу от одного вида изнашивания к дру-
гому [601. Как уже отмечалось, такое состояние наступает,
когда на поверхности трения температура становится равной н
больше ’&кр. На рнс. 55 и 56 была показана зависимость износа
от объемной температуры, которая развивается в контртеле при
натурных и лабораторных испытаниях на машине трения. На
основании экспериментальных данных можно принять, что для
муфт н тормозов кузнечно-прессовых машин объемная критиче-
ская температура составляет 230° С для ретинакса ФК24А,
190° С для ретинакса ФК16Л, 220° С для материала 143-66,
180° С для козида и 170° С для феродо (типа КХ-6).

Отметим, что эти рекомендации не учитывают повышения по-
верхностной температуры от мгновенной мощности трения
которая в условиях испытания на машинах треиия равна

А (/) = Л4/О,

где М( — момент трения; — угловая скорость контртела,
т. е. значения критической температуры, определенные по объем-
ной температуре, являются заниженными. Для точного определе-
ния критической температуры необходимо проводить специальный
эксперимент.

Ориентировочный пересчет объемной температуры на поверх-
ностную для машины трения МАМИ можно производить по
формуле

=	(129)

Для устойчивой работы фрикционного узла должно быть
соблюдено условие, при котором

^Р>Д$тах,	(130)

где Д'&щах определяется по формуле (124).

Проведя преобразование зависимости (130), получим расчет-
ное уравнение для проверки работоспособности муфт и тормозов
кривошипных кузиечно-прессовых машин:

К<[К].	(131)

Допускаемая величина показателя износа } определяется
по формуле

[XI =	№,	-----• <132>

Лек '	•! ъ&м 8ф (1 &р®ср)

Проанализируем влияние особенностей нагружения муфты
и тормоза на изменение поверхностной температуры. Для этого
рассмотрим характер распределения температур для одиодиско-
вых муфты и тормоза листоштамповочного пресса усилием 1600 Т
конструкции ВЗТМП (рис. 63). Муфта н тормоз этого пресса
114
имеют одинаковые габаритные размеры (см. пример расчета в гл. V
и на рис. 10).

Для данного пресса (пм = 12 ход/мин, пвк = 5,5 вкл/мин)
время цикла равно — 10,9 сек, машинное время {маш = 5 сек,
время тепловыделения для муфт /с — 0,116 сек, для тормоза 1С ~
— 0,338 сек. При работе каждого фрикционного узла могут быть

Рис. 63. Распределение температуры муфты 1 и тормоза 2 листоштам-
повочного пресса усилием 1600 Т на глубине г от поверхности трения,
равной 0,2 и 8 мм

выделены: зона I — разгон или торможение (процесс тепло-
выделения); зона II — выравнивание температур по толщине
диска; зона III — процесс теплоотдачи.

Как видно из рис. 63, максимальная поверхностная темпера-
тура тормоза, несмотря на меньшее возрастание температуры за
каждое включение, выше, чем у муфты. Это происходит из-за
высокой установившейся объемной температуры тормоза. В дан-
ном случае, очевидно, целесообразно применить для тормоза
принудительное охлаждение с помощью вентилятора или водяное
охлаждение для ведущих (неподвижных) дисков.

§ 18. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРИВЕДЕННОГО СРОКА СЛУЖБЫ

ФРИКЦИОННЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ДИСКОВЫХ МУФТ И ТОРМОЗОВ

В настоящее время при конструировании и эксплуатации фрик-
ционных узлов прессов уделяется очень большое внимание вопро-
сам повышения износостойкости фрикционных элементов. Это
обусловливается повышением мощности кривошипных прессов,
сокращением времени разгона н торможения, увеличением ско-
рости скольжения и давлений на фрикционном контакте.

8*	115
В § 17 были приведены зависимости для определения работо-
способности фрикционного узла, которые позволяют дать оценку
фрикционным материалам с точки зрения соответствия их харак-
теристик реальным условиям нагружения. При выполнении усло-
вия работоспособности износ фрикционных элементов будет про-
порционален внешней нагрузке. Однако отсутствие теоретических
зависимостей для количественной оценки износостойкости фрик-
ционных материалов не позволяет определить срок их службы
в конкретных условиях нагружения. Как правило, срок службы
фрикционных элементов муфты и тормоза удается определить
лишь в процессе эксплуатации машины.

Как известно, основной износ фрикционных элементов муфты
и тормоза пресса происходит в период разгона или торможения
ведомой части привода. В этот период происходит нарастание
номинального давления от нуля до расчетной величины Следо-
вательно, процесс износа по времени происходит при различных
значениях давления на фрикционном контакте. Поэтому элемен-
тарный линейный износ за период времени равен

р /д (д, /)Ае (О

1 тр

где	о, ЛГх(п — текущие значения линейной интенсив-

ности износа и суммарной подводимой
мощности трения.

Полный линейный износ за весь период разгона (тормо-
жения) определяется суммированием элементарных значений из-
носа за весь период разгона (торможения), т. е.

1 V

'	=	(133)

о

Для вычисления интеграла в выражении (133) необходимо
знать закон изменения суммарной мощности трения ЛЪ щ и ли-
нейной интенсивности износа 1Л по времени. Характер изме-
нения функции Л/е цу, очевидно, совпадает с изменением градиента
температуры [см. формулу (91) ]. Определение же функции /л (?.
затруднено тем, что линейная интенсивность износа 1Л(Ч, за-
висит от давления на фрикционном контакте, изменяющегося,
в свою очередь, в процессе включения муфты или тормоза.

На рис. 64 приведено изменение линейной интенсивности из-
носа в зависимости от давления для одноднсковой муфты пресса
(кривые построены по результатам натурных испытаний ЭНИК‘
МАШа 11121) при различных значениях удельной работы тре-
иия Ауд'.

д	АтрПдк

Луд = Ртр = “^7 *
Рис. 64. Зависимость линейной интен-
сивности износа от давления для одно-
дисковой муфты при удельной работе
А в кГ• м!(смг • мин):

/ — 34,5; 2 — 23; 3 — 11,5

На рнс. 65 показан характер изменения весовой интенсив-
ности износа 1в в зависимости от давления на фрикцион-
ном контакте прн статическом и динамическом нагружении.
Эксперименты проводились на стенде МАМИ (см. рис. 44).
Ресурсным испытаниям подвергались фрикционные материалы,
нашедшие в настоящее время наибольшее^ применение в прессо-
строен ии.

В процессе испытаний наблюдался разброс опытных данных
(см. поле рассеивания на рис. 65) при одних и тех же давлениях
на фрикционном контакте. Пос-
ле обработки этих данных спо-
собом наименьших квадратов
удалось построить обобщающие
кривые, из которых видно, что
весовая иитеисивность износа
зависит ие только от давления,
но и от характера приложения
нагрузки. При постоянно дей-
ствующей нагрузке (рис. 65, а)
величина интенсивности износа
в 1,3—1,4 раза меньше, чем при
периодически снимаемой нагруз-
ке (рис. 65, 6). Следовательно,
иа интенсивность изнашивания
влияет и характер изменения
нагрузки.

Экспериментами установле-
но, что если повышение тем-
пературы на фрикционном кон-
такте осуществлять не за счет
изменения параметров трения
(давления, коэффициента взаим-
ного перекрытия), а за счет
варьирования временем нагру-

жения, то при объемной температуре й* и ПРИ °ДНОМ и том
же давлении иа фрикционном контакте весовая интенсивность
износа практически не изменяется (разброс опытных данных не
превышал 10—18%).

Из-за невозможности аналитического описания изменения
функции 1Л в общем виде нельзя определить линейный износ
по формуле (133). На рис. 66 приведены результаты графического
интегрирования формулы (133) при работе фрикционного узла
с различным соотношением времени включения 1е и времени про-
скальзывания 1С на фрикционном контакте, при	и

постоянной работе треиия Атр = сопз!. Характер изменения ли-
нейной интенсивности износа 1Л принят по данным рис. 65
в зависимости от давления, развиваемого в процессе включения.

117
Сравнение результатов вычислений суммарного линейного из-
носа й0 за одно включение показывает, что по мере увеличения
значения тй = 1в11с (т. е. по мере растягивания процесса вклю-
чения) площади, отсекаемые произведением функций Л/'с#) Л (?, о
(т. е. величина Ло), увеличиваются: йо < Ло Последнее
подтверждает необходимость учета характера включения узла при
расчетах срока службы фрикционных элементов.

Рис. 65. Зависимость весовой интенсивности износа от давления по дан-
ным статических (а) и динамических (б) стендовых испытаний для пар:

1 — ФК24А — чугун; 2 — ФК24А — сталь Ст.5;	3 — коэид — чугун;

4 — ФК16Л — чугун

В общем случае при определении величины износа материала
необходимо учитывать распределение работы треиия на износ
и на нагрев поверхностей треиия. Но так как при обработке опыт-
ных данных величина /л определялась также по работе трения
(а не по фактической работе, расходуемой на отделение частичек
материала), то для практических расчетов суммарный линейный
износ за одно включение можно находить по средней за цикл
линейной интенсивности износа Г:

Л

$

ЙО = Ц^.	(134)

* то
Для определения значения Гл в зависимости от характера
включения воспользуемся зависимостями И. В. Крагельского [60],
в которых относительный линейный износ 7;, номинальное д

и фактическое дф давления свя-
заны следующим образом:

<135>

Чф ь
где — удельный износ.

Выражая путь трения Ь че-
рез работу трения Атр, полу-
чим

Из

_____ &тр
тр
выражения (135) имеем

изб)

Произведение 1Л яв-
ляется довольно стабильной
характеристикой фрикционного
материала. На рис. 67 приве-
дены кривые, построенные по
опытным данным для и* и У }
(см. рис. 45 и 65); величина ли-
нейной интеисивности износа
1А получена пересчетом дан-
ных весовой интенсивности из-
носа по формуле

I ____

М?) - р ,
где р — плотность материала.

Как видно из рис. 67, для

Рис. 66. Изменение номинального да-
вления (а), линейной интенсивности
(б),' мощности трения (в) и элементар-
ного износа (г) в зависимости от вре-
мени:

1 — Тв = 0,18; 2 — Тв = 0,82; 3 — хд =
= 1,3

каждого фрикционного ; мате-
риала, начиная с некоторого
номинального давления д*,
произведение	т. е. пра-

вая часть выражения (136),
уменьшается до определенного

минимального значения и далее остается постоянным вне зави-
симости от дальнейшего роста номинального давления ^.Согласно
работе [60] удельный износ — величина постоянная, поэтому
из выражения (136) следует, что при давлении д иа фрикционном
контакте, превышающем д*, фактическое давление достигает мак-
симального значения дф и далее остается неизменным. Это под-
тверждает вывод, приведенный в § 9.
Зависимость (136) получена для случая, когда в течение всего
процесса треиия номинальное давление постоянно, т. е. д = сопз!,
что соответствует статическому нагружению фрикционного кон-
такта. При переменном давлении иа фрикционном контакте путь
трения Ь(, номинальное д< и фактическое дф щ давления изме-
няются по времени, т. е. относительный линейный износ нужно
определять по средним за цикл значениям этих параметров (Ьг1р,
<ГР> <%)

Тогда

Л =	=	- <137)

Изменение номинального
давления д* в процессе вклю-
чения может быть выражено
показательной функцией [см.
зависимость (72) ]

/ I \х

Рис. 67. Изменение произведения коэффи-
циента трения на линейную интенсив-
ность износа в зависимости от давления
(обозначения см. рис. 65)

где х — показатель степени
изменения давления
в процессе включе-

НИЯ.

Рассмотрим случай, когда
т- е- ПРИ <1-
Среднее давление при этом

равно

откуда после интегрирования и перехода к безразмерному вре-
мени получаем

лср - - л х	' *

4 ~ч х-Н

Изменение фактического давления дф в процессе включения
выразим показательной функцией

/ I
Яфв) ~	*

Маловероятно, что измеиеиие фактического давления проис-
ходит скачкообразно. Логичнее предположить, что фактическое
давление плавно изменяется от нуля до дф. А так как изменение
фактического давления дф происходит вследствие измеиеиия
номинального давления д^ то, очевидно, в начальный момент
120
характер кривой изменения будет на какоМ-То участке по-
вторять кривую изменения т. е. показатель = х. Затем
показатель хЕ будет уменьшаться, и в момент времени 1ф кривая
изменения дф перейдет в прямую, соответствующую дф = сопз1,
т. е. показатель хг будет равен нулю (рис. 68). Следовательно,
показатель х1 — величина переменная; в первом приближении

ои может быть выражен линейной
зависимостью вида

где а — постоянный коэффициент,
учитывающий характери-
стику фрикционного ма-
териала.

При а = 1 среднее за цикл
значение х\р равно

Рис. 68. Характер изменения номи-
нального и фактического давлений
в процессе включения фрикционно-
го узла

тогда

х (1 — Хфте) 4-2

= Уф х 4-'2

Относительное время хф характеризует время нарастания но-
минального давления до давления д* и равно

(138)

Как видно из формулы (138), параметр хф зависит от свойств
фрикционного материала (давление д* для каждого материала
определяется опытным путем) и характера нагружения фрикцион-
ного контакта (давление д и показатель х).

Приведенный путь трения Ьпр определяется по формуле

г __

Ьпр~ тср

так как осредненная сила трения

Лтр (г 4-1)

Тср равна

Т

1 ср

^д^^тр
г + г
Подставив значения 1пр, дф, дс? в исходную зависимость (137),
получаем

№ тр	_ 4 л (1 — Т») + 1 -Г 4- 2

Атр 2 -у 1 Чф X (1 — Х$Хф} 4“ 2 X 4~ 1

откуда

__ 1* Н<7 . X (1 — ТдТф) 4~~ 2 х 4~ 1

Чф Ч- 1 х (1	%й) 4~ х 4" 2

(139)

Для каждой пары трення при одном и том же конечном рас-
четном давлении д и при любом характере процесса включения
левые части выражений (136) и (139) равны, откуда получаем
формулу для определения средней линейной интенсивности износа
за цикл

/: = Л<,)^+')4	(НО)

где /л (?) — линейная интенсивность износа при давлении д,
развиваемом на фрикционном контакте в конце
процесса включения;

г — показатель степени изменения момента трения в про-
цессе включения;

Ьд — показатель интенсивности износа, зависящий от ха-
рактера включения.

Показатель интенсивности износа Ьд определяется в зависи-
мости от соотношения безразмерных времен тв и хф. Согласно
выводу, приведенному выше для случая, когда т0 1 и д д*
(Хф 1), имеем

А - * (1	1 , х 2

~~ х (1 — твХф) 4- 2' х 4- I

Аналогичный вывод для других соотношений времен
Тф приводит к следующим зависимостям*.

прнтв<1 и?<<7*(Тф>1)

, _ х (1 ~ тв) 4-1	(* + 2) т*/2 '

?	х(1~тв)4-2	х4-1	:

при т,>1 и (?^9*(Тф<1)

, ____ х ; 2

я ~~ х(Г— твтф) 4- 2

(* + 1) <

При тй > 1 и д <д* (хф > 1)

А — * + 2 (ХФ \Х/2
я 2 (х 4- 1) \ тв /

Тв И

(142)

(143)

(144)

На рис. 69 приведена номограмма для определения показателя
интенсивности износа Ьд в зависимости от параметров х, тв и
соотношения давлений д* и д. Как видно из рис. 69, величина
122
показателя износа Ь(! уменьшается по мере растягивания про-
цесса включения (увеличение коэффициента те) и незначительно
увеличивается при уменьшении величины показателя х.

Наибольшее влияние на изменение показателя интенсивности
износа оказывает соотношение давлений Так, у фрикционных

Рис. 69. Номограмма для определения показателя интенсивности износа

материалов, имеющих высокое значение давления «у* (у материала
типа ретинакс = 14-ь 17 кГ/смг), при работе во фрикционных
узлах с расчетным давлением д ~ 18ч-22 кГ/см? и х6 == 0,8 пока-
затель Ьд = 0,75-г0,85, а при работе с давлением д = 5ч-6 кГ/см?
показатель Ьд = 1,45ч-1,6, т. е. почти в 2 раза больше.

В современном прессостроении дисковые муфты со вставками
из ретииакса проектируются исходя из того, что давления д =
~ 16-ь20 кПсм2, а для тормозов д ~ 5ч-7 кГ!см*. При таких
условиях износ фрикционных вставок из ретинакса в тормозах
123
должен быть значительно выше, чем в муфтах (при одинаковых
площадях трения). Это объясняется следующими причинами.
Во-первых, величина линейной интенсивности износа 1Л при
<7 = 16 кПсм* значительно меньше, чем при д = 5 кПсм2, (см.
рис. 65). Во-вторых, показатель интенсивности износа Ь? тормоза
больше, чем муфты (отношение д*1д для муфты меньше, чем для
тормоза, см. рис. 69).

Действительно, практика эксплуатации показывает, что срок
службы вставок из ретинакса в муфте примерно в 2,5—4 раза
больше, чем в тормозе.

При применении фрикционных материалов с иизкнм давле-
нием д* (например, материалы 143-66 и козид, где д* 5 кГ/см2)
высокая износостойкость должна быть при малых давлениях и
низкая износостойкость при больших давлениях. Сравнительные
испытания материала 143-63 (аналогичного по свойствам мате-
риалу 143-66) и ретинакса ФК24А, проведенные иа ВЗКПО
им. Калинина, во время которых в муфту и тормоз одного и того же
пресса устанавливались разные комплекты вставок из сравнивае-
мых материалов, показали, что срок службы фрикционных вста-
вок из материала 143-63 в тормозе (д около 5 кГ/см2) более чем
в 6,6 раза больше, а в муфте (д около 12 кПсм2) в 2,2 раза больше,
чем вставок из материала ФК24А, т. е. при прочих равных усло-
виях срок службы вставок из фрикционного материала 143-63
в муфте в 3 раза меньше, чем в тормозе.

Экспериментальная проверка, проведенная иа стенде в про-
цессе статических и динамических испытаний (см. рис. 65), также
подтвердила зависимость средней интенсивности износа за цикл
от перечисленных выше параметров. При статическом нагружеиин
фрикционного контакта (см. рис. 65, а) 1Л — /*, так как момент
трения был постоянным, т. е. показатель г = 0. При динамиче-
ских испытаниях (см. рнс. 65, б) момент трення изменялся и пока-
затель г был равен 0,3—0,35, т. е. в процессе испытаний практи-
чески определялось осредненное за цикл значение интенсивности
износа /*. Расхождение экспериментальных данных по определе-
нию линейной интенсивности износа при статических и динами-
ческих испытаниях объясняется влиянием характера нагружения
иа изменение интенсивности износа. При пересчете данных дина-
мических испытаний с учетом показателя г истинные значения
линейной интенсивности износа практически совпадают с данными,
полученными при статических испытаниях.

На основании данных стендовых испытаний при статическом
нагружении была определена средняя линейная иитеисивиость
износа за цикл для экспериментальной муфты ЭНИКМАШа [221.
Значения /*, полученные при натурных испытаниях муфты и
рассчитанные по зависимости (140), отличались друг от друга
максимум на 15—18%. Последнее, очевидно, явилось следствием
сложности определения действительного значения показателя г,
принимаемого приближенным из типовых осциллограмм ЭНИК-
МАШа.

Сравнение экспериментальных и теоретических данных по
определению средней за цикл линейной интенсивности износа
подтверждает достоверность зависимости (140), позволяющей на
основании данных стендовых испытаний количественно оценить
износостойкость фрикционных материалов в реальных условиях
нагружения и определить (в зависимости от свойств фрикционных
материалов) наиболее оптимальные режимы работы. Из приве-
денных выше зависимостей вытекает интересный практический
вывод о том, что результаты натурных испытаний по определению
средней линейной иитеисивиости износа 7* за цикл, полученные
при исследовании одних узлов, нельзя использовать для расчета
других узлов, если у иих иет абсолютного подобия внешнего на-
гружения: характера нарастания момента треиия (показатель г)
и давление (показатель х) в процессе включения, а также равен-
ства расчетных давлений д на фрикционном контакте в конце
процесса разгона или торможения. Следовательно, для дальней-
шего количественного уточнения расчетов по определению срока
службы фрикционных элементов необходимо широкое проведение
стендовых испытаний на образцах при статическом иагружеиии
фрикционного контакта, при этом должно быть выполнено условие
ст.	(145)

где '&„ов, ст — поверхностная температура иа фрикционном кон-
такте при стендовых испытаниях;

'О’кр — критическая температура нагрева фрикционного
контакта.

Число циклов нагружения муфты или тормоза
износа фрикционных элементов зависит от величины
износ И* и определяется по формуле

дг _ Л* __ ^*Ртр

" Га

л тр

ДО полного
ресурса на

(146)

Переходя к приведенному календарному сроку службы Д
(в месяцах), после небольших преобразований формулы (146)

получим

0,95/г*А в:,ад

Д' —
пслГ дГ

(147)

где Л* — ресурс на износ в см;

кдз — коэффициент взаимного перекрытия;

1Л — средняя за цикл линейная интенсивность износа
в мк'СмЧкГ -м;

К — показатель износа в кГ-м/(см2 'мин);

псм — сменность работы, обычно псм равно 1; 2 или 3;
ад — коэффициент, учитывающий степень использования
пресса в течение определенного календарного срока
работы оборудования

'	(148)

Коэффициент кг характеризует простои

оборудования, свя-

занные со средним и малым ремонтами, и простои, вызванные
сменой и переналадкой инструмента. В общем случае величина
коэффициента зависит от типа и назначения пресса, от характера
производства и его серийности. Точное определение коэффи-

циента возможно лишь для конкретных производственных
условий. Обычно величина коэффициента составляет 0,55—0,97.

Конкретные рекомендации для практических расчетов в зави-
симости от типа пресса приведены в гл. V.

Коэффициент к3 учитывает использование пресса в течение
заданного времени работы с различной частотой включений,
меиьших максимальных значений пвк, принятых при расчете пока-
зателя износа К. Для определения коэффициента к2 воспользуемся
следующими формулами [161:

для универсальных прессов

к2 =	0,058д;

(149)

для специальных машин и специализированных прессов
к2 = е~о.оз8д	(150)

где Д — приведенный срок службы фрикционных элементов в ме-
сяцах.

Проверка зависимости (147) была произведена также расчет-
ным отделом ВЗТМП. Прн этом определялся приведенный срок
службы для тех муфт и тормозов кривошипных прессов, выпу-
скаемых ВЗТМП, по которым имелись достоверные данные о дол-
говечности фрикционных элементов.

Сравнение расчетных и эксплуатационных данных подтвер-
ждает хорошую точность теоретических зависимостей для фрик-
ционных узлов, работающих с давлениями от 5 до 26 кПсм*.
Попытка использования опытных данных по определению /Л
(эксперименты проводились при давлениях 6—24 кПсм2, см.
рнс. 65) для расчета срока службы узлов, работающих с давле-
ниями меньше 5 кПсм?, не увенчалась успехом. Это указывает
на невозможность интерполирования кривых рис. 65. Для фрик-
ционных узлов, работающих сдавлениями 5—26 кПсм* и имеющих
малые и средние габаритные размеры поверхностей треиия (/< <5
<40 см), расчетные данные по определению срока службы прак-
тически совпали с действительными сроками службы фрикционных
элементов. Для муфт с большими габаритными размерами поверх-
ностей трения (Дср > 50 см) в результате расчетов получаются
126
несколько завышенные (на 30—40%) значения приведенного срока
службы, что, очевидно, является следствием дополнительного
влияния динамических воздействий на фрикционный контакт
в момент удара поршня о диски трения, имеющего место при вклю-
чении крупногабаритных муфт. Этот вопрос требует дополнитель-
ного изучения. В первом приближении динамические нагрузки при
включении муфт, не имеющих безударных систем включения,
следует учитывать с помощью коэффициента динамичности
вводимого в расчетную формулу (147). Тогда приведенный срок
службы фрикционных элементов муфт и тормозов кривошипных
прессов может быть определен по формуле



051)

Коэффициент динамичности определяется в зависимости от
габаритных размеров узла (см. гл. V) и принимается равным для
тормозов кд = 1, для муфт кд = 1,0ч-1,6.

Большой интерес представляет исследование влияния раз-
личных параметров фрикционных узлов на приведенный срок
службы. В работе 1161 отмечается, что наибольшее влияние на
величину Д оказывает выбор давления на фрикционном контакте,
увеличение которого, с одной стороны, ведет к увеличению срока
службы (уменьшаются габаритные размеры собственно муфты и
тормоза), а с другой — к уменьшению его (ухудшаются фрикцион-
ные характеристики). Очевидно, для каждого конкретного фрик-
ционного узла может быть найдено такое значение давления д<тт,
которое будет соответствовать максимальному сроку службы
фрикционного узла. Как отмечено в работе [16], величина допт
будет уменьшаться по мере увеличения расчетного крутящего
момента. Поэтому вряд ли целесообразно стремиться к обеспече-
нию допгп при проектировании любого фрикционного узла, особенно
муфт, передающих большие крутящие моменты. Целесообразнее
задаваться определенным календарным сроком службы (более
6—10 мес.) и определять габаритные размеры узла исходя из этих
условий.

Расчетная формула для определения габаритных размеров
узла исходя из заданного срока его службы может быть получена
из выражения (151). В результате преобразований зависимости
(151) с учетом принятой размерности подставляемых величин
получаем

Дср 0,043

*	'О

лаА^2пмпвккд

К*&тквзад

(152)
Глава IV

ЭЛЕМЕНТЫ РАСЧЕТА И ИССЛЕДОВАНИЯ
МЕХАНИЗМОВ УПРАВЛЕНИЯ ПРЕССА

§ 19. РОЛЬ МЕХАНИЗМОВ УПРАВЛЕНИЯ ПРИ РАБОТЕ ПРЕССА
НА ЕДИНИЧНЫХ ХОДАХ

На рис. 1 была показана взаимосвязь основных параметров
систем включения, откуда видно, что механизмы пневмоуправле-
ния, с одной стороны, исключают возможность одновременной ра-
боты муфты и тормоза (предварение отключения одного фрикцион-
ного узла перед включением другого), с другой стороны, создают
усилие на фрикционном контакте, необходимое для передачи рас-
четных крутящего и тормозного моментов. Это приводит к необхо-
димости при разработке методов расчета систем пневмоуправления
рассматривать процессы, происходящие непосредственно в меха-
низмах пневмоуправления (воздухораспределительных устрой-
ствах, трубопроводах и т. п.) и в силовых лневмоцилиндрах муфты
и тормоза.

Долгое время не уделялось должного внимания изучению и
анализу работы механизмов управления кривошипных прессов.
Пока число ходов кривошипных прессов не превышало 40 в ми-
нуту, а силовые цилиндры муфты и тормозов имели небольшие
объемы, недостаточное внимание к вопросам рационального проек-
тирования механизмов пневмоуправления не сказывалось сколь-
нибудь серьезно на работе машин. По мере повышения мощности
(следовательно, и объемов силовых пневмоцилиндров) и быстро-
ходности кузнечно-прессового оборудования, и главным образом
после осваивания нашей промышленностью высокопроизводитель-
ных горячештамповочных прессов с числом ходов ползуна 60—90
в минуту и открытых листоштамповочных прессов с числом ходов
свыше 120 в минуту появилась необходимость в разработке и вне-
дрении быстродействующих механизмов пневмоуправления. По-
пытка решить эту задачу простым увеличением проходных сечений
трубопроводов окончилась в ряде случаев неудачей, так как про-
порционально этому возрастала продолжительность включения и
отключения воздухораспределительных устройств.

Максимальное приближение воздухораспределительных уст-
ройств к силовым цилиндрам и ликвидация ряда промежуточ-
ных звеньев пневмоуправления [102] во многих случаях не дали
ожидаемого результата. Это вынудило, например АСКБ, проекта-
128
рующее быстроходные прессы, вновь вернуться к сблокированным
механически узлам муфта—тормоз, несмотря на значительное
усложнение конструкции и увеличение инерционности ведомой
части привода.

Трудности в работе механизмов управления появились в ре-
зультате того, что в современных быстроходных прессах стало
соизмеримым собственно машинное время и суммарное время
срабатывания механизмов управления. В работах [79, 96 и др.)



ел

К Лях

0

кят.

дисли сомкнуты

4

Включены

^клм

Отключена

7й11Н1Н1И1111111Ш11111111111Н1111111111НМННИ1й

ти»нт<1ииишш»<ишш<шгннкнипннш«ни|Д

а/

Диска

Р'§

//















1ЯЙ>ММИ»11Ш1ИММИИМ1МИ1И11!ММ1»11111Я>М)ИШИ»Д1|





Диски сомкнуты

НН11111И11НПТ

и

П1Ш1ШИ11111111Ш11111





г **

Й1111Н111111111И1111111111>М1111»1Н1111111111111111111НШ1111||111111111Н1Д!

....11П111НН ШППТ..........

Отключен

VI

____и?

КЛ/Т7 I

Рис. 70. Характер изменения угловой скорости главного вала (а) и циклограмма (б)
работы механизмов управления при включении и отключении пресса:

/ — муфта; I/ — управляемая воздухораспределительная головка муфты; III — возду-
хораспределительный клапан муфты; 1Г работа системы электроуправления включе-
нием муфты; V — тормоз; V/ — воздухораспределительный клапан тормоза; VII — ра-
бота системы электроуправления включением тормоза

показано, что влиянием времени срабатывания элементов системы
электроуправления пренебрегать нельзя.

На рис. 70 показана циклограмма работы механизмов управ-
ления муфтой и тормозом, установленными раздельно. Здесь по-
дача сжатого воздуха в муфту происходит через управляемую
воздухоподводящую головку, включаемую воздухораспределитель-
ным клапаном муфты; подача сжатого воздуха в тормоз — через
другой воздухораспределительный клапан. Сигнал на включение
клапанов муфты и тормоза подается одновременно при нажатии
оператором на пусковые устройства, на отключение — раздельно
через соответствующие контакты командоаппарата, т. е. вначале
дается сигнал на отключение клапана муфты, а затем сигнал на
отключение клапана тормоза.

9 В, И. Власов	129
Как видно Из циклограммы На рис. 70, от момента нажатия
на пусковые устройства пресса (отметка /) до полной остановки
ползуна пресса (отметка 3) можно выделить следующие периоды
времени.

1.	Срабатывание системы электроуправлення муфты С. м и
тормоза С. т. Это время, которое проходит с момента иажатия
на кнопки (педаль) управления до подачи тока на электромагниты
воздухораспределителей, т. е. время замыкания и размыкания и. о.
и и. з. контактов реле блокировки и время замыкания н. о. кон-
тактов промежуточных реле, включающих электромагнит. Вре-
мена 1Э.М и ^.тз общем случае не равны и зависят от совер-
шенства электроаппаратуры, количества последовательно вклю-
чаемых элементов (в электросхемах прессов включаемых элемен-
тов два и более) и т. п. Данные по времени срабатывания конкрет-
ных аппаратов электроуправлення приведены в работах 179,
96]. В среднем время С.м н 4. т колеблется в пределах 0,01—
0,05 сек.

2.	Включение воздухораспределительных устройств тормоза
4л. т к муфты и С,,, г- Это время, которое проходит от мо-
мента появления тока на клеммах электромагнита воздухорас-
пределительных клапанов (или воздуха в управляющей полости
воздухопроводящей головки) до начала подачи сжатого воздуха
в силовой цилиндр муфты или тормоза. Время включения воздухо-
распределительных устройств составляет 0,04—0,25 сек и зависит
от габаритных размеров (проходного сечеиня клапана), конструк-
тивного оформления н типа клапана. На рнс. 71 приведены для
некоторых типов клапанов опытные данные зависимости вре-
мени 1КЛ от рабочего давления.

3.	Размыкание дисков тормоза 1т. Это время, необходимое
для заполнения воздухом силового цилиндра тормоза до начала
движения поршня тормоза, т. е. до начала размыкания дисков.
Оно зависит от габаритных размеров пневматического цилиндра,
усилия затяжки пружин, сечений трубопроводов и т. д. и состав-
ляет 0,03—0,15 сек (подробнее см. ниже).

4.	Смыкание дисков муфты 4- Это время, необходимое для
заполнения воздухом силового цилиндра муфты и движения поршня
муфты до смыкания дисков. Оно зависит от габаритных размеров
пневмоцилиндра, хода поршня, сечений трубопроводов и т. д.
и составляет 0,03—0,3 сек. Опытные данные зависимости времени
смыкания дисков муфты для некоторых прессов от рабочего давле-
ния приведены на рнс. 72.

5.	Разгон ведомой части привода Это время выравнивания
угловых скоростей ведомой и ведущей частей привода. Как было
отмечено в гл. II, время 4? зависит от характера нарастания мо-
мента трення (параметр г), относительного времени включения тв
и коэффнцнеитов фи/.
Если пренебречь влиянием параметров ф и /, то время 4. р,

Рис. 72. Зависимость времени смыкания
дисков муфты от рабочего давления

Рис. 71. Экспериментальные данные
зависимости времени включения

воздухораспределительных

уст-

ройсгз от рабочего давления:

1 — воздухораспределительный клапан .
ВЗ ГМП сечением I" (обычного испол-
нения); 2 — то же, но С облегченным
штоком; 3 —воздухораспределительный
клапан конструкции ЦБ КМ сечением
1"; 4— воздухораспределительный кла-
пан ЗИЛ сечением ^/д"; 5—воздухорас-
пределительный клапан ВЗТМП ста-
рой конструкции сечением 16 — воз-
духоподводящая головка ЧЗПД (Чим-
кентский завод прессов-автоматов)
сечением 1	7 — воздух о подводящая

головка, сблокированная с клапаном,
конструкции ВЗТМП сечением 21//';
8 — воздухораспределительный клапан
конструкции ЭНИМС сечением */в";

5 — воздухоподводящая головка сече-
нием 3" конструкции МАМИ; 10 — воз-
духоподводящая головка сечением 3"
конструкции НК.МЗ (г. Краматорск)

Угол поворота главного вала
Фр, соответствующий периоду раз-
гона, составляет 3—15°.

6. Вращение главного вала с

расчетной

(время
муле

где фр,

угловой скоростью со,

/*) определяется по

фор-

** =

2л _

6>.А<

(154)

— соответственно

угол

разгона и торможения в рад.

7. Торможение ведомой части
привода /с.т. Это время, в тече-

нне которого происходит останов ползуна кресса. На основа-
нии зависимости (16) время т равно

Фт г + 2 = г + 2

’ г + I * г + 1

(155)
Угол торможения <рм обычно равен 6—15°.

Обеспечивая необходимую последовательность работы меха-
низмов управления, следует строго выдерживать времена предва-
рения прн включения 4Р. 3 и отключении 1пр, 2 пресср.

Приняв, что вращение главного вала пресса начинается и за-
канчивается в одном и том же положении (например, в к. в. т.,
см. рис. 70), и введя коэффициент 6 <1, учитывающий неравно-
мерность вращения главного вала (6 = 0,94 ч-0,98), на основании
циклограммы на рнс. 70 получим следующую зависимость для
определения действительного машинного времени 1маШ1 д:

^маш. д ~ м ^кл. м 4" ^кл. г 4~ 'м 4" $с. р 4"	4" 4. т-

В общем случае имеем

^маш. д~ X 4к 4- 4. р + + 4.	(156)

где 1] 4» — суммарное время включения механизмов управле-
ния, зависящее от схемы пневмоуправления.

Для двухклапанных систем с последовательным включением
муфты и тормоза от самостоятельных воздухораспределительных
устройств имеем

4к ~ 4. т 4"	«4*	4~ 4. м 4" %кл. м 4" ^м-

двухклапаиных н одноклапанных систем прн одновремен-
ном включении муфты и тормоза и применении управляемой воз-
духоподводящей головки

2 4« — 4. м 4- 4л. м 4- 4л. а 4- 4<

Вращение главного вала пресса начинается лишь в момент
времени 2 (см. рнс. 70), т. е. в период 1—2 вал пресса неподвижен.

Отношение теоретического машинного времени ?маш к дей-
ствительному /диш. а характеризует степень совершенства меха-
низмов управления машины и показывает предельные возможности
нх использования прн работе на единичных ходах:

„   ^маш   ПпР

С-д» , 	—	•--1 }

’	1маш. 9	пн

где 4/»» — теоретическое машинное время

=	(158)

Пн

пн — номинальное число ходов ползуна пресса в минуту;
ппр. — максимальное число включении пресса в минуту прн
работе в режиме единичных включений.

После подстановки в формулу (157) значений 1маш н 1мим. д
нз зависимостей (156) и (158) с учетом выражений (153)—(155)
и проведения несложных преобразований, а также принимая,
132
что для муфты г д» 0,5, а для тормоза г д» 0,3, получим зависи-
мость для определения коэффициента су:

вк^-н 360	1,5<рр 0, бфут!

60	1	3606

Анализ формулы (159) показывает, что влияние второго члена
знаменателя прн принятых углах разгона и торможения в со-
временных прессах незначительно, т. е. степень совершенства
механизмов управления машины определяется в основном сум-
марным временем включения.

На рис. 73 даны обобщающие кривые для определения коэффи-
циента су, построенные по средним значениям параметров, вхо-
дящих в формулу (159). Границы зон 1—3 на рнс. 73 соответ-
ствуют: верхняя — небольшим прессам усилием меньше 100 71;
нижняя — крупным прессам усилием более 800 Т.

При работе пресса иа единичных ходах максимальный коэффи-
циент использования пресса с™ах не может быть больше коэффи-
циента су, т. е.

(160)

Так как по мере увеличения числа ходов прессов значение
коэффициента су уменьшается (см. рис. 73), то для повышения про-
изводительности быстроходных прессов, т. е. показателя - сп [см.
формулу (160)1, необходимо совершенствовать механизмы управ-
ления, добиваясь сокращения времени 2 1дк, основными состав-
ляющими которого являются времена включения клапана 1КЛ
и муфты I*.

Если увеличение времени включения механизмов управления
ведет лишь к уменьшению действительной производительности
пресса, то растягивание процессов срабатывания механизмов
управления прн отключении пресса влияет уже и на безопасность
работы машины. Рассмотрим это на примере рнс. 70.

Процесс отключения может начаться после совершения тех-
нологической операции, т. е. на участке от к. н. т. до отметки 3.
Иными словами, работа механизмов управления совпадает с про-
цессом хода ползуна от к. и. т. до к. в. т., а суммарное время
срабатывания механизмов управления не должно превышать
времени движения ползуна от к. н. т. до к. в. т. Для обеспечения
необходимого времени предварения 2 в рассматриваемой
схеме (см. рнс. 70) команда на отключение муфты подается раньше
команды на включение тормоза. Это обеспечивается соответствую-
щей наладкой кулачков командоаппарата. Согласно рнс. 70
процесс отключения может быть представлен в виде следующих
этапов, происходящих за время поворота главного вала на 180°.
1.	Выдержка после совершения рабочего хода /0- Это время
должно быть больше времени 1упр, необходимого для поворота
главного вала для снятия упругой деформации, т. е. 5= 1упр.

Процесс снятия упругой деформации обычно происходит на
угле поворота главного вала ср^ = 5 ?-8° после прохождения

ползуном к. н. т.

2.	Отключение механизмов системы электроуправлення муфты

1Э,М и тормоза 1э,т- Это время так
зависят от типа промежуточных
реле управления и количества
последовательно размыкаемых и
замыкаемых н. о. н н. з. контак-
тов и соизмеримо со временами
/ и /
К?. М	Й?-

3.	Отключение воздухораспре-
делительных клапанов муфты
и тормоза 4л. т и воздухоподво-
дящей ГОЛОВКИ 4л. г- Продолжи-
тельность этих периодов опреде-
ляется временем от момента обес-

же, как и прн включении,

мне зависимости времени отклю-

Рис. 73. График для определения коэф-
фициента су:

/—для пневмосистем без управляемой под- чения	возд ухораспределитель-

водящей головки; 2 — для пневмосистем НЫХ устройств ОТ рабочего ДЭ-
с управляемой подводящей головкой; з — вления (обозначения те же. ЧТО
для двухклапанных систем с последова-	и ня пне 7П

тельным включением муфты и тормоза	и н“ рис. <

точивання электромагнита до начала выхода воздуха нз цилиндра
муфты н тормоза. Для большинства современных воздухораспре-
делительных устройств время отключения немного больше вре-
мени включения и составляет 0,03—0,3 сек. Экспериментальные
данные для некоторых типов воздухораспределительных устройств
приведены на рнс. 74.

4.	Размыкание дисков муфты т. е. время выхода воздуха
из пневмо цилиндр а муфты до начала движения поршня, т. е.
до начала размыкания дисков муфты. Оно зависит от объема ци-
линдра муфты, силы затяжкц отводных пружин, сечения выхлоП’
134
нон магистрали и т. п. Время 4 современных прессов составляет
0,05—0,3 сек.

5.	Смыкание дисков тормоза 4» т. е. время, потребное для

выхода воздуха из пневмоцнлиндра тормоза н движения поршня
до полного смыкания дисков тормоза. Оно так же, как и 4, зави-

сит от габаритных разме-
ров цилиндра, сечений
трубопроводов и силы за-
тяжки пружин и состав-
ляет 0,03—0,2 сек.

6.	Предварение прн от-
ключении 2.

7.	Процесс торможения
4;. т •

Некоторые этапы пере-
крывают по времени друг
друга (см. рис. 70), однако
в любом случае должно
быть выдержано соотноше-
ние

^пр. 2 = — Од 4~ ^э. м 4"

4~ ^кл. м 4~ ^кл. г 4“	4*

или в общем случае имеем
^пр. 2 “	^0 ' т

Рис. 75. Влияние номинального числа ходов
пресса и суммарного времени отключения
механизмов управления на переход ползуном
к. в. т.:

^от 0,

(161)

где — время поворота

главного вала от

к. н. т. до к. в. т.

хода ползуна

7 — остановка в к. в. т.; 2 — переход к. в. т. на
10°; 3 — переход к. в. т. на 20°; 4 — переход
к. в. т. на 30°

пресса;

X ^от — суммарное время срабатывания механизмов управ-

ления при отключении.

Через углы поворота главного вала выражение (161) может
быть записано в виде

Фпр 180 фо фт 6пк 2 ^от-

(162)

Решая выражение (162) относительно пн, получаем расчетную
формулу для определения предельного числа ходов 1пн ] пол-
йуна пресса, при котором система включения обеспечивает гаран-
тированный останов ползуна пресса в исходном положении:

М <---------V,	---«	'	<163)

О 1ып

Тогда условие нормальной работы механизмов управления прес-
са может быть выражено в виде

пн^[пн].	(164)

Если условие (163) не будет выполнено, то не обеспечивается
гарантированный останов ползуна пресса в исходном положении,
т. е. ползун перейдет к. в. т. Следовательно, величина [пн] опре-
деляет границу применимости механизмов управления (с пара-
метрами и <ряР) при заданных параметрах машины (фт н
Фо). На рис. 75 показано влияние параметров пп и 2 10/п на работу
механизмов управления пресса прн (рт — 12° и (р0 = 10°. Кри-
вая / соответствует нормальной работе пресса при %пр — 20°.
Кривые 2—4 (прн том же угле предварения = 20°) показы-
вают угол перехода ползунов к. в. т. Например, для нормальной
работы пресса с пн = 65 ход/мин механизмы управления должны
обеспечивать = о,38 сек. При 2 и — 0,45 сек угол пере-
хода ползуном к. в. т. составит более 30°, что, конечно, недопу-
стимо .

Из зависимости (163) и рис. 75 видно, что для обеспечения нор-
мальной работы быстроходных прессов (пн > 100 ход/мин) прн
отключении суммарное время отключения должно быть меньше
0,25 сек. Современные же механизмы управления в большинстве
случаев обеспечивают X= 0,3-ьО,6 сек, т. е. в лучшем слу-
чае они пригодны для работы на прессах с пн 80 ход/мин.

§20. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ПРИБЛИЖЕННОГО МЕТОДА РАСЧЕТА
СИСТЕМ ПНЕ В МО У ПРАВЛЕНИЯ

Для расчета пневмоснстем управления кривошипных кузнечно-
прессовых машин широкое распространение получил приближен-
ный метод, предложенный н разработанный автором данной книги
114, 16, 49 и др. 1.

Прн разработке приближенного метода определения динами-
ческих характеристик пневмоцнлиндров муфт н тормозов прессов
были использованы уравнения, описывающие состояние воздуха
при постоянном и переменном объемах цилиндра [30]. При этом
были приняты следующие допущения.

1.	Изменение количества энергии, обусловленное притоком и
утечкой сжатого воздуха, теплообменом с внешней средой н внеш-
ней работой, происходит по всему объему мгновенно и равно-
мерно, т. е. процесс считается квазистациоиарным.
2.	Процесс изменения параметров воздуха в полостях ци-
линдров постоянного и переменного объемов прн наполнении и
опоражнивании определяется балансом прихода и расхода энер-
гии, т. е. уравнением энергетического баланса; процесс же дви-
жения воздуха по трубопроводам принят адиабатическим.

3.	Параметры воздуха в магистрали, в ресивере и во внешней
среде в процессе наполнения и опоражнивания принимаются

Рис. 76. Цилиндрический датчик давлений: а — общий вид; б — состав-
ные элементы;

/ защитный кожух; 2 — заглушка; 3 — рабочий корпус; 4 — датчики сопро-
тивления; 5 — разъем

постоянными, потери давления на пути из ресивера в рабочий
цилиндр учитываются коэффициентом расхода, который для кон-
кретных систем пневмоуправлення (сечение трубопровода, кон-
струкции воздухораспределительных устройств и т. п.) прини-
мается постоянным.

4.	Точные аналитические зависимости для определения вре-
мени наполнения или опоражнивания и расхода воздуха аппрок-
симируются в заданных ограниченных пределах упрощенными
уравнениями, а качественный характер изменения давления и
скорости поршня устанавливается исходя нз обобщенных индика-
торных диаграмм.

5.	Анализ неустановившнхся процессов поршня пневмоци-
лнндра проводится в предположении, что кинетическая энергия,
сообщаемая поршню, равна суммарной потенциальной энергии
воздуха, накапливаемой (или расходуемой) в пневмоцилнндре
за период разгона поршня,
Для обоснования пред-
ложенного приближенного
метода и получения обоб-
щенных индикаторных диа-
грамм были проведены
эксперименты в лаборатор-
ных условиях и на действу-
ющем оборудовании заво-
дов ЗИЛ, АЗЛК, ВЗТМП.
Испытанию подверглись 17
прессов различного назна-
чения с номинальным уси-
лием 16—3150 Т н номи-
нальным числом ходов пол-
зуна 6—120 в минуту.
Исследуемые фрикционные
узлы были установлены на
валы, имеющие 55—
646 об/мин, а рабочие
объемы муфт и тормозов
составляли 70—67 000 см3.

Испытания проводи-
лись с применением совре-
менных средств тензомет-
рировання. Некоторые
приборы конструкции
МАМИ, применяемые прн
исследовании, получили
широкое распространение.
Так, например, цилиндри-
ческий датчик давления
(рис. 76) [10] в настоящее
время используется прн
исследованиях ВЗКПО
им. Калинина 174],
ВЗТМП, ЭНИКМАШем,
ВНИИМЕТМАШем [98]
и другими организациями.
В исследованиях были
использованы цилиндриче-
ские датчики двух типов:
с обычным объемом (зазор
А—3 мм, рис. 76) и умень-
шенным объемом (зазор
А 0,5 .и.и). Последний
датчик использовался для
записи давления при ис-
следовании воздухораспределителей, так как их объемы рабо-
чих полостей соизмеримы с рабочей полостью цилиндрического
датчика обычного объема. Прн наклейке проволочных датчиков
на цилиндрическую поверхность корпуса учитывались рекомен-
дации, данные в работах [74 и 10].

Типовые рабочие осциллограммы процесса штамповки и работы
муфты и тормоза приведены на рис. 77. Анализ осциллограмм
механизмов управления исследованных прессов, а также изуче-
ние опытных данных, опубликован-
ных в работах [1, 30, 49, 112 н дру-
гих], позволяют для процесса напол-
нения и опоражнивания пиевмоцн-
лнндров муфты и тормоза предло-
жить обобщенные индикаторные

Рис. 79. Обобщенная индикаторная диа-
грамма для процесса опоражнивания:

I — давление в цилиндре; 2 — ход поршня

Рис. 78. Обобщенная индикатор-
ная диаграмма для процесса на-
полнения:

/ — для тормоза; II — для муфты;

1 — давление в цилиндре; 2 — ход
поршня

диаграммы (рис. 78 и 79), на которых тонкими линиями показан ха-
рактер изменения давления и хода поршня в реальных процессах.

Как видно нз обобщенных индикаторных диаграмм, при работе
силовых пневмо цилиндров муфты и тормоза (рнс. 78, 79) могут
быть выделены три периода: (/ю 1оп) — наполнение или опораж-
нивание вредного объема при неподвижном поршне; (/«, 1оп) —
наполнение или опоражнивание переменного объема прн пере-
мещающемся поршне; и 4П) — наполнение или опоражнива-
ние полного рабочего объема при неподвижном поршне.

Переходные процессы разгона поршня (рнс. 78) при наполне-
нии в цилиндрах, работающих по индикаторной диаграмме I,
для которых отношение рс\*!рр = 0,35 -ь0,68, проходят несколько
медленнее, чем в цилиндрах, работающих по индикаторной диа-
грамме II (здесь рс\*!рр <0,35, где рр — рабочее давление
в ат), что сказывается на характере движения дисков.
Давление рс\*, развиваемое в конце процесса движения порш-
ня, соответствует максимальной затяжке пружин С{пр. шах (при
полном сжатии) и равно 1

' Рпр. тах +Ртр >	<1ССЧ

=--------------Про,	(165)

где 0_тр — потери на трение в манжетах поршня;

Рп — площадь поршня;

ро — атмосферное давление.

Расчет механизмов управления кривошипных кузнечно-прес-
совых машин во многом зависят от продолжительности каждого
из периодов наполнения и опоражнивания пневмоцнлнндров и
давлении, развиваемых при этом. Так как процессы наполнения
и опоражнивания переменного и постоянного объемов имеют свою
специфику, то ниже они рассматриваются раздельно.

§21. НАПОЛНЕНИЕ Н ОПОРАЖНИВАНИЕ ПНЕВМОЦИЛИНДРОВ
ПОСТОЯННОГО ОБЪЕМА

Теория расчета силовых пневмоустройств постоянного объема
подробно рассмотрена в работах [29, 30, 53 и др.]. Поэтому, не
повторяя основных выводов этих работ, приведем лишь оконча-
тельные расчетные зависимости, необходимые для анализа про-
цессов наполнения и опоражнивания пневмоцнлнндров муфты
и тормоза.

В практике термодинамических расчетов различают два
периода истечения воздуха: надкритический, когда текущее от-
носительное давление е меньше критического значения давле-
ния екр, н подкритнческий, когда текущее относительное давле-
ние 8 больше критического значения Екр.

Текущее относительное давление — это частное от деления
давления, развиваемого в полости, куда происходит истечение,
на давление, которое поддерживается в полости, откуда проис-
ходит истечение воздуха. Для процесса наполнения цилиндра от-
носительное давление равно:

8 = 2211.,

Рр
а для процесса опоражнивания
е = 4-,
Р цил

где рЦил — текущее давление (в агпа), развиваемое в полости
цилиндра.

1 Здесь, как и далее, с отметкой «'» — давление сжатого воздуха в абсолют-
ных атмосферах.
Величина критического да&ленйя определяется в зависимости
от характера истечения воздуха по трубопроводам. Для процесса
наполнения н опоражнивания прн адиабатическом истечении воз-
духа критическое давление = 0,528, откуда для процесса
наполнения получаем

Ркр — 0,&28рр,

а для процесса опоражнивания

/	•О

Ркр* = 0,528 1’8$ ат'

В общем случае температура силовых цилиндров при работе
муфты и тормоза выше температуры окружающей среды н темпе-
ратуры воздуха, поступающего в цилиндр. Это приводит к умень-
шению продолжительности процессов истечения воздуха. Так как
прн расчете механизмов пневмоуправлення нужно исходить из
худших условии работы, то для дальнейших расчетов принимаем,
что начальные температуры окружающей среды, цилиндров и
воздуха в магистрали равны, т. е. 4>в = Р‘р — 4>ч = 290° К-
Тогда согласно работе [30] расчетные формулы для определения
времени наполнения постоянного объема V (в см3) имеют следую-
щий вид:

для надкритического процесса наполнения (прн рнач н ркон
меньше ркр)

= 3,617 -10-5 -уу- (екоч — енач) сек;	(166)

бн/н

для подкритического процесса наполнения (при рнач н ркон
больше ркр)

/„ = 6,557-10“ь -Л-1 I/ 1-е„А -1/ 1 — а* (167)
ь«/н х г	г	'

для смешанного процесса наполнения (прн рнач <СркР, а
Ркон ркр)

1Н ----- 3,617-Ю'5^- X

0,528 — енач + 1,825 I 0,4084 —

сек. (168)

Прн аналогичных допущениях для процесса опоражнивания
согласно работе [30] получаем:
Для надкритического процесса опоражнивания (прн рнач и
Ркон больше ркр+)

1т = 2,532-ер	(169)

для подкрнтнческого процесса опоражнивания (при р'нач и
ркон меньше ркр*)

к—1

/„„= 9,366-X
$оп/оп

енач

X Г ------= ....сек;	(170)

I А+1 1 Л 2	й+1	’	'

«-) е2й ре к — е к
екон

для смешанного процесса опоражнивания (при рнач '> р 'кр* и
Ркон ркр*)

_ к—1

(«„ = 2,532-Ю'’XX Ер 24 X

$оп/оп

где к = 1,4 — показатель адиабаты;

1н1 Ъоп, !оП — коэффициенты расхода и проходные сечення
(в см2) цепей наполнения и опоражнивания;

еядч, екон> еР — начальные, конечные н исходные относитель-
ные давления, соответственно равные:

для процесса наполнения

__ Рнач #

Рр

о -	.

--	Г г
Рр

для процесса опоражнивания

е
^.чач —	>	?

Рнач

__ Рр
&кон ~~	>

Ркон

Е =А

Рр
Расчеты показывают, что с достаточной степенью точности
можно принять при ркон — 2,5:-6,5 ат
к~Л

^кон

а прн в еКр

8 кон

откуда имеем

Е Кан

&нач

Учитывая принятые выше аппроксимации, выражения (169)—
(171) можно представить в виде:

для надкритического процесса опоражнивания

к—1	к-Л

24 ( Д- -~е„24 сек-, (172)
доп/оп	I	4-1	/

для подкритнческого процесса опоражнивания

&-1

1„„==5,64-10~5!—ге„ 24 (втоя — е„т) сек-, (173)
%ап/оп

для смешанного процесса опоражнивания

= 2,532  10”4-г-Х—ер	’О,795- 8„2? + О,223екон) сек. (174)

ёоп/оге

Согласно обобщенным индикаторным диаграммам (см. рис. 78,
79) имеем:

для первого периода процесса наполнения

^ = к„;«„от = Х; =

Рр Рр

для третьего периода процесса наполнения

V ~ Уо + ^1’ е««ч ~ ^кон — 1 ">

рР
для первого периода процесса опоражнивания

У = У01

-А.	— !• -

®нач — ' &кон —	—

Рп

Ро

Рр

для третьего периода процесса опоражнивания

= V,-)-V,; етч = ер = 4; еК0„ = 4

Рр	Рр

где и Ух — вредный объем и приращение объема в см3;

рд и рп — давления в полости цилиндра в момент начала
движения поршня с установившейся скоростью
при наполнении и опоражнивании в ат.

Так как в подавляющем большинстве случаев первый период
для муфты происходит в надкритическом, а для тормоза в подкрн-
тическом процессах наполнения и соответственно в подкрнтиче-
ском и смешанном процессах опоражнивания, то после подста-
новки значений давлений екок н гр в соответствующие фор-
мулы получаем следующие зависимости для расчета пневмоцн-
линдра муфты:

процесс наполнения

1Н м = 3,617-сек;	(175)

рр

С.М = 3,617 • 10~6 +/-Д-  11,274- -^1 сек;	(176)

=>н|н I	Рр I	х '

процесс опоражнивания

А-1

4 Ж = 5’64 • 10-4 /г-Рч	• 1-4| сек (177)

0П	ЫопуРо у	рп )

и

= 2,532. Ю-* 2^+11. х

Ро
0,795 + 0,223 —

Рп ]
к-1	1

\ Рп /

сек.

(178)

Для пневмоцилиндров тормоза время т можно определить
по формуле (145). Время третьего периода 1п.т при наполнении
144
находим из выражения

6,557-ИГ5

(179)

Для процесса опоражнивания цилиндра тормоза имеем

7„,..„ = 2,532-Ю'

%>оп?оп

1,018 —

к—1~

сек; (180)

('<т. т = 2,532.10-4	X

ъол/он

(181)

Как отмечалось выше в гл. III, процесс нарастания давления
на трущихся поверхностях муфты н тормоза начинается в момент
полного смыкания дисков, т. е. процесс включения фрикцион-
ного узла (время 4) занимает третий период наполнения
(для муфты) н первый период опоражнивания 1оп. т (для тормоза).
Таким образом, время включения равно:

для муфты

/,.^= 3,617-10- *'» + '' (1,274—^ сек
Ын '	Рр /

и для тормоза

/„.„ = 2,532-10— X

(182)

1,018 —

сек.

(183)

Для определения показателя х для муфты получено следующее
выражение 1161:

0,75 — -Ц-
______

1-4-

Рр

0,365

1,274 —~
Рр

(184)

10 В. И. Власов

145
Характер изменения показателя х в зависимости от давле-
ний р'д и рр показан на рнс. 80.

Необходимо отметить, что на показатель х влияет также и па-
дение давления в ресивере к концу процесса движения поршня,
т. е. действительные значения показателя х будут несколько
меньше приведенных на рис. 80.

Рис. 80. Зависимость показателя х
от давлений р'р и р'д для муфты

Рис. 81. Зависимость показателя х
от давления рп для тормоза

Для тормоза, согласно работе [16], показатель х можно опре-
делить из выражения

к—1 ~~х

Рп Ркр*

Рп ‘ Ро

0,915

(185)

1,018 —

Характер зависимости показателя х от величины давления рп
показан на рис. 81.

§ 22. НАПОЛНЕНИЕ ПНЕВМОЦИЛИНДРОВ ПЕРЕМЕННОГО ОБЪЕМА

Уравнение энергетического баланса для процесса наполнения
переменного объема, согласно работе [30], имеет вид

к№р(1ер = кр'м ОУц) + Уа) ар'^,

(186)
где Й — газовая постоянная;

О бОР— температура и весовое количество воздуха, по-
ступающего в пневмоцилнндр нз ресивера, за
время (11;

У{/ , р'* — изменение объема цилиндра и давления в нем
по времени.

Согласно индикаторной диаграмме (см. рнс. 78) имеем

Р(п = Ра Ч——~»—— I и	Ч—Ч- Л

С	С

откуда

йр'(/) =	и й\'т = Л*-Л.

Давление р'г, развиваемое в конце процесса движения поршня,
определяется по формуле (165).

Для надкритического процесса истечения, согласно работе [301,
прн -- 0, = 290° К имеем

= 0кр М = 0.396У,	41.	(187)

V 'пр

После подстановки в исходное уравнение (186) полученных
значении температур и газовой постоянной и соответствующих
преобразовании получаем выражение для определения продол-
жительности второго периода наполнения

1”н - 3,617 -10-5	^’4—(- г Рд- сек.	(188)

Рр

В выражении (188) коэффициент сх = характеризует влия-
ч

нне вредного объема на величину времени 1Н.

Для пневмо цилиндров муфты, согласно рис. 78, б, рз ра*,
тогда

1"н ж г= 5 06-10~5-Л- сек.	(189)

ёнМ рр

Для пневмоцилиндров тормоза (см. рнс. 78, а), учитывая,
что сх 0,1 4-0,2, с достаточной степенью точности можно принять

4 т 3,617- 1О~5^4----4-^^--^ сек- (190)
*«'«	рр

Следует заметить, что для тормозов давления р'1+ и р’д обычно
больше р т. е. процесс перемещения поршня происходит прн
подкрнтическом процессе истечения. Однако расчеты показывают,

10*	147
что до относительных давлений, равных е 0,65-5-0,70, ошибка
прн использовании формул для надкритического нстеченйя вместо
формул для подкритнческого истечения не превышает 12—18%.

Так как для цилиндров тормозов принято, что <0,68, то
РР

расчеты по формуле (190) дают вполне удовлетворительные ре-

Рис. 82. Вспомогательный график для
определения суммарной накопленной
энергии воздуха:

I и 2— изменение давления и пути поршня
по времени, взятое по рабочим осцилло-
граммам; 3—4 — то же, взятое по обоб-
щенной индикаторной диаграмме

зультаты.

Для определения давления
р'д воспользуемся принятыми
в § 20 положениями прибли-
женного метода, согласно кото-
рому суммарная накопленная
потенциальная энергия воздуха
Эв за период разгона поршня
(путь Нраз и время д), равная

(до--

(191)
целиком переходит в кинетичес-
кую энергию движения поршня

(192)

где да — установившаяся ско-
рость движения порш-
ня;

6п — сила тяжести поршня
и жестко связанных с

и им деталей.

Считая процесс разгона поршня равномерноускоренным, т. е.

”раз 2 дг

и приняв, что площади и /8 на рнс. 82 примерно равны, т. е.
У (Р(О — Ры) (ра — Ры) Л

после прнравинвания правых частей выражений (191) и (192) с
учетом принятых упрощений получаем исходное уравнение для
определения давления р'д, при котором начинается движение
поршня с установившейся скоростью:



(193)
Время I* равно времени нарастания давления от рс\ до р$ во
вредном объеме н, согласно зависимости (166), составляет

<*== 3,617-10"6-^-- Рд~р<±- сек.

Ын Рр

Давление р'сГ необходимое для статического преодоления сил
сопротивления движению, равно:

' ^пр. 1 + (2тр '
Ра = ----г------Ь РО,

где — сила затяжки пружин, соответствующая моменту
начала движения поршня.

Физический смысл уравнения (193), характеризующего пере-
ходный процесс при неустановившемся движении поршня, со-
гласно обобщенной индикаторной диаграмме (см. рис. 78) заклю-
чается в том, что процесс разгона поршня заменяется процессом
нарастания давления во вредном объеме(прн неподвижном поршне)
до давления р'д с последующим движением поршня с установив-
шейся скоростью.

Скорость установившегося движения поршня

где определяется по формуле (188) или (189), (190).

После подстановки выражений для I, ш и 1ц в исходное урав-
нение (193) и проведения некоторых преобразований получаем -
кубическое уравнение относительно давления р'д\

(Рд)’ + Л(ра)2 + 5Р; + й = 0.	(195)

Коэффициенты А, Б н В для цилиндров с индикаторными диа-
граммами / (см. рнс. 78) равны:

А = — (2,4рс1*	2рС1),

В — (рсг) Ч" 4,8рс1*Рсь

В = —2,4рС1*(рс1) 4- ф.

Коэффициент определяющий степень динамичности кон-
струкции, равен:

С, = 7,80-105 ('#-7-^- (рр)2 (кГ/см2)3.	(196)

\ " П / Гп

В результате решения уравнения (195) получаем выражение
для определения давления р'д [16]:

Р;=Р;.+	(1-2У,),	Рэ?)

О
где

— сов (60° + <р) и созЗф — А].

Безразмерный коэффициент Д2 равен:
л - 1	13’5°1

1	(2,<рс>.-рсУ

Коэффициенты А, Б и В в уравнении (195) для цилиндров
с индикаторными диаграммами II (см. рис. 78) равны:

~ —2рсь Б = (рст)2 и В =----рбъ

откуда после решения уравнения (195) получаем следующее вы-
ражение для давления рд [161:

д> = 4-Л'(ч-у2)-	<198>

О

Коэффициент У2 определяется по графикам рис. 83 или ана-
литически по формулам:
при Д2 11 |

У2 ~ соз (60°— ф); Со5 3<р = Д2;

при Д в > ] 1 |

Уз^сЬф; сЬЗф —|Да|.

Коэффициент Д2 равен:

д __ 1 _ 9,6501

Для процесса наполнения переменного объема цилиндров
йог	о РС1*

с индикаторной диаграммой I, ио при соотношении давлении —
Рр
> 0,68, многих упрощающих допущений принять нельзя. Однако
150
здесь влияние массы поршня на характер движения сказывается
в меньшей степени (увеличиваются силы сопротивления и более
растянуты процессы наполнения), поэтому для данного случая
в первом приближении можно принять

Рэ. т^Рс1 = —^п------+ Ро-	99)

Расчеты по зависимостям для определения давления р'д и
времени 4, проведенные автором данной книги и описанные в его
работах [16, 491 и в работах других авторов [86, 98], свидетель-
ствуют об удовлетворительной сходимости теоретических и опыт-
ных данных.

Обработка экспериментальных данных показала, что при рас-
четах силовых цилиндров муфт при определении величин рд и
максимальная ошибка ие превышает 5—9% (меньшие значения для
давления ра, большие —для времени а при расчетах силовых
цилиндров тормозов не превышает 8—12% при определении давле-
ния р'д и 20—25% при определении времени 1'н. Ошибки, полу-
чаемые при расчетах цилиндров, являются следствием прини-
маемых допущений, что, однако, мало сказывается и а расчетах
пневмосистем, так как время 1Н для тормоза ие входит в расчетные
зависимости.

Следовательно, на работу муфты и тормоза при включении
оказывают влияние рабочее давление, величина вредного объема,
масса и площадь поршня, сила затяжки и характеристика отводных
пружин, а также сечеиня трубопроводов, причем, как отмечено
в [работах [29, 30 и др.], большинство из перечисленных пара-
метров ие оказывает влияния на динамические параметры пиевмо-
цилиидров общего машиностроения.

Теоретическое и экспериментальное исследование систем вклю-
чения показало, что по мере уменьшения рабочего давления в воз-
душной сети машины продолжительность всех процессов включе-
ния значительно возрастает особенно при давлениях рр <
<3,5 ат. Поэтому в качестве минимального расчетного давления
для пневмосистем прессов следует принимать р' т1п = 4 —
-4-4,5 ат.

§ 23. ОПОРАЖНИВАНИЕ ПНЕВМОЦИЛИНДРОВ
ПЕРЕМЕННОГО ОБЪЕМА

Уравнение энергетического баланса для процесса опоражни-
вания переменного объема, согласно работе [30], имеет вид

<ю(1> = кРщ ау(1) + и(()	(200)

где — весовое количество воздуха, вышедшего из рабочего
цилиндра за время <11;

'Оц — температура воздуха в цилиндре.
На основании принятой индикаторной диаграммы (см. рис. 79)
для процессов опоражнивания имеют место следующие соотно-
шения:

Рю = Р« = СОП81 и У(0 = Уо +VI —-р-/, '
откуда

— О и (IV... =----^(11.

1 И/	V)	/

г0

В пневмоцилиидрах фрикционных узлов кривошипных прессов
движение поршня происходит в надкритическом (тормоз) и в под-
критическом (муфта) режимах опоражнивания. Это требует раз-
дельного рассмотрения процессов опоражнивания цилиндров
муфты и тормоза.

Для надкритического процесса истечения, согласно работе
130], при = 290° К имеем

~

(О кр	* *оп1 оп уГ

После подстановки значений р('/)( (IV (п, (1р'(() и числовых
значений температуры газовой постоянной Я, показателя адиа-
баты к = 1,4 в исходное уравнение (200) и проведения преобразо-
ваний получаем выражение для определения времени перемещения
поршня тормоза

4. т = 5,06-10~5, 1'‘- сек.	(201)

ЬопГоп

Равенство суммарной потенциальной энергии воздуха и кине-
тической энергии поршня для процесса разгона при опоражни-
вании цилиндра с учетом равномерно-ускоренного характера
нарастания скорости после упрощений (аналогичных упро-
щениям, принятым для процесса наполнения) приводит к ис-
ходному уравнению для определения давления р'п, при котором
начинается движение поршня с установившейся скоростью:

(р'с2-р'.)Рп = -^-^г.	(202)

Время * равно времени падения давления в полном объеме
цилиндра от давления р'2 до давления рп и, согласно зависимости
(172), составляет
й—1

= 2,532-10~4 У2+/1	2* х

$>ОП!ОП \ Рд I
Давление р'2, необходимое для статического преодоления сил
сопротивления движению поршня при опоражнивании, равно
' $пр.г — (}тр -	.

Рс2 =----р------Н Ра-	(203)

Скорость установившегося движения поршня равна
Ш = А. = -Д-,
^ОП	Р п^оп

где 4п определяется по формуле (201).

После подстановки значений для I, ш и 1оп в исходное урав-
р'

иеиие (202), перехода к безразмерному давлению 8Л = —г- и про-
Ра

ведения некоторых преобразований получаем квадратное уравне-
ние относительно е/(:

^ + ^„+^ = 0,	(204)

где

Г	л—1

-2П + ----------------------

Л-1

2А _!

- Рс2 . \ Р0 )	. ,Л .

51 “ 7" +	0,05	+ 4°8с*

г о



Коэффициент О з, имеющий размерность давления (кГ/см2),
показывает влияние массы поршня и исходного рабочего давления
иа характер изменения давления:

Л—1

С2 = 3,98-104	(“г)	‘	<205>

Для относительных давлений = 2	7 приведенное ниже

Ро

равенство соблюдается с точностью до 0,5%:
Тогда решение уравнения (204) имеет вид

РС2

еП = ~-------8



(206)

Если ие учитывать величины более низкого порядка и под-
ставить значение давления р' — 1 ат в выражение (206), полу-
чим формулу для определения давления рп, развиваемого в момент
начала движения поршня тормоза с установившейся скоростью:

Рп = Рс2 — | (40 — р'2) 62.	(207)

Для подкритического процесса истечения при	==

= 290° К, согласно работе [30], имеем

Л0(/) == 6 М = — 1,53^0,Лпф (е)

V фц

Анализ показывает, что при р'{{} = 1,12 ч- 1,9 ат можно
с точностью до 3% принять

нт _ 0<5

Ро V / Ро \ к Ро______________

/	\Р(/)/ З.вр^/р' ’

Тогда после подстановки в исходное уравнение (200) значений
Г{/), р'7),	и числовых значений температуры =

= Ьр — 290° К, газовой постоянной и показателя адиабаты полу-
чим для цилиндров муфт

4. М <= 3,67-!СГ5 Д)-----сек. (208)

ьоя/ога рп—0,5ри

Время I ♦ для подкритического процесса определяется по

р0	Ро

формуле (173) и с учетом выражений 8 — —; екон = —г н
Рп

' Ро

РЙВИ0

Рс2

к~\

= 5,64-10-5	X	сек.

ЬопГоп {р0	урп Рс2 у

После подстановки выражений для /*, да, в уравнение (202)
и перехода к безразмерному давлению получаем квадратное урав-
нение относительно безразмерного давления еп:

6$ 4"	= 0,	(209)

где

= — 2-4=-(1 4-0,58с);
Ро

к Рс2

—	7~

Ро

^ + 0,^6
Ро

бз

Ро

Коэффициент С3, так же как и коэффициент О2> имеет размер-
ность давления и равен

О3 = 4,93-105 (-ЦЙ
3	’	\ Рп

\2 Оп

) К) + У1

Л-1

(2Ю)

Решением квадратного уравнения (209) для безразмерного
давления еп является выражение

Рс2

Ро

1 + 0,5е<? -

(2П)





Отбросив в выражении (211) величины более низкого порядка
и подставив в него значение давления р' = 1 ат, получаем
выражение для определения давления р',, развиваемого в момент
начала движения поршня муфты с установившейся скоростью:

(212)

Сравнение экспериментальных и расчетных данных показало
их удовлетворительную сходимость (в пределах 8—12%). Если
значения давлений р'с2 близки значениям р == 1,89 ат, то
выражения (206) или (211) при одних и тех же параметрах пневмо-
цилиидров дают практически одинаковые результаты.

Анализ работы пневмоцилиндров при опоражнивании показы-
вает, что давление р'п существенным образом влияет на продолжи-
тельность этого процесса. Так как величина давления р'п зависит
от давления р'с2, особенно при работе в подкритическом режиме
опоражнивания, то для обеспечения нормального быстродействия
муфт необходимо стремиться к тому, чтобы давление р'2 прибли-
жалось к критическому, т. е. к давлению р'кр, = 1,89 ат,
особенно для быстроходных прессов. Для практических расчетов
можно рекомендовать	1,35-5-1,55 ат (большие значения

для быстроходных прессов, меньшие — для тихоходных).

§ 24. ОБЪЕМ РЕСИВЕРА МУФТЫ И ТОРМОЗА

Системы пиевмоуправления фрикционными узлами кривошип-
ных кузнечно-прессовых машин выполняют многие функции, глав-
ными из которых являются своевременное быстрое выполнение
команд для включения (отключения) муфты и тормоза при соблю-
дении всех требуемых блокировок (предварение при включении н
отключении и т. п.) и заполнение и опоражнивание пиевмоцилнн-
дров муфты и тормоза за время, гарантирующее нормальную
работу этих узлов.

На рис. 70 были приведены циклограммы работы основных
механизмов управления прн включении н отключении, на осно-
вании которых была установлена связь между временем срабаты-
вания отдельных элементов, компоновкой системы включения и
быстроходностью пресса. Графики на рис. 84 позволяют охаракте-
ризовать особенности изменения отдельных параметров узлов
систем включения. Они построены на основании эксперименталь-
ных и теоретических данных, изложенных в гл. Ш и IV. Как видно
из рис. 84, а, давление в ресивере, а следовательно, и рабочее
давление в цилиндрах муфты и тормоза в период совершения тех-
нологической операции (время меньше расчетного, т. е.
Рраб Рр — &Р- Это объясняется тем, что расход воздуха из реси-
вера иа включение муфты н тормоза не успевает восполниться
из цеховой сети за период вращения главного вала от к. в. т.
до к. н. т.

Экспериментальное исследование систем включения прессов
показало, что перепад давлений Др увеличивается с увеличением
расчетного давления и уменьшением объема ресивера Ур.

Как известно, роль ресивера — поддерживание в пиевмосистеме
давления, гарантирующего нормальную и бесперебойную работу
муфты и тормоза, и предохранение пневмосистемы машины от
возможных кратковременных спадов давления в цеховой сети.

В работах [16, 49] приводится формула для определения
объема ресивера К:

У	^(Рр-Рраб)

(213)

где Ум — объем пиевмоцилиндра муфты в ее включенном состоя-
нии, т. е. при сомкнутых дисках и при учете допусти-
мого (без регулирования) износа фрикционных накла-
док (обычно до 25% суммарной толщины накладок);

Ут — объем пневмоцилиидра тормоза в его включенном со-
стоянии;

Рр — расчетное исходное давление в ресивере в ат;

Рраб — рабочее (действительное) давление в системе после
включения пресса в ат;

к = 1,4 — показатель адиабаты.

Формула (213) получена из условия, что в системе управления
используются воздухораспределительные устройства, работающие
при включении и отключении без перепуска воздуха в атмосферу.
Для пневмосистем, имеющих клапаны с перепуском, коэффициент
Су определяется по формуле

с

Ум + Ут + ^вых *

где — объем воздуха, выходящего в атмосферу при включе-
нии воздухораспределительных устройств.

Перепад давления в ресивере Др определяется нз формулы
(213) и равен

Ао-п'	,,141

— Рр Рраб —	--- •	(414)

Ро(М + 1)+^Р (^~1)

Отношение рабочего давления к расчетному р'раб/рр определяет
степень уменьшения величины расчетного давления иа трущихся
поверхностях муфты и оценивается коэффициентом кп (см. § 7).

Результаты расчетов по формуле (213) для различных соот-
ношений давлений р'ра6/р’р и коэффициента приведены в табл. 5.

Таблица 5

Зависимость коэффициентов кп и су от рабочего давления

Рраб^ Рр	Рр в ат							
	4		5		6		7	
	СУ	Кп		кп.		кп	СУ	кп
0,80	5,3	1,36	6,5	1,33	7,7	1,31	8,9	1,3
0,85	7,4	1,25	9,2	1,23	11,0	1,22	12,8	1,27
0,90	12,0	1,15	14,9	1,14	17,8	1,135	20,7	1,13
0,95	26,0	1,07	32,0	1,067	38,0	1,063	44,0	1,06

Как известно, назначение ресивера в системе пневмоуправле-
иия машины — это поддержание заданного рабочего давления
при кратковременных колебаниях давления в цеховой воздушной
сети. Однако, как видно нз табл. 5, недостаточный объем ресивера
может привести к тому, что даже правильно запроектированная
муфта не будет обеспечивать передачи расчетного крутящего
момента, т. е. силовой расчет муфты зависит и от правильности
расчета объема ресивера.
Рассмотрим характер изменения числа оборотов главного вала
(см. рнс. 84, в). Как было отмечено, прн включении муфты про-
исходит падение давления в ресивере. Процесс разгона ведомой
части привода приводит к падению числа оборотов ведущей части,
однако после окончания процесса разгона под действием момента
упругих сил происходит некоторое увеличение числа оборотов,
т. е. не наблюдается значительного падения числа оборотов
главного вала к началу рабочего хода. Аналогичная картина,
правда в меньшей степени, наблюдается после окончания процессов
штамповки, что приводит к появлению отрицательного крутящего
момента.

§ 25. ЭФФЕКТИВНОЕ СЕЧЕНИЕ ЦЕПЕЙ НАПОЛНЕНИЯ1

Включение муфты и отключение тормоза при пуске пресса,
отключение муфты и включение тормоза при остановке ползуна
осуществляется от одного или двух (см. рис. 70, 84) раздельных
воздухораспределительных устройств. В последнем случае воздухо-
распределители срабатывают одновременно при пуске и последова-
тельно (вначале клапан муфты, а потом клапан тормоза) при отклю-
чении пресса. Эта схема компоновки и работы механизмов управ-
ления является наиболее распространенной. Для нормальной
работы пресса необходимо обеспечивать предварение при пуске
(время х), т. е. проводить соответствующий расчет сечений
трубопроводов цепей наполнения муфты и тормоза. Для этого
необходимо выдерживать условие

м+С м^'н т +	1

гл « /№ । Д» ли	гТ» «г► ] '1р» А

или с учетом обозначений, принятых на рис. 70,

“Ь ?пр. 1ф

В общем случае время предварения при пуске определяется
из выражения

^пр. I = У] Кк. м Е^вк.т*	(215)

где у 1вк. м, у 1лк.т — суммарные времена включения механизмов
управления муфты и тормоза, равные (см.
рис. 70):

хВ ^вк. м “ (э. м "Ь ^кл. м "Ь ^кл. г "Ь ^выд’

2 ^вк. т = ^з. т "Ь ^кл. т

1выд — время выдержки подачи команды иа включение муфты.

1 §§ 25—28 написаны совместно с канд. техн, наук В. Г. ПлюгачевыМ.

159
Принимая б.ж^б.т, ^л.м^1кл. т и учитывая, что =
= гн,м + Гн,м и *т = получаем:

при одновременной подаче команд на срабатывание систем
электроуправления (1выд = 0)

^пр. \ = ^н. м 4“ ^н. м Ч” ^кл, г ~~ ^н.т>	(216)

при последовательной подаче команд с обеспечением выдержки
во времени 1аыд

$пр. 1 = н. м "Ь ^н, м + бел. г Ч- ^выд ^н. т>	(217)

при последовательном срабатывании муфты и тормоза обычно
4ыа V Ък.т, тогда

$пр. 1 — X] ^вк. м “ б. м Ч~ %кл. м Ч- ^кл- г 4 б.ж Ч- б. ле	(218)

Последние две схемы управления (с последовательной подачей
команд), как было отмечено ранее, усложняют систему пневмо- и
электроуправлеиия; их использование, кроме того, приводит к
уменьшению коэффициента совершенства системы управления су.
Поэтому эти схемы получили гораздо меньшее распространение,
чем схемы с одновременной подачей команд при включении. Расчет
схем с последовательной подачей команд в настоящей книге рас-
сматриваться не будет, так как в них предварение при пуске обеспе-
чивается не расчетом, а соответствующей наладкой элементов
системы управления пресса.

Выражение (216) связывает работу муфты и тормоза при вклю-
чении пресса. Приняв, что 1пр. ! 1КЛ. г, формулу (216) можно
записать в виде

/ <г I д- Г

гн. т \ м “Г ‘-я. м*

или после подстановки в это неравенство выражений (175) и (189),
преобразований и упрощений получаем окончательную расчет-
ную формулу, связывающую сечения цепей наполнения муфты
(^я. л/н. м} и тормоза (^н. к. т):

где Уо, Ух — вредный объем и приращение объемов муфты (ин-
декс м) и тормоза (индекс т);

я’ Рс\ т — давление, соответствующее силам статического со-
противления при включении муфты и тормоза.

Невыполнение условия, записанного выражением (219), при-
водит к необеспеченню предварения отключения тормоза перед
включением муфты, а следовательно, к повышенному износу
фрикционных узлов. Для нормальной работы муфты пресса к на-
чалу рабочего хода в ее пиевмоцилиндре должно быть создано
полное рабочее давление воздуха, т. е. на трущихся поверхностях
160
муфты в период рабочего хода должно быть расчетное давление
Ям. рас (СМ. рис. 84).

Это требование выполняется, если время предварения запол-
нения цилиндра муфты	Время 2пр.Р может быть опре-

делено по следующей приближенной формуле:

|80~^ «~<р- =Р (30(220)

пр* Р ГО	ЬИд	\ Пц " Л о* № 1 г х /

где р0= 1,4 ч- 1,6 — коэффициент, учитывающий переход глав-
ного вала за к. в. т., а также влияние процесса разгона;

Фа*— Угол повоРота главного вала за период рабочего хода
(время х) в градусах;

<рж — угол поворота главного вала за период включения
муфты (время 4. м) в градусах;

пн — номинальное число ходов ползуна пресса в минуту.

Преобразовывая формулу (220) относительно эффективного
сечения (&«.лЛ.л) муфты при наполнении, В. Г. Плюгачев пришел
к следующему расчетному выражению 1861:

ЬА. = 2.175- КИК,.я + Им) см*. (221)

Угол (рл; = 10ч-90о и зависит от технологического назначения
машины (см, гл. V).

Расчеты показывают, что определяемое по формуле (221) эффек-
тивное сечеиие цепи наполнения муфты не всегда обеспечивает
оптимальное безразмерное время включения муфты те„ = -~^
»с, м
т. е. условие работы фрикционных элементов муфты с оптимальным
износом (см. гл. III). Так как время включения муфты находим
по формуле (182), то, перейдя к безразмерному времени т8 м и
учитывая, что время проскальзывания определяется зависимостью
(см. гл. II и III)

+	(222)

тРас. м

эффективное сечение 1н.мрн,м цепи наполнения муфты, удовлет-
воряющее условию работы с оптимальным износом фрикционных
элементов, можно определить по формуле

^.Х^З,45.10'6

Мрас.м (Уо. м + Т1д()

X 1,274-4- см2.	(223)

\ рр)

Для муфт с тв м 1 множитель т*+2 = тв т. е. в этом случае
показатель х не влияет на величину эффективного сечения.

11 В. И. Власов	161
Относительное время включения тв. м зависит от типа и быстро*
ходности пресса. Ориентировочно тв> Д[ может быть определено по
табл. 6, данные которой получены в предположении, что
0,05 -г- 0,2 сек.

Таблица 6
Выбор относительного времени включения

Место установки муфты и тормоза в приводе пресса	Относительное время хв	
	Муфта	Тормоз
На главном валу (пк 50 ход/мин) при номинальном усилии в Т: до 200 	  200—600 	  свыше 600 	  На промежуточном или приемном валах с числом оборотов в минуту: до 180	'.  200—350 	  свыше 400 		0,7—0,8 0,8—0,9  1,4-1,6  2,0—2,5 0,7—0,8  0,45—0,55	0.4 0,5 0,6  0,6 0,4—0,5 0,3—0,4
Примечание. Меньшие значения — для узлов с Ц <20 см, большие — для узлов с	> 40 см.		

Учитывая характер изменения некоторых параметров, входя-
щих в расчетную зависимость (223), и особенности процессов на-
полнения, можно рекомендовать следующие приближенные зави-
симости для определения эффективного сечения м цепей
наполнения муфты исходя из условия работы фрикционных эле-
ментов с оптимальным износом

5«. „К м >	(К,. Л, + Ум) ся\

(224)

где — расчетный момент муфты в кГ-см;

?а — приведенный момент инерции ведомой части при-
вода в кГ-м-сек*;

пм — число оборотов вала муфты в минуту.

Коэффициент а/ — (0,2 -е 5)-10~6 зависит от типа пресса,
места установки муфты и т. д. Рекомендации по выбору коэффи-
циента а? приведены в гл. V.

Зависимости для определения эффективного сечения р
цепи наполнения ресивера приведены в работах [49, 161.

§ 26.	ЭФФЕКТИВНОЕ СЕЧЕНИЕ ЦЕПЕЙ ОПОРАЖНИВАНИЯ

Прн отключении пресса (см. рис. 84) команда на последова-
тельное срабатывание, воздухораспределительных устройств по-
дается от командоаппарата пресса. Время предварения при отклю-
162
чении определяется из неравенств (161) и (162), которые для слу-
чая на рис. 84 приводятся к выражению

,	.	ГО

?пр, 2 ^пр. Ч ^оп. т "|“ *оп. т ^оп. м*

(225)

где — время предварения начала выхода воздуха из цилин-
дра муфты, равное

^лр. ц ~	4~ ^э. т ~Н ^кл. т'~^.м' ^кл. м $кл. г- (226)

Приняв, что ([.„«(„и С.л.= С.т И выражая время
предварения /Лр> 2 через угол <рлр, получаем выражение, связы-
вающее работу цилиндров муфты и тормоза при отключении
пресса:

I /'	; /'	Чпр “ фл- а	(997}

10п.м^‘оп.тТ 1оп. т “Г кл. з -->	{441)

где <рк. а — угол поворота главного вала между подачей команд иа
отключение муфты н включение тормоза.

В одноклапанных системах фк. а — 0, так как команда на от-
ключение муфты и включение тормоза подается от общего воздухо-
распределительного клапана.

Выражение (227) для одноклапанных систем требует увязки
параметров цепей опоражнивания муфты и тормоза. Для случая,
когда проходные сечения цепей наполнения и опоражнивания
тормоза равны (^ т ~ т — /;„), выражение (227) после пре-
образований приводится к следующему неравенству, при выпол-
нении которого одноклапанные системы будут нормально работать:
4^-	Ф<»л>•	(228)

ьн, т	ъоп. т

Функции ф(М) и ф(ол) зависят от объемов пневмоцилиндров
муфты и тормоза, рабочего давления, усилий затяжки пружин и
практически в пределах 5—8% не зависят от сечеиий трубопро-
водов цепей наполнения и опоражнивания. Следовательно, при
постоянных параметрах пиевмоцилиидров муфты и тормоза
(функции ф(«) и ф(0П) неизменны) условие применимости одно-
клапаниых систем определяется соотношением эффективных сече-
ний муфты при наполнении и опоражнивании и коэффициентов
расхода цепей наполнения муфты и опоражнивания тормоза.

Для расширения интервала применимости одноклапаниой си-
стемы сечением [т, согласно выражению (228), необходимо увели-
чивать эффективное сечеиие цепи опоражнивания муфты или
уменьшать коэффициент расхода цепи опоражнивания тормоза и
уменьшать эффективное сечение цепи наполнения муфты и увели-
чивать коэффициент расхода цепи наполнения тормоза. Для этого
устанавливают обратный дроссельный клапан в трубопровод

П*	163
наполнения цилиндра тормоза и самоуправляемую подводящую
головку в трубопровод наполнения муфты. Дроссельный клапан,
уменьшая незначительно коэффициент расхода цепи наполнения
тормоза, в неколько раз уменьшает коэффициент расхода прн
опоражнивании, а самоуправляемая головка сокращает процесс
выхода воздуха из муфты.

Расчеты, практика эксплуатации и иаладкн одноклапанных
систем пневмоуправления муфты и тормоза, установленных раз-
дельно, указывают иа ограниченные возможности этих систем.
Их применение практически возможно лишь на прессах неболь-
шого усилия (до 200 Т) с числом ходов ползуна до 60—80 в минуту.

Выражение (227) позволяет для двухклапаиных систем анали-
тически определять угол а предварения подачи команд иа
отключение воздухораспределительного клапана муфты; этот угол
необходим для проектирования командоаппарата пресса. Прини-
мая угол предварения равным ф„р 0,1фк> а, получаем расчетную
формулу для определения угла <рк. а:

фх. а 6,7«н л* ^оп. т ^оп, ш ^кл. г)-	(229)

Угол фК1 а целесообразно рассчитывать после окончательного
определения величин проходных сечений цепей опоражнивания
муфты и тормоза.

Чтобы обеспечить гарантированный останов ползуна пресса
в исходном положении, необходимо выполнить условие, выражен-
ное неравенством (163). Подставляя в выражение (163) значения
У] и Решая его относительно времени /*п ж, получаем общую
зависимость, для одно- и двухклапаиных систем, связывающую
работу пневмоцилиндра муфты при отключении с характеристикой
пресса:

1оп, м =5=	--------- — V.?. .и Г ‘‘кл. м 1кл, г)*

При выводе выражения (163) было принято, что команда на
отключение воздухораспределительного клапана муфты подается
после совершения рабочего хода. Это гарантирует нормальную
работу муфты при отключении. Одиако в отдельных случаях (осо-
бенно для быстроходных машин) команду иа отключение можно
подавать несколько раньше, выполняя неравенство

^ОП ж	—^пр	(231)

оп'м	&пн	'	'

Принимая ср,„ = 15°, фпр = 10°, ф0 = 10° и заменяя выра-
жение для Гоп м зависимостью (178), неравенство (231) может быть
записано в виде
164
и. ми м > 1 >05 • 10-5 (Уом + У1Ж) X

X пн

0,795 + 0,223—^

(232)

Учитывая, что в муфтах прессов р'п м = 1,3 4- 1,6 ат, а
Рр “ 4,5 **" 0,5 ат, получаем зависимость для определения
эффективного сечения Лоп.м цепи опоражнивания муфты:

и. м^п. м > (1,24 - 1,89). 10~6 (Уом + У1Л) пн см2

или, принимая максимальное значение числового коэффициента,
приходим к зависимости для определения эффективного сечения
^оп.м!оп.м Цепи опоражнивания муфты:

и X. м > 1,89- 10"в(Уож + У1м)пн см2.

(233)

Эффективное сечение цепи опоражнивания тормоза необхо-
димо рассчитывать из условия обеспечения оптимального износа
фрикционных элементов, которое удовлетворяется, если безразмер-
ное время включения тормоза та. т = будет находиться
Гс. т

в заданных пределах тй_т = 0,3 4- 0,8 (см. табл. 6)

Время включения тормоза определяется по формуле (183).
Выражая в этой формуле т через относительное время включе-
ния и учитывая формулу (155) для времени 1С. т, получим после
соответствующих преобразований зависимость для определений
эффективного сечеиия цепи опоражнивания тормоза из условий
оптимального износа фрикционных элементов:

2к

X

{	I 49 1 п-3 Ур. тпн г + 1 | Рр

>оп. т!оп,	1	г т	,19

Тв. тфт 2 + 2 I

СМ2.

(234)

Для проектировочных расчетов можно рекомендовать прибли-
женную формулу

(235)

где а*? — (0,35 ч- 0,55)«Ю-3 — коэффициент, учитывающий осо-
бенности установки тормоза;
У0,т — вредный объем пневматического цилиндра тормоза в см3;
пн — номинальное число ходов ползуна пресса в минуту;
— угол торможения в градусах.

Из анализа зависимостей для расчета цепей опоражнивания
муфты и тормоза следует, что на эффективные сечения в'основном
влияют величина опоражниваемого объема и быстроходность
машины. По мере увеличения быстроходности машины и габарит-
ных размеров фрикционного узла эффективные сечення цепей
опоражнивания увеличиваются. Если это обстоятельство в отно-
шении муфт ие противоречит условию, выраженному неравенством
(228), то в отношении тормоза необходимость увеличения эффек-
тивного сечения цепи опоражнивания для быстроходных машин
находится в противоречии с неравенством (228), а начиная с неко-
торых значений параметров пневмосистем приводит к невозмож-
ности применения одиоклапанных систем для прессов.

§ 27.	КОЭФФИЦИЕНТЫ РАСХОДА ЦЕПЕЙ
НАПОЛНЕНИЯ И ОПОРАЖНИВАНИЯ

Проектирование пневмосистем управления кривошипными
прессами заканчивается расчетом сечений трубопроводов. Расчет-
ные формулы, приведенные выше, позволяют определить только
эффективное проходное сечение, т. е. произведение сечения трубо-
провода / иа суммарный коэффициент расхода | цепи иаполиення
или опоражнивания. Эти величины надо рассматривать только во
взаимосвязи друг с другом, так как коэффициент расхода зависит
не только от количества составных элементов цепи наполнения
(опоражнивания) и длины трубопроводов, ио и от величины про-
ходного сечения.

В большинстве случаев величину коэффициента расхода опре-
деляют опытным путем. Рекомендуемые различными исследова-
телями величины коэффициента расхода значительно отличаются
друг от друга. Это объясняется, во-первых, зависимостью коэффи-
циента расхода от большого числа факторов, которые не всегда
учитываются; во-вторых, произвольным переносом результатов
стендовых испытаний на реальные процессы истечения, т. е.
методом экспериментального определения коэффициента расхода.

Помимо экспериментальных методов определения коэффи-
циента расхода, разработано несколько опытно-аналитических
методов. Для систем пиевмоуправления кривошипных прессов,
состоящих, как правило, из короткой трубы и воздухораспреде-
лительных устройств (цепи наполнения или опоражнивания ци-
линдров муфты и тормоза) илн из трубы и регулирующе-очист-
ной арматуры (цепи наполнения ресивера), наиболее удобным
и простым является метод, описанный в работах [29, 67}.

Суть этого метода состоит в том, что воздухоподводящую
систему, состоящую из труб и местных сопротивлений н имеющую
определенный коэффициент расхода, условно представляют в виде
отрезка трубы с тем же коэффициентом расхода, т. е. воздухопод-
водящую систему заменяют простым трубопроводом эквивалентной
длины с последующим определением коэффициента расхода по
известным аналитическим зависимостям. Для определения коэффи-
циента расхода авторы работы [29] предлагают следующие зави-

симости:

при надкритическом истече-
нии

41/Л(1 (Ч ~ 1пет)

(236)
прн подкритическом истече-
нии

.— "I/"______&т

V [1 4“	+ 4 (&	1п ет)]

(237)

где 8т = -Т-- — относительное
Рвх

давление в трубе, т. е.
отношение давления
воздуха на выходе из
трубы р'вых к удавле-
нию на входе в трубу
Рвх\

— коэффициент сопро-
тивления трубопрово-
да, равный

1	Е/

=	(238)

Рис. 85. Зависимость коэффициента
расхода от относительного давления
и коэффициента сопротивлений

— коэффициент трения воздуха в трубе, обычно
и.а -- 0,03;

У /; О — соответственно суммарная длина и диаметр
трубопровода.

Зависимость коэффициента расхода от относительного давле-
ния и коэффициента сопротивлений согласно выражениям
(236) н (237), приведена на рис. 85. Как видно из рис. 85, при по-
стоянном коэффициенте сопротивления коэффициент расхода за-
висит от относительного давления ет, причем по мере увеличе-
ния ет (для данной системы пневмоуправлеиня) коэффициент
расхода увеличивается при малых значениях С/ и незначительно
уменьшается при больших значениях Процессы наполнения и
Опоражнивания пиевмоцилиндров муфты и тормоза происходят
при переменных относительных давлениях, величины которых для
различных периодов работы муфты и тормоза приведены в табл. 7.

Таблица 7

Относительные давления при включении и отключении муфты и тормоза

Характеристика процесса	Значения гт		
	начальное	конечное	передней ное
Смыкание дисков муфты (время . м и . м) 		0,15—0,22	0,25—0,35	0,25
Размыкание дисков тормоза (время  *н.т)			0,15—0,22	0,52—0,62	0,35
Включение муфты (время Гн м или /в.Л)		0,25—0,35	I	0,63
Размыкание дисков муфты (время  Г ) ОП.М/ 	\	• • • •	1	0,2—0,3	0,63
Смыкание дисков тормоза (время $оп. т и $оп. ли) 		1	0,75—0,85	0,90
Включение тормоза (время 1'оп т м* *в.т) 		0,75—0,85	0,15—0,22	0,45
Заполнение ресивера 		0,85-0,95	1	0,90

Для практических расчетов коэффициента расхода следует
брать осредиеиные за цикл значения относительных давлений (см,
табл. 7). Максимальная погрешность при расчетах по осреднеиным
давлениям ие превышает ±12%, а при определении продолжи-
тельности процессов наполнения или опоражнивания —±2%
(в последнем случае погрешности входят с разным знаком и вза-
имно компенсируют друг друга).

На рис. 86 показан характер измеиеиия коэффициента расхода
от коэффициента сопротивлений при различных средних значениях
&т. Как видно из рис. 86, максимальный разброс значений коэф-
фициента расхода относительно кривой А А, проведенной по сред-
ним расчетным данным, не превышает ±10%, что позволяет ис-
пользовать кривую АА для практических расчетов коэффициента
расхода (см. гл. V).

Для определения коэффициента сопротивлений необходимо
найти суммарную длину I трубопровода, которая равна

2 Н- 4^. т Ч- 2,	(239)
где 10$ — общая длина трубопровода;

1ЭК. 1» 4л. 2 — длины трубопроводов, эквивалентные местным со-
противлениям.

Экспериментальное определение 1ЗК можно осуществить перес-
четом коэффициентов расхода, полученных при стендовых испы-
таниях каждого элемента пневмосистемы, по формуле

/м = 2-Л-Ь. (240)
Ре

Здесь определяет-
ся по величине коэффи-
циента расхода $ испы-
тываемого элемента (см.
рис. 86).

Расчеты показывают,
что в системах пиевмо-
управления кривошип-
ных прессов суммарный
коэффициент расхода це-
пей наполнения и опо-
ражнивания пневмоци-
лиидров муфты и тор-
моза определяется в
основном местными со-
противлениями возду-
хораспредел ительных
устройств, а цепей на-
полнения ресивера мест-
ными сопротивлениями
редукционных клапанов
и маслораспылителей.

На рис. 87 показан
характер изменения 1ЭК

Рис. 86. Зависимость коэффициента расхода
от коэффициента сопротивления при различных
средних значениях относительного давления

для различных типов

воздухораспределительных устройств, применяемых в прессо-
строеиии. Графики рис. 87 построены по данным стендовых испы-
таний. Рекомендации ЭНИМСа [30] по определению эквивалент-
ной длины трубопроводов различных элементов пневмоуправле-
иия приведены на рис. 88. Сравнение данных ЭНИМСа по воздухо-
распределительным устройствам с данными стендовых испытаний
иа рис. 87 показывает, что воздухораспределительные устройства,
применяемые в прессостроении, обладают гораздо меньшими
сопротивлениями. Это и понятно, так как воздухораспределитель-
ные устройства конструкции ЭНИМСа имеют плоские золотники.

Проектировочный расчет систем пиевмоуправлеиия заклю-
чается в выборе размеров трубы и воздухораспределительных
устройств по расчетным значениям эффективных сечений. Труд-
ность этого расчета заключается в том, что эквивалентные длины
трубопроводов существенно зависят от типа воздухораспредели-
тельного устройства, его конструктивного оформления и проход-
ного сечения. Следовательно, прн расчете проходных сечений тру-
бопроводов должны быть известны основные характерные особен-

Рис. 87. Изменение эквивалентной длины
трубопровода для различных типов воздухо-
распределительных устройств:

/ — с коническими и 2 — плоскими седлами;

3 — золотникового типа; ------ “ наполнение;

—	_ опоражнивание

Рис. 88. Опытные данные
ЭНИМСа [30] для определения
длины трубопровода, эквива-
лентной:

1 — редукционным клапанам; 2 —
воздухораспределителям и масло-
отделителям; 3 — влагоотделителям

вать конструкции воздухораспределительных клапанов н под-
водящих головок и наладить нх централизованное изготовление
для нужд прессостроения. Работы в этом направлении проводятся.

Отсутствие централизованного изготовления воздухораспреде-
лительных устройств значительно осложняет разработку общих
рекомендаций для расчетов, так как по конструктивным н техно-
логическим особенностям механизмы пневмоуправления, изго-
товляемые разными предприятиями, существенно отличаются
друг от друга,
170
§ 28. ИССЛЕДОВАНИЕ ВОЗДУХОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ

Работоспособность современных систем пневмоуправления во
многом зависит от надежной и четкой работы воздухораспредели-
тельных устройств, так как через них осуществляется выполнение
всех команд, подаваемых для включения и отключения муфт и
тормозов, а также других узлов, работающих от сжатого воздуха
(гндропневматических подушек, пневматических выталкивателей).

В настоящее время перед механизмами пневмоуправлення
ставятся большие задачи по обеспечению быстродействия, безо-
пасности, безударного включения нт. п., многие нз которых специ-
фичны лишь для прессостроения. Кривошипные прессы — быстро-
ходные машины, работающие с высоким числом включений (до
60—70 в минуту). За каждое включение через систему пневмо-
управления пропускаются большие объемы воздуха. Например,
при каждом включении муфты и тормоза горячештамповочного
пресса усилием 3150 Т должен заполняться рабочий объем,
составляющий около 0,08 м3. А этот пресс может работать с 10—12
включениями в минуту, причем заполнение рабочих объемов

должно проходить за сотые доли секунды.

В общем машиностроении (до последнего времени и в прес-
состроении) нашли широкое применение воздухораспределитель-
ные клапаны, работающие с перепуском воздуха в атмосферу при
каждом включении и отключении. Если прн малых проходных
сечениях клапанов (для труб до %") со временем включения и
отключения 0,02—0,04 сек объем воздуха, выпускаемого в атмо-
сферу, не превышает 0,5 л, то для клапана сечением 21/2" прн вре-
мени включения и отключения, равном 0,18—0,25 сек, объем
воздуха, выпускаемого в атмосферу (в пересчете на нормальные
условия, т. е. при р0 = 1 ат), достигает 550 л (0,55 м3), т. е.
становится соизмеримым с заполняемыми объемами цилиндров
муфты н тормоза. Такой бесполезный расход воздуха, сопро-
вождающий каждое включение пресса, является недопустимым.
Поэтому, несмотря на значительную простоту изготовления н
конструктивного исполнения, воздухораспределительные устрой-

ства с перепуском в прессостроении заменяются клапанами, ра-
ботающими без перепуска.

Современное прессостроен ие к воздухораспределительным
устройствам предъявляет следующие требования: работа без
перепуска воздуха в атмосферу прн включении и отключении;
обеспечение времени срабатывания, не превышающего 0,02—
0,03 сек для клапанов %—1" и 0,08—0,1 сек для клапанов 2—

21/ 2",

при коэффициентах расхода не менее 0,6—0,7; наличие на-

дежных блокировок от сдваивания; гарантированное отключение
при подаче соответствующих команд. Совершенно очевидно, что
поставленные задачи о качественном улучшении показателей воз-
духораспределительных устройств не могут быть решены лишь
улучшением конструкций без использования данных теоретиче-
ских и экспериментальных исследований.

Отечественными прессостроительнымн заводами . ВЗТМП,
ВЗКПО им. Калинина, БЗМП, проектными организациями
ЦБКМ, ЭНИКМАШем, АСКБ и другими проводились интересные
работы по исследованию и усовершенствованию воздухораспре-
делительных устройств и других механизмов. Согласно этим иссле-
дованиям время включения и отключения воздухораспредели-
тельных устройств составляет 0,1—0,15 сек для клапана сече-
нием 25 мм (1*) и 0,2—0,3 сек для клапана 70 мм (З1//), что
соизмеримо с теоретическим машинным временем быстроходных
прессов.

Вопросы надежности и быстродействия механизмов управления
освещаются в иностранной периодической печати [126, 136—138].
Из этих публикаций следует, что большинство иностранных
фирм задачу создания быстродействующих воздухораспредели-
тельных устройств практически не решили. Например, известная
фирма Херион Верке (ФРГ) как достижение сообщает 1138], что
она выпускает быстродействующие воздухораспределительные
клапаны типа МУ 80000, управляемые от отдельного сервоклапана
типа МУ 25500 (т. е. практически речь идет об управляемых возду-
хораспределительных головках) с диаметром проходного сечения
50—120 мм, которые срабатывают за 0,15—0,18 сек (для клапана
50 мм) и 0,31—0,34 сек (для клапана 120 мм). Ранее в работах
[136, -1371 эта фирма сообщала, что воздухораспределительные
клапаны типа Р8У с диаметром проходного сечения 7,11 н 15 мм
соответственно имеют время срабатывания 0,03; 0,05 н 0,08 сек.
Т акое быстродействие воздухораспределительных устройств
быстроходных прессов вряд ли может обеспечить нормальную
работу муфты н тормоза.

В Московском автомеханическом институте в 1963—1966 гг.
было проведено комплексное исследование воздухораспредели-
тельных устройств, применяемых в прессостроенни (табл. 8),
результатом которого явилось создание новой конструкции воз-
духораспределительного клапана. Этот клапан (см. рис. 26) обе-
спечивает удовлетворительное решение поставленных выше задач.
Подробная методика расчета таких клапанов приведена в ра-
боте [16].

Как уже отмечалось, воздухораспределительные устройства
при включении обеспечивают подачу сжатого воздуха нз ресивера
в силовые цилиндры муфты илн тормоза, а при отключении соеди-
няют эти цилиндры с атмосферой, т. е. осуществляют выхлоп
воздуха. Поэтому в общем случае воздухораспределительные
устройства имеют полости, соединенные с ресивером Р, с сило-
вым цилиндром С, с выхлопом В, а также полость, через
которую происходит управление работой клапана У (см.
рис. 88).
Характеристика испытанных воздухораспределительных устройств	Таблица 8

Проходное сечение в	Опораж- нивание	Ю 1Л  ОО XI см  Г''	_	_ Ев  О ОО	1Л 0^	О	(> Ф о	о 0^0^ О  ч+*	О"5	СО	СО	со	о см о о* о  со	г-
	Наполне- ние	со	со	го  52	ш	ю  с> со	юф	О)	о	05	0^	®	Ч.  т+^стГ	’^’^-ООО  со	Ю
Конструктивнее особенности		Г	-ь  4	1	Ь	1	’	1	ыС	|Л	<В|  о Ш Й	ОХота®ОЙс-Ф	м2  ьс о, ф	да	е; а >> да □	5 *  ОО	С^рЯЧ	д Р	Ь  с	С	с	„  Л	<Р	»	_Г	Ф	®	Ем	О *  в та Я ~	5	ел «V	Ь 0 о  О	К	й ьс * о X О 3^5	да У  да	У	8	О	о	да о  ф _- -.>»	55	та	>*	К	сы^та  3 =к в	У	д	к	о	М с?  5 11	5 >- ё.§	Э й к 5  с Эз 1 §	Е?_| 1с^я  да В 3	п Л1 ф да ф а*	о Ф да ф да Ф * и. <> О	да дао  Ь(О он  яеч	о % о	а Я » м^я	«
Привод		та	-	та	та й—  да	»®	да	х	5  Й	эда й та	эда	да	да	»да  да	да да С	да	С	да	и  та	да&э	да	й	ф  да	сдач	о	ч	е	у  52	ф Е да	ф	да	»	Й  о	5 о	2^ о Ь	Л к  й	нйй)	да	да	та	5	л а  &	й	₽ я щ*	$ н*	ё*	3	н  8 *	.8 I 8 * ё “ §		$  Ем о	5 1г О ч ъ г	5  ОН	Л С о н О о с	о
Тип воздухораспределитель- ного устройства		6	6	ОО  «	§	’»	§	’“	Й  3	о	3	о	3	о	да  та	да	да	да	да	та	та  л	да	иэ	ё  си	та	«	Й	*	та	й	*	та	та	х  Ь^да	Й	та	м	Й	2	да	ч	й  Е и	Ещ да	Ед	д	§  ^5 о о	о о	та	ж  & к §	Ь к § &	К Ч	о.	§  5 Р	с	§ А Я  Си “ и ё	ж и	м	Й и	2? Й ©  Й м Й >. ^Е1^сиЯ	5К	2 «а  о да & ±	о та о- 2 и та	« а да4 *	Й да о-  та с .с 3	отас^да&тасо	<2	та & о ф  Онда^Э	Н0нта>ъ3^2Н	>> §	0 ®НО  да	Ч	да Ч	та	о  да р1	да	да
Модель		"З4  с	§	1  с	нс	1  §	Й	2§	§,  С СО	К  СО	^СО	й	й:	1 "  СО	*	г- *	7\	—• со	та -4?  Ль* <	4	Ё 5	”,	<М<М  -Л 3- с	Й г |	&  ОО Г<	2.Щ СП ш 5 Д < 3	-м Л12- ®®  Л >ъ	ГТ Д' СП Л X 2.	3	ДД
рнс. 89 приведены некоторые схемы воздухораспредели-
тельных устройств в пневмоприводом, нашедшие широкое при-
менение на отечественных и зарубежных предприятиях. Кон-
струкции их рассмотрены в гл. I (см. рнс. 24—26). Характерной
особенностью схем на рис. 89, а, б является наличие всех четырех

Рис. 89. Схемы воздухораспределителей с пневмоприводом:

а — с перепуском; би# — без перепуска; / — подвод воздуха от ресивера; 2 — к сило-
вому цилиндру (при включении); 3 — от силового цилиндра (при отключении); 4 — на
выхлоп в атмосферу; 5 и 6 — от распределительного клапана или сервоклапана при вклю-
чении и отключении; А — отключено; Б — включено

полостей Р, С, В, У и их расположение друг над другом. По схеме
на рис. 89, в воздухораспределительные клапаны конструкции
МАМИ имеют лишь три полости Р, С, У.

Наличие сплошного внутреннего клапана III (рнс. 89, а)
позволяет упростить конструкцию н даже снизить усилие подпора
(за счет вывода штока вниз — штриховые линии) до минимума,
однако здесь нельзя избавиться от перепуска воздуха в атмосферу
прн включении и отключении клапана, что практически исклю-
чает возможность использования этой схемы для воздухораспре-
делительных устройств с условным проходом свыше 25 мм
сечением свыше 1".

Чтобы исключить перепуск воздуха в атмосферу, прн пере-
ключении воздухораспределителя необходимо разъединить кла-
пан III, т. е. применить два клапана II и 7. Тогда прн включении
клапан II, соприкасаясь с клапаном 7, закрывает выхлоп, а затем,
двигаясь совместно с клапаном 7, соединяет полость Р с полостью С
174
(рис. 89, б, в — положение «вкл»). Вначале прн отключении кла-
паны II н I двигаются совместно как одно целое н лишь после того,
как клапан /, коснувшись седла, остановится, начнется движе-
ние клапана /, соединяющего полость С с выхлопной полостью В.

При использовании схемы на рис. 89, б не удается избавиться
от большого усилия подпора, так как здесь вывод штока (по ана-
логии с рис. 89, а) неизбежно приведет к отрыву нижнего кла-
пана / от верхнего II (в момент начала заполнения рабочего
цилиндра) н к появлению перепуска воздуха в атмосферу до мо-
мента полного опускания верхнего клапана. Поэтому возможности
этой схемы с точки зрения повышения быстродействия при вклю-

чении ограничены.

Компоновка по схеме на рис. 89, в устраняет недостаток ком-
поновки по схеме на рнс. 89, б, так как здесь минимальное усилие
подпора может быть легко достигнуто соответствующим подбором
рабочих диаметров (расчет приведен в работе [16]). Схема на
рнс. 89, в, позволяя устранить перепуск воздуха в атмосферу,
может обеспечить любое заданное давление на стыке клапана
с седлом, т. е. ее использование позволяет конструировать быстро-
действующие воздухораспределительные устройства с заданным
характером срабатывания. Однако для этого необходимо знать
минимальное давление на стыке, при котором не происходит про-
сачивания воздуха, характер изменения сил в процессе переме-
щения клапана при открытии н другие характеристики, опреде-
ляемые лишь опытным путем. Следовательно, быстродействую-

щую конструкцию можно создать лишь на основе исходных пара-

метров, определенных экспериментальным путем.

Экспериментальные исследования воздухораспределительных
устройств проводились в лаборатории МАМИ, на заводе-изгото-
вителе ВЗТМП и в производственных условиях ЗИЛа, АЗЛК-
В процессе исследования было изучено влияние массы подвижных

частей и усилия включения на время включения и отключения;

определено влияние формы седел клапанов на коэффициенты

расхода при наполнении и опоражнивании; установлены ннжняя
граница работы клапана, минимальные давления на стыке клапана

с седлом, исключающие просачивание сжатого воздуха; силы со-
противления движению штока клапана и коэффициенты трения
в манжетах и т. п.

Общий вид стенда для исследования воздухораспределитель-
ных устройств с установленными на нем датчиками показан на
рис. 90, стенд ВЗТМП для ресурсных испытаний с установлен-
ной на нем воздухоподводящей головкой конструкции МАМИ —
на рис. 91.

На рис. 92 приведены типовые осциллограммы работы управ-
ляемой подводящей головки МАМИ-3" (рис. 92, а), работающей
без перепуска воздуха в атмосферу; распределительного клапана
У8 (рис. 92, б) н сервоклапана ВВ-32Ш (рнс. 92, в), работающих
2>©
Ф га

с«

о

ф
я
о

>о
та

3
я
я
ф
Ж
ф

(X Ф
я

я
о

ф
м
я
о

ф
а

V

§! °
►X _ д

Ф
Я

§
с
га
оз

я
. и
га я

я
ф

ф
о

и

§
01

о
ф
я
к

со

гпьаопа д	с #

ос
о

*
я
я

©ъ ф
2
ф
га <А
яч>
га о
* «
га 2

« о

га
я

«5
к
га
ч
я

я

Л
X
О
Ф

*
о
га
о

а

яз
со
о
щ
РЗ

&

<3

га га о

2

5

сч
я
Й
ф

я

а
я
я

ф
ч
а
га
*с

3 я
ф ®

а

О
Я

I-

Е 5
га

а”
га Я

Е( «3

та

«С
3

та
я
Я

О
аз
§

%
га
Е
га

«Й8

я
о

к л

« I
ф I
я

Ф
О- >
°>.

Л

к
я
я
ф
г?
л
га

я
я
я
ф
Ч
Л
03

«с

3
о
я
я

Я

Я
Ф
Ф
Я

Я

л
я
я
я
я

о
о
ч
о
к

Л

аз
г
Л

ф
я
к

§

ф
я
я
ф
ф
я
я

л. га

к
О
я
га
2

ф
я
я

3 «о

*> Я
га 5 2
и Й ао

3 §..

3
я
о
я

ая
н Ф
я (А
ою
я о

) э5
я

Я
с перепуском. Как видно из этих осциллограмм, процесс сраба-
тывания (включение и отключение) подводящей головкн МАМИ и
воздухораспределительного клапана У8 состоит нз двух периодов:
срабатывания управляющего клапана, т. е, времени I и 1'кл
(у головки МАМИ-3" — это клапан конструкции ЭНИМС-1/^",

Рис. 91. Стенд ВЗТМП для ресурсных испытаний воздухораспределительных
устройств:

У —распределительный клапан ЭНИМСа сечением используемый в качестве серво*
клапана; 2 — управляемая подводящая головка сечением 3" конструкции МАМИ; 3 —
контрольные манометры (н полости управления и в заполняемом рабочем объеме); 4 —
рабочий объем; 5 — основание стенда; 6 — глушитель; 7 “ ресивер

у клапана У8 — сервоклапан ВВ-22) н собственно времени вклю-
чения и отключения клапана /г н У сервоклапана ВВ-32Ш
процесс срабатывания состоит из одного периода времени 1КЛ.

Из осциллограмм видно, что процесс заполнения рабочего
объема (время /н) при применении воздухораспределительных
устройств, работающих с перепуском, начинается лишь после
прихода клапана в крайнее нижнее положение (см. рнс. 89, а),
т. е. после полного его открытия. Воздухораспределительные

12 В. И. Власов

177
17§
устройства, работающие без перепуска, начинают заполнять
рабочий объем после соединения клапанов 11 н I (см. рис. 89, б, а),
т. е. сразу же после приоткрытия нижнего клапана I.

Процесс опоражнивания рабочего объема (время /ол) прн при-
менении воздухораспределительных устройств, работающих с пе-
репуском, начинается не сразу после приоткрытия клапана,
а лишь на величине хода, равном 0,25—0,30 полного хода клапана.
В воздухораспределительных устройствах, работающих без пере-
пуска, процесс выхода воздуха из рабочего объема начинается
сразу же после разъединения клапанов 1 и 11 (см. рис. 89, б, в).

Особенности работы воз духо распределительных устройств
оказывают влияние на метод определения времен включения н
отключения, под которыми (как было условлено в § 19) пони-
мается время, проходящее от подачи импульсов на срабатывание
клапана до начала заполнения или опоражнивания рабочего
объема.

Время н 1'г срабатывания собственно воздухораспредели-
тельного клапана (без времени срабатывания сервоклапана) или
управляемой головки равно:

прн включении с перепуском

+ С	(241)

при включении без перепуска

*	гг

‘г — ‘н. II + ^н. II

+ ^н. 2;

при отключении с перепуском

— ^оп И- (0,25 — 0,3)
при отключении без перепуска

‘г — 1оп. 2 “Г 1оп. 2 “Г *'оп. 2>

(242)

(243)

(244)

где Г,	— время наполнения полости управления в исходном

положении клапана (заполнение вредного объема) н
при его перемещении (заполнение приращения
объема);

Г Гн п —то же, но только для верхнего вспомогательного кла-
пана (см. рис. 89, б, в);

1'н 2 — время наполнения полости управления при выстаи-
вании клапанов 1 и 11 до начала их совместного
движения (см. рис. 89, б, е);

/*л, Г — время опоражнивания полости управления при
включенном положении клапана (полного объема
полости управления) и при перемещении клапана
(опоражнивание приращения объема);
Гоп> х» Сп. 2 — то же’ й0 ПРИ совместном движении клапанов / и //
(см. рис. 89, б, в);

1'оп 2 — время опоражнивания полости управления при

выстаивании клапанов / н
клапана II (см. рис. 89, б,

II до начала движения
в).

Экспериментальные дан-
ные о времени срабатывания
воздухораспределительных
устройств приведены на рис.
71 и 74.

Исследования и расчеты
по формулам (241)—(244) по-
казали, что в клапанах с
перепуском очень велнка
составляющая а в клапа-
нах без перепуска (за исклю-
чением клапана конструкции
МАМИ) — 1'н 2, что обусло-
вливается работой клапанов
в подкритическом режиме
истечения с неизбежным ра-
стягиванием всех процессов
включения.

На рис. 93 приведены
результаты испытания серво-
клапанов, применяемых в
прессостроенни, которые по-
казывают, что время сраба-
тывания испытанных серво-
клапанов составляет 0,015—
0,03 сек, что недопустимо
для клапанов с проходным
сечением 0,053—0,08 см2
(с условным проходным диа-
метром Оу = 0,26^-0,33 см).
практически исключает возмож-

Рис. 93. Экспериментальные данные по
времени срабатывания сервоклапанов
типа:

/ — ВВ-2; 2 — ВВ-22; 3 -- ВВ-32Ш; 4-ЗИЛ

(шариковый); ------ — включение

— — — — отключение
кл

Такое время срабатывания

ность применения в прессостроенни таких сервоклапанов для
быстродействующих воздухораспределительных устройств.

При стендовых испытаниях коэффициенты расхода воздухорас-

пределительных устройств определялись по времени наполнения

или опоражнивания постоянного рабочего объема (путем пере-
счета), величина которого при экспериментах менялась в широком
диапазоне. Опытные данные позволили сделать вывод о том, что

коэффициент расхода зависит от величины рабочего объема,

давления в ресивере, формы и типа клапанов и т. д.

(рис. 94).
Анализ опытных данных (см. рнс. 94) следует проводить
исходя из того, что при испытании сервоклапанов длина трубо-
проводов при наполнении составляла около 20 см, а прн опоражни-
вании — 10 см (при проходном сеченни около 0,8 еле2); при ис-
пытании воздухораспределительных устройств трубопровод прн
наполнении имел длину около 4 м, а при опоражнивании около
0,5 м (при проходном сечении 4,9 смг). Из этого следует, что для

Рис. 94. Экспериментальные кривые изменения коэффициентов расхода при на-
полнении и опоражнивании в зависимости от рабочего давления заполняе-
мого объема Ур:

а — при постоянном рабочем объеме равном 20 л для клапанов 1—6 и 0,1 л для кла’
панов 7—9; б — при постоянном рабочем давлении для воздухораспределительных уст-
ройств; / — У8-1" (конусные седла клапанов); 2 —. У8-1" (плоские седла клапанов); 3 —
ЦБКМ-1"; 4 — ЗИЛ-З/4"; 5 — У5-1"; (У-43ПА-И; 7 — ВВ-2; 8 — ВВ-22; 9 — ВВ-32Ш

сервоклапанов получали практически истинные значения коэффи-
циентов расхода (проходное сечение трубы значительно больше

сечения клапана, см. табл. 8), в то время как на величину коэфф

и-

|Гн

циентов расхода воздухораспределительных устройств (особенно
при наполнении) существенное влияние оказывал соединительный
трубопровод (сечение трубопровода и проходное сечение клапана
были одинаковыми). Последнее учитывалось при определении
эквивалентной длины трубопровода (см. рис. 87).
Глава V

ПРОЕКТИРОВАНИЕ СИСТЕМ ВКЛЮЧЕНИЯ ПРЕССОВ

§ 29.	ПРЕДПОСЫЛКИ РАСЧЕТА

К проектированию узлов системы включения кривошипных
прессов следует приступать после того, как общий расчет и ком-
поновка привода пресса уже закончены, т. е. определены основные
размеры зубчатых н клиноременных передач, валов привода; на-
мечены места установки муфты, тормоза и воздухораспредели-
тельных устройств и т. д. Расчету системы включения должны
предшествовать установление числа оборотов вала, на котором
монтируются муфта и тормоз; определение максимального крутя-
щего момента, развиваемого на валу муфты при совершении тех-
нологической операции (в случае поверочного расчета этот кру-
тящий момент может быть определен по формулам, приведенным
в § 7); расчет моментов инерции ведомой н ведущей (без деталей
муфты и тормоза) частей привода.

Расчет муфт, тормозов и механизмов управления нужно про-
водить совместно, так как некоторые параметры этих узлов оказы-
вают взаимное влияние друг на друга. Различают проектировоч-
ный и поверочный расчеты.

При проектировочном расчете на основании исходных данных
определяют основные параметры системы включения. Этот этап
заканчивается прочерчиванием фрикционных узлов н схемы
воздухоразводкн. В процессе прочерчивания окончательно опре-
деляется общая компоновка и проверяются условия сборки и раз-
борки, удобство обслуживания и т. д.

При поверочном расчете определяют степень совершенства
системы управления, уточняют прочностные показатели и пока-
затели работоспособности проектируемых узлов. Исходными дан-
ными прн этом являются результаты проектировочного расчета,
принятая схема управления, параметры компоновочных чертежей
нли рассчитываемых узлов (если проверяются уже работающие
системы включения).

На основании данных поверочного расчета устанавливается
степень соответствия запроектированной системы включения тех-
ническому заданию на проектирование и условиям работы на кон-
кретной машине.

Поверочный расчет муфт и тормозов может быть упрощенным
и уточненным. Прн упрощенном расчете фрикционный узел оце-
182
нивается по осредненным параметрам г, х, Ь^, т& ит. д., при уточ-
ненном — с учетом реальных условий нагружения.

Упрощенный расчет рекомендуется проводить для оценки воз-
можности установки на конкретном прессе унифицированной
муфты илн тормоза (если последние правильно запроектированы,
т. е. был проведен их полный поверочный расчет); прн модерни-
зации систем включения, когда установленные на прессе муфта
нлн тормоз проверены в эксплуатации в аналогичных условиях
нагружения нлн прн применении новых более прогрессивных фрик-
ционных материалов. Во всех других случаях необходимо прово-
дить уточненный поверочный расчет, особенно прн проектиро-
вании муфт и тормозов мощных прессов усилием свыше 600 Т,
при разработке унифицированных конструкций н т. д.

Расчетные зависимости и номограммы, необходимые для про-
ведения проектировочного н поверочного расчетов, получены на
основании теоретических положений, приведенных в гл. II—IV.
Справочные данные, необходимые для расчета и конструирования
систем включения, и конкретные рекомендации приведены с уче-
том последних достижений отечественного прессостроения в этой
области и получены на основании экспериментов н конструктор-
ских разработок МАМИ, ЭНИКМАШа, ЦБКМ, ВЗТМП, ВЗКПО
им. Калинина, БЗМП, РЗКПО и других предприятий. При этом
учтен и зарубежный опыт в этой области.

Расчетные формулы получены с учетом принятой в обозначе-
ниях размерности параметров и соответствуют нормальному ре-
жиму работы муфты и тормоза, т. е. условию, при котором должно
быть обеспечено предварение отключения тормоза перед включе-
нием муфты и предварение отключения муфты перед включением
тормоза.

Если условия предварения не выполняются, то нельзя досто-
верно определить срок службы фрикционных элементов н других
деталей муфты и тормоза.

§ 30.	ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ 1

Выбор типа муфты

Конструктивные особенности фрикционных узлов зависят от
выбранной схемы узла.

На рнс, 95 приведены основные конструктивные схемы муфт
и тормозов прессов. Как видно из рис. 95, в настоящее время в
прессостроенни находят применение сблокированные и раздельно
установленные муфты н тормоза, которые выполняются кон-
сольными или межопорнымн.

1 Обозначения и размерность параметров приведены в начале книги.
Прн раздельной компоновке (рис. 95, а—д') муфта и тормоз
могут быть расположены на валу консольно и между опорами
вала. В первом случае поршень пневмоцилиндра муфты и тормоза
может быть сплошным или кольцевым, во втором.— только
кольцевым.

Тип муфты
и тормоза

консольные

межопорные

Муфта

Тормоз

Муфта

Тормоз

Обычные

С разоружен-
ным
балом

через
планетарный
механизм

Рис. 95. Конструктивные схемы дисковых муфт и тормозов
Сблокированные фрикционные узлы муфта-тормоз выпол-
няются с одним общим пневмоцилиндром, который устанавливается
на ведомой части привода (муфта-тормоз типа Толедо или Кли-
ринг, рис. 95, ж) нлн на ведущей части муфты — маховике
(муфта-тормоз конструкции ВЗТМП— рис. 95, е и завода Шме-
раля — рис. 95, з). Здесь ведущая часть муфты соединена с ве-
дущей частью тормоза через упорный подшипник, а муфта и
тормоз чаще всего расположены консольно. В муфте-тормозе
фирмы Бентлей 1124] и Клиринг (типа Торк — пак) пневмоцн-
лнндр монтируется в опоре, а блокировка обеспечивается через
планетарный механизм привода (см. рис. 95, и).

Общая компоновка фрикционного узла определяет способ под-
вода сжатого воздуха к пневмоцилнндру муфты и тормоза. В тор-
мозах, установленных раздельно от муфты, подвод сжатого воздуха
осуществляется к неподвижному пневмоцилиндру (стрелки Б
на рис. 95, б, а).

В консольных муфтах и сблокированных узлах подвод сжатого
воздуха осуществляется через торец вращающегося вала нли крыш-
ки муфты (стрелки А на рнс. 95, е—з). При этом применяются воз-
духоподводящне головки различного типа, обеспечивающие надеж-
ный подвод сжатого воздуха к вращающимся частям муфты.

В межопорных муфтах подвод сжатого воздуха в постоянно
вращающийся пневмоцилиндр осуществляется через вал. Для
этого необходимы применение воздухоподводящих головок (под-
вод к вращающемуся валу — стрелка А на рис. 95, $), а также
/ установка дополнительного узла С (рис. 95, в) для подвода воз-
духа от одного вращающегося узла (вала) к другому (цилиндр),
что является большим недостатком межопорных конструкций муфт.

Выбор общей схемы компоновки муфты зависит от различных
факторов: типа привода пресса и его станины; габаритных разме-
ров маховика и муфты; нндИВадуальных требований заказчика
и тенденций, принятых на заводе-изготовителе; требований тех-
ники безопасности и т. д. При выборе схемы компоновки следует
учитывать, что консольное расположение муфты и тормоза значи-
тельно облегчает нх эксплуатацию и обслуживание (упрощается
монтаж н демонтаж), а при межопорном расположении муфты
обеспечивается безопасность в случае поломки вала. Вал от массы
маховика (см. рис. 95, д) необходимо разгружать лишь в кон-
сольных муфтах с массивными маховиками, которые передают
большие крутящие моменты; для межопорных муфт это осуще-
ствлять, как правило, нецелесообразно. Сблокированные узлы
следует применять для машин с большой частотой включений
(свыше 60 в минуту).

Узлы муфта-тормоз типа Толедо (рис. 95, ж), обладающие высо-
кой инерционностью (цилиндр находится на ведомой части при-
вода), нецелесообразно устанавливать на валы, имеющие больше
350 об/мин.
I 2. Определение расчётного момента
/

Вначале находится показатель момента муфты км. При выборе
величины показателя момента муфты к* необходимо учитывать
особенности работы муфты в приводе пресса. С одной стороны,
муфта включения должна обеспечивать нормальную работу при-
вода машины в период выполнения технологической операции;
с другой стороны, муфта должна выполнять функции предохра-
нителя от перегрузки по крутящему моменту.

Выбор завышенного значения показателя момента приводит
к нерациональному увеличению габаритных размеров фрикцион-
ного узла и, кроме того, лишает привод машины с фрикционной
муфтой одного из его основных преимуществ — возможности пре-
дотвращать перегрузки привода машины. Выбор заниженного
значения показателя момента приводит к нестабильной работе
привода. В общем случае показатель момента муфты для криво-

Выбор показателя момента муфты км

Таблица 9

Тип машины	Вал	
	приемный или промежуточный	главный
Универсальные листоштамповоч- ные прессы с пн ход1мин‘.  >60	  <60	  Прессы для холодной объемной штамповки 	  Прессы обрезные	  Прессы вытяжные, двойного дей- ствия 			  Гибочные прессы	  Чеканочные прессы	  Горячештамповочные прессы -. . Горизонтально-ковочные машины Пресс-ножницы	  1 Гильотинные ножницы 	  Специальные и специализирован- ные быстроходные л исто штамповоч- ные с пн > 200 ход/мин	  Многопозиционные листоштампо- вочные прессы-автоматы 	  Холодновысадочные прессы-авто- маты 			1,1 (1,0)  1,15 (1,05)  1,12  1,0(0,85)  1,15  1,1  1,1  1,0  1,05  1,0(0,82) 1,24  0,95 (0,85) 1.05(1,0) 1,0 (0,9)	1.2 (1,1)  1,3(1,15)  1,25  1,1 (0,95)  1,25  1,15  1,15  1,1  1,12  1,1 (0,9)  1,3  1,0 (0,9)  1,1 (1,05)  1,05 (0,95)
*  Примечание. В скобках указаны значения показателя	в случае, ।  если муфта включения используется и как предохранительная муфта.		
шипных кузнечно-прессовых машин может быть больше и меньше
единицы. Показатель к*м на стадии проектировочного расчета реко-
мендуется определять по данным табл. 9.

Расчетный момент муфты равен

Л4рОс. М ~ ^М^кр"

(З./Выбом материала пары трения

В настоящее время в отечественном прессостроенни наиболь-
шее применение получили фрикционные материалы ФК16Л,
ФК24А, козид^143-66 (типа козида) и асбофрикционный материал
типа феродо, работающие по стали Ст.5 (реже по стали Ст.З) или
по чугуну СЧ21-40 и СЧ24-44. Предпринимаются попытки
использовать в прессостроенни металлокерамику.

Рис. 96. Установка подвижных (а—$) и неподвижных (г—е) фрикционных эле-
ментов относительно ведомого диска:

/ — неподвижный и 2 — подвижный ведомые диски; 3 — сплошная вставка; 4 банда-
жируемая вставка; 5 — комбинированная вставка (с приклепанными или приклеенными
накладками); 6 — неподвижная обойма для установки вставки; 7 — накладка, закреплен-
ная на диске с помощью заклепок; 8 — то же, но с проклеиванием стыка; 5 — заклепка;
А — перемещение вставки относительно диска; В — перемещение диска вместе с фрикци-
онным элементом

Выбор фрикционного материала зависит от условий эксплуата-
ции фрикционного узла. При легких условиях работы (число
включений и число оборотов вала муфты небольшие) любые фрик-
ционные материалы работают устойчиво. Наибольшие трудности
возникают при выборе фрикционных материалов для тяжелых
условий работы. В тяжелых условиях работают муфты и тормоза
мощных листоштамповочных прессов в случае установки их на
валы с > 400 об/мин. Тяжелые условия работы муфт горяче-
штамповочных прессов обусловливаются большими ударными
нагрузками, возникающими в период включения муфты. Ориенти-
ровочные рекомендации по выбору фрикционных материалов даны
в табл. 10.

В муфтах и тормозах прессов фрикционные элементы выпол-
няются в виде вставок (рис. 96, а—в) или накладок (рис. 96, д, е).
Выбор фрикционных материалов

Таблица 10

Тип машины	Номинальное усилие в Т	Установка фрикционного узла на валу		
		главном	приемном или промежуточном с п об/мин  до 300	| свыше 400	
		материал		
Листоштамповочные прессы простого и двой- ного действия и чеканоч- ные прессы, гильотинные ножницы, пресс-ножни- цы	До 125	Любой	Любой	143-66, ретинакс, козид
	Свыше 160	—	8-45-62, 143-66	143-66, козид
Горячештамповочные прессы, горизонтально- ковочные машины, прес- сы для холодного вы- давливания	До 400	Феродо, 143-66	Феродо, ретинакс	143-66, ретинакс
	Свыше 500	Плетеное феродо, 143-66, 8-45-62	143-66, ретинакс	—
Автоматы и другие ма- шины, работающие в не- , прерывном режиме	Любое	Ретинакс или 143-66		

В первом случае ведомый диск обычно неподвижен (перемещаются
вставки), во втором — подвижен и соединяется со ступицей с по-
мощью шлицевого соединения. Вставки могут крепиться и к по-
движному ведомому диску (рис. 96, г), тогда они, сохраняя преиму-
щества узлов со вставками (возможность замены без разборки узла),
приобретают и преимущества узлов с подвижными дисками (воз-
можность применения для многодисковых муфт и тормозов).

Фрикционные накладки прикрепляют к ведомым дискам с
помощью заклепок (см. рис. 96, д) или с помощью клея (обычно
эпоксидной смолы) и заклепок (см. рис. 96, е). Поверхность тре-
ния, образуемая фрикционными накладками, имеет вид сплош-
ного кольца, расположенного между наружным и внутренним
радиусами трения.

Накладки бывают сплошные (рис. 97, а), секторные (рис. 97, б)
или в виде полос (рис. 97, в). Сплошные накладки используются
для небольших фрикционных узлов с радиусами треи и я %ср <<
< 25 см. Наибольшее распространение получили секторные на-
кладки. В качестве накладок (см. рис. 97, в) используется тканая
асбестовая илн асбобакелитовая леита, обладающая хорошей
188
эластичностью и упругостью, а следовательно, и хорошо работаю-
щая при больших ударных нагрузках.

Выбирая способ крепления накладки к ведомому диску, сле-
дует учитывать большие ударные нагрузки, возникающие во
фрикционных узлах больших габаритных размеров (#ср 70 см)
в момент включения. Накладки из твердых фрикционных мате-
риалов (ретинакс, феродо,
выпускаемые Тамбовским
заводом рези но-асбестовых
изделий) необходимо кре-
пить с помощью клея и
заклепок, причем послед-
ние перед установкой це-
лесообразно нагревать до
100—120° С. Тканые мате-
риалы обладают достаточ-
ной податливостью и по-
этому работают устойчиво
при креплении нх с по-
мощью заклепок.

Фрикционные элементы
в виде вставок устанавли-
вают в специальные окна
диска. Различают вставки
сплошные и комбиниро-
ванные, т. е. с обоймой или
бандажируемые, которые
в зависимости от способа
установки могут быть пла-
вающими (см. рис. 96,
а—в) или неподвижными
(см. рис. 96, г) относи-
тельно ведомого диска.
Плавающие вставки могут
применяться только для

одиодисковых муфт и тормозов, а неподвижные — для одно-
дисковых и для двух- и трехдисковых муфт.

В настоящее время в муфтах и тормозах кривошипных куз-
нечно-прессовых машин применяются три формы вставок: оваль-
ные, круглые и сегментные.

Отечественные прессостроительные заводы применяют круглые
со стопором, составные и овальные вставки. На рис. 98 и 99 пока-
заны наиболее распространенные схемы расположения круглых
и овальных вставок.

При выборе формы и типа вставки следует учитывать техноло-
гические возможности изготовления окон под вставки и особен-
ности материала вставок. Наиболее технологичными с этой точки
зрения являются круглые вставки, однако их необходимо сто-
порить от проворачивания; наименее технологичными являются
сегментные. Практика эксплуатации показала, что вставки из
материала ФК16Л, ФК24А, козида устойчиво работают при посадке
нх с минимальными зазорами (посадка А3/Ш3). Для'материала
143-66 и 8-45-62 характерно «разбухание» под действием темпе-

Рис. 98. Схемы установки круглых вста-
вок:

а — с применением банда жируемого диска и
снятием лысок у вставка; б — с применением
бандажируемых и комбинированных вставок с
фиксаторами от проворота; в — сдвоенных
(расположенных по окружности или по ра-
диусу трений) со снятыми лысками

Рис. 99. Схемы установки оваль-
ных вставок:

а — в один ряд; б — в два ряда с пе-
рекрытием; в — в два ряда без пере-
крытия

ратуры, т. е. они имеют склонность к заклиниванию в окнах
диска. Поэтому при установке в диск вставок из этих материалов
надо увеличивать зазоры или баидажировать вставки.

При выборе типа фрикционных элементов следует учитывать,
что применение вставок оправдано лишь в тех узлах, в которых
смена вставок не требует значительной разборки узла (демонтаж
цилиндра, разладка пружин и т. д.). Этому требованию отвечают
далеко не все конструкции фрикционных узлов, в которых в на-
стоящее время используются вставки,
190
Размеры вставок, изготовляемых Тамбовским заводом
резино-асбестовых изделий

Таблица 11

Л  е	Маркировка	Материал	Площадь трения с одной стороны  Гд в с№	Размеры в см ***					
				Лд		ьв	гв	4в	
	УД-1414 ‘ ‘	, ФК16Л ‘	81,6	3,5	9	И	4,5	—	—
	УД-1602	(ФК24А по	135,6	4,0	9	17	4,5	—	—
	УД-1830	требованию)	58,3	4,0	6	11	3,0	—	—
та а О	Нормаль машино- строения МН5057-63 *	ФК24А й/	18,6 373 81<3  221,7	2,2  2,6  3,2  3,6	4  6  9  15	5,5  7,5 и,о 18,0	2,0  3,0  4,5  7,5	>11111	мн
	.. -Уд-1303	ФК24А	50,3	3			8	.—-	8			
р.		143—66	95,0		—-	11	—	11	—
та ст X	Нормаль УЕВ	143-66 **	ПО	3,4			9	8	,—-	25,25
РЭ <1) Р*  У	«Эрфурт» (ГДР)  * Намечается к из  ** В прессах «Эрфу	’отов лению.  рт» применяется к	140  160  03 ид.	3,6  3,8	—	10  11,5	9  10	—	28,75 32,0
	пд, 1д — толщина и ширина вставки; — полная высота вставки; диус закругления вставки; — диаметр вставки (круглой).							ге ”	- Ра-

Выбор коэффициента формы Ьф

Таблица 12

Коэффи- циент 6	Сплошные накладки	Расположение вставок				
		однорядное			двухрядное	
		круг	овал		с перекры- тием	без перекры- тия  И1а — 1.5шв
			нормаль- ный	вытяну- тый		
0,4	1,02	1,11	1,10	1,07		
0,45	1,025	1,115	1,104	1,075		
0,5	1,03.	1Д2	1,108	1,08	► 1 1	1 17
0,-65	1,035'	1Д25.	1,112	1,085	да 1,1	- да 1,1 /
0,6	. 1,04‘	1,135	1,115	1,09		
0,65	1,045	1,135	1,118	1,095		
Обязательным условием применения вставок является совмест-
ная обработка комплекта вставок по толщине, устанавливаемых
изданном фрикционном узле.

Основные размеры вставок, применяемых в отечественных
муфтах и тормозах, приведены в табл. 11, а рекомендации по
выбору коэффициента формы — в табл. 12.

чугун; 5 — 143-66 —.чугун; 6 — феродо — сталь Ст.5

Фрикционные характеристики материала, необходимые для
расчетов муфт и тормозов, приведены в табл. 13 и на рис. 100, 101 *.

Таблица 13

Параметры фрикционных материалов____________________________________

Параметр	Фрикционный материал				
	ФК16Л	ФК24А	Козид	143-66	типа феродо
Допускаемое давление [9] в кГ/см? .....	17,5	18	16	17	6
Давление у* в кПсл&	15	14	6	5	Данных нет
Критическая темпера- тура Фкр в °С ....	190	240	180	230	170

Примечание. В качестве допускаемого давления [<?] принято давле-
ние. начиная с которого эффективность трения не увеличивается.

* Нельзя интерполировать кривые на рис. 101 для давлений дс'б кПсм\
так как в этом диапазоне давлений эксперименты не проводились.
Для нормальной работы муфты и тормоза необходимо пра-
вильно выбрать материал контртела и тип ведущего диска. Прак-
тика эксплуатации муфт и тормозов показала, что ретинакс в паре
с чугуном или со сталью Ст.5 работает очень устойчиво без замет-
ного износа контртела, причем при замене фрикционных элемен-
тов нет необходимости в шлифовке рабочей поверхности ведущего
диска. Это имеет большое значение, когда фрикционные элементы
выполняются в виде вставок.

Обычно после замены асбофрикционных элементов (типа фе-
родо), работающих в паре с чугуном или со сталью, требуется
обработка рабочей поверхности ведущего диска. При работе стали
или чугуну в паре с материалом 143-66 наблюдается частичный
износ коцтртела.

Муфту следует рассчитывать по оптимальным параметрам
фрикционного узла, приведенным в табл. 14.

Таблица 14

Выбор параметров пары трения муфты

Тип или марка фрикционных элементов	Число оборотов вала муфты пм в минуту	Давление д в кГ/см2	Коэффи- циент взаимного перекры- тия квз	Относи- тельная ширина кольца трения б
• Ретинакс (вставки)	До 180 180—400  Свыше 400	16—180 14—16 с  12—14 .	4 0,45- 0,50  > 0,55	0,5 0,52 0,55
' Козид, 143-66 (вставки)	До 180 180—400 Свыше 400	10—12  8—10 &  7—8 ,	-4'0,48 и 0,52 •с;0’58	0,5 0,52 0,55
' 143-66 (накладки) т = 2-е-4	До 180  Свыше 180	7—9,5 5—6	7 у.	0,4—0,45
"Феродо (накладки)	До 120 120—280 280—350	5—6  3-4  2—2,5	4	0,67- 0,6 0,55

Приведенный коэффициент трения равен

14 ~

Значения берутся по рис. 100 в зависимости от принятого
давления ц. Ориентировочные значения коэффициента формы
приведены в табл. 12.

13 В. И. Власов	193
4. Определение среднего радиуса трения

Муфта проектируется по большему значению среднего ра-
диуса, определяемого из условий:

передачи заданного расчетного момента

з

0,5431

41рас. м

и обеспечения заданного срока службы Д = 6 мес. (а# = 0,19)
или Д — 12 мес. (а% = 0,25) при двухсменной работе
л

П п 1 /  л (<7Р м? прпмпвк

;	} Ч*Ывэт

/	л г3 г.

 а-

Линейная интенсивность износа 1Л для фрикционных мате-
риалов ретинакс, козид, 143-66 определяется по рис. 101; для
материала типа феродо 1Л 0,03 мк-см‘2/(кГ-м).

Рис. 101. Зависимость линейной
интенсивности износа от давления
(обозначения см. рис. 100)

Относительный момент инер-
ции 1м деталей муфты определяется
в зависимости от числа оборотов
вала муфты и равен 2,8 при
пм </ 100 об/мин; 2,6 при пм =
— 100-М80 об/мин; 2,2 при пм —
— 1804-350 об/мин; 1,7 при >
>350 об/мин.

Величина ресурса на 1?зиос /г*
зависит от типа фрикционных эле-
ментов: для плавающих вставок
й* == 0,5ч-0,8 см; для сплошных
неподвижных вставок ^=0,6 тем;
для накладок Н* = 0,ЪНнт.

Число включений пек муфты
обычно задается заказчиком и
принимается равным:

для прессов без средств авто-
матизации

мвх == (0,3 ч- 0,55) пн;

для прессов со средствами ав-
томатизации

пвк = (0,4— 0,8) пн.

Здесь меньшие значения при-
нимаются для быстроходных прес-
сов, большие — для тихоходных.
Если в результате расчетов средний радиус, определенный из
условия обеспечения заданного срока службы, в 1,6—2,5 раза
больше среднего радиуса, определенного из условия передачи
заданного расчетного момента, то целесообразно применение
фрикционных материалов с более низкими, чем у ранее принятых
материалов, значениями давления у* (см. табл. 13).

Если использование новых материалов не дает желаемых ре-
зультатов, то муфту и тормоз следует установить на более тихо-
ходный вал.

5.; Определение параметров трения

Для муфт с накладками наружный Ян и внутренний ра-
диусы равны:

Л. = ЛР(1 + о.бб); К*, -	-0.56). .. Х,- У

Полученные значения Я« и Ввн о&угляются до соответствую-
щих размеров сортамента на фрикционные накладки или до бли-
жайших целых чисел. После этого окончательно уточняются
параметры $Ср и В по формулам

Вср (Вн Ввн)> В = Ян Вен

и определяется суммарная площадь трения

1 В тр =	(Я н "Вен)'

А Наружный Ян и внутренний Ввн радиусы трения муфт со встав-
ками зависят от соотношения ширины кольца треиия В к длине
вставки по радиусу Ье.

Ширина кольца трения В равна

Длину вставки Ьв определяем по табл. 11. Принимаем (см.
рис. 98 и 99) при В!Ьа — 0,9 -ь 1,1 однорядное расположение;
при В1Ъ3 — 1,55 < 1,9 -1 двухрядное расположение с перекры-
тием; при В/Ьв = 2,2 н- 2,4 — двухрядное расположение без
перекрытия.

Если принятое значение Ьв значительно (на 20—25%) отли-
чается от расчетного В, то необходимо произвести перерасчет квз
по формуле

При выборе схемы расположения вставок следует учитывать,
что двухрядное расположение вставок с перекрытием обеспечи-
вает каз < 0,38 ч- 0,4.

13*	4	195
Число вставок тв определяется из условия обеспечения задан-
ного давления на поверхности трения

2

с последующим уточнением этого числа похусловию размещения.
Для дальнейшего расчета принимается меньшее значение
полученное из перечисленных условий.

Условие размещения выражается следующими зависимостями:

для овальных и круглых ( ге = ~~\ вставок при одноряд-
ном расположении (см/~рис. 98, а и 99, а)

( т	(Кен 4~ Гд)

/в + (2^-3) ’

---—'

. для овальных вставок п/ ; двухрядном расположении с пере-
крытием (см. рис. 99, б)

2л (Кен -р га)
в 1в + А/

где А/ = 1 см при В/Ье = 1,9; А/ — 2 см при В/Ьд ~ 1,7; А/ =
— 1,5 см при В!Ьд = 1,8 и А/ = 3 см при В!Ь6 = 1,55;

для круглых вставок при двухрядном расположении с пере-
крытием

Х7-2’	~ °’5^’

Количество вставок, расположенных в верхнем т'е и нижнем щ'
рядах, принимается равным:

для двухрядного расположения с перекрытием

„тв — те = 0,5тв; ,

1 'V

для двухрядного расположения без перекрытия

та = 1,5тй и тв = 2,5тв

После установления количества вставок определяются макси-
мальный и минимальный радиусы трения:

для однорядного расположения

Рн — ЪР 4- 0,56в;	— Кср 0,5бв;

для двухрядного расположения

)	= %,,, + 0.5В;	=	0,5В.
Полученные значения и Р(111 округляются до целых чисел,
послр чего уточняются средний радиус трения и ширина кольца
трения:

= 0,5 (Ян 4- %вн) и В - /<, -

Затем определяется суммарная площадь трения:

= ттвРв

и уточняется значение коэффициента взаимного перекрытия:

к _ т*Рв

в3~ •

^Определение толщины диск^

Толщина ведомого диска зависчй^от типа фрикционных эле-
ментов.

Для муфт с накладками (см. рис/96, г—ё) толщина диска
должна обеспечивать необходимую его жесткость. Практика прес-
состроения показала, что жесткость диска получается вполне удо-
влетворительной, если выдерживается условие

/^ > (0,06-н 0,11)3.

Меньшие значения Нд следует брать для муфт, передающих
большие крутящие моменты при В > 35 см> большие значения —
для муфт, передающих небольшие крутящие моменты при В <
< 10 см.

Для муфт со вставками (см. рис. 96, а—в) толщина диска опре-
деляется исходя из расчета вставки на боковое смятие: для сплош-
ных вставок (см. рис. 96, а) — по материалу вставки, для комбини-
рованных — по материалу бандажа (см. рис. 96, б) или обоймы
(см. рис. 96, в):

_	рас

Напряжение [о^] берется для материала, контактирующего
с ведомым диском (в случае со сплошной вставкой это материал
вставки, в случае с комбинированной — материал баидажа).

Значения коэффициента ширины вставки характеризую-
щего влияние относительных размеров диска и вставки на проч-
ность последней, и допускаемые напряжения смятия [<4^/ для
неподвижного контакта приведены в табл. 15.

Значения коэффициентов, характеризующих качество поверх-
ности окна диска коб, динамичность нагрузки кд, максимальные
напряжения характер работы вставки даны в табл. 16.
Толщина ведомого диска должна обладать необходимой
жесткостью, для чего следует выполнить условие

Таблица 15

Ориентировочные значения допускаемых
напряжений смятия и коэффициента
ширины вставки

Материал вставки или бандажа		[асл<] в кГ/см2	Ф1
ФК16Л		100	0,8
ФК24А		120	0,8
Козид и 143-66	....		140	0,9
Алюминий ......		210	1,0
Сталь Ст. 5	Без термообра- ботки	300/	1,0
		•	
и 35	С термообра- боткой	500	1,0

/ й3^.0,1В.

В случае, если толщина
определенная из усло-
вия । отсутствия бокового
смятия вставки, в2—Зра-
за больше толщины ди-
ска, необходимой для обес-
печения его жесткости,
рекомендуется применять
литые фигурные диски или
комбинированные вставки.

При применении литых
дисков толщина его пере-
мычек принимается равной

Нд — (0,07 -т-0,08) В.

Характеристика работы вставки

Таблица 16

Коэффициенты	Соединение				
	непо- движное		подвижное при пм об/мин		
			меньше 80	80—250	Свыше 250
Динамичности нагрузки			1.2	1,3	1,4
Качества поверхности в зави- симости от механической обработки: шлифование \/8		  фрезерование Уб .... грубая обдирка \73	...	1,0  1,25  1,7		1,0  1,3  1,8	1,0  1,4  1,9 '	1,0  1,5  2,0
Характера работы вставки кв , .	1,0		1,3		
Максимального напряжения в зависимости от точности обработки окна под вставку:  3-й класс 	  4-й »		  7-й >				1,0	1,6  1.8  2,0		
Толщина ведущего диска зависит от его конструктивного
исполнения (рис. 102).

Выбор конструкции ведущих дисков (с оребрением или без
оребрения) зависит от условий эксплуатации муфты и тормоза.
Конструктивное исполнение опорного (неподвижного) и нажим-
ного (подвижного) дисков должно быть однотипным. Обычно для
муфт и тормозов, установленных и а быстроходные валы, целе-
сообразно применять оребренные диски. При этом следует учи-
тывать, что применение оребренных дисков приводит к увеличе-
нию габаритных размеров узла по ширине. Применение дисков

Рис. 102. Конструктивные разновидности ведущих дисков;

а — опорный или нажимной неоребренный; б — нажимной оре-
бренный; в — опорный оребренный; г — опорный или нажим-
ной с водяным охлаждением

с водяным охлаждением возможно лишь для тормозов, т. е. в том
случае, если диски ие вращаются.

При конструировании оребренных дисков и дисков с водяным
охлаждением необходимо ребра располагать как можно ближе друг
к другу, чтобы местный прогиб диска под действием нагрузки был
минимальным. Обычно для полых оребренных дисков шаг располо-
жения ребер лимитируется технологическими соображениями по
изготовлению отливки. Эту задачу иа ВЗКПО им. Калинина
решили, выполнив в стержнях сквозные цилиндрические отвер-
стия, которые после заливки формы превращаются в дополни-
тельные опорные мостики, увеличивающие жесткость рабочей по-
верхности ведущего^диска (см. рис. 14).

Чтобы обеспечить необходимую жесткость диска, его толщина
Л/должна быть^ равна:

для муфт, установленных на тихоходные валы, при пм <
< 100 об!мин

/^ > (0,12-н 0,14) В;

для муфт при пм > 100 об/мин

(0,15-4-0,1$) В.
При окончательном определении Н1 необходимо также учиты-
вать, что при капитальном ремонте приходится делать проточки
диска, особенно при применении асбофрикционных материалов.

7^ Определение параметров вставок

Основные размеры сплошных вставок, выпускаемых Тамбов-
ским заводом резино-асбестовых изделий, приведены в табл. И.

Поскольку весь комплект вставок перед установкой их в ведо-
мый диск должен быть обработан по размеру йв) расчетный размер
1гв.р должен быть меньше размера Не, приведенного в табл. 11.
Необходимо стремиться, чтобы выдерживались следующие усло-
вия:

для подвижных вставок <

/	Лэ/^>0,6-4-0,7;

для неподвижных

йоб/йв5;0,52,
где меньшие значения принимаются для эластичных материалов
(козид, 143-66), а большие— для твердых материалов (ретииакс).

Минимальная ширина бандажа Но6 для комбинированной
вставки (см. рис. 96, б) определяется так же, как и для неподвиж-
ного контакта (соединение вставки с бандажем), по формуле

/	к ,   кобМ рас

°б А^вКсрГПв [0СЖ] ’

где берется для материала вставки, а значения коэффи-
циентов коб и находим по табл. 15 и 16.

Минимальную ширину бандажа для вставок, устанавливаемых
иеподвиж.но (см. рис. 96, в), находим из выражения
________________________ ____^об^рас__

^№срт*вт к,*] ’

где — число вставок, установленных на одной стороне диска.
Напряжение [аСЛ(] берется для материала вставки.

После определения йа, йа, Нн, 1гоб находят ресурс на износ И*,
величина которого зависит от типа фрикционных элементов и
схемы узла (рис. 103):

для однодисковых муфт и тормозов с плавающими сплошными
вставками (рис. 103, а)

й* = йа — Нд — (А + Д^;

для однодисковых муфт и тормозов с плавающими комбиниро-
ванными вставками (рис. 103, б)

/	й* = йа — кс< — 2Др
для муфт и тормозов с неподвижными вставками (рис. 103, в)
Л* = (Лв - Ноб — Ах) т;

для муфт и тормозов с приклепанными накладками
(рис. 103, г)

Л* == (Лэ — 0,2) т,

где обычно й3 = 0,7/гн;

Рис. 103..Схема для определения ресурса на износ в случае применения сплош
ной (а), комбинированной (б) и неподвижной (в) вставок и накладок (г):

I — подвижный (нажимной) диск; 2 — неподвижный опорный диск; 3 — ведомый непо-
движный диск; 4 — ведомый подвижный диск; 5 — промежуточный ведущий диск; I —
исходное положение; 11 — после износа

для муфт и тормозов с приклепанными и приклеенными наклад
ками

Л* = 0,7Н.нт.

Зазоры А и определяются в зависимости от габаритных раз-
меров узла и равны:

А == 0,2-нО,3 см;

Д1 = 0,1н-0,2 см.
8.	Определение габаритных размеров
пневмоцилиндра

Для определения габаритных размеров пневмоцилиндра необ-
ходимо знать расчетное рабочее давление рр и давление рс1, необ-
ходимое для преодоления силы затяжки отводных пружин.

В настоящее время давление, поддерживаемое в кузнечно-
прессовых цехах, составляет 3,5—7 ат (кГ/см2).

На основании экспериментальных данных установлено, что
минимальным рабочим давлением, при котором не наблюдается
значительного растягивания процессов включения и отключения
муфты и тормоза, является рр т1п я» 3 кПсм2.

Таблица 17

Расчетное давление рр сжатого воздуха

Тин машиш,।

Номинальное
усилие в Т

Рр и кГ>см?

Универсальные		До 100 100—400	3,0—3,5  3,5—4,0
Универсальные и специализирован- ные 		400—800  Свыше 800	4,5—5,0  5,0—5,5
Специальные 		До 160 Свыше 160	3,0—3,5  4,0—4,5
Примечание, Для уникальных прессов с номинальным усилием 3000 Т и более для уменьшения габаритных размеров пневмоцилиндров целесообразно предусматривать индивидуальный пневмопривод от собственного компрессора, обеспечивающего р > 10 к.Г/см~.		

Давление рр рекомендуется выбирать в зависимости от типа
машины по табл. 17. При определении рр для конкретной машины
следует учитывать ее технологическое назначение. Обычно машины
с большим номинальным усилием используются в специализиро-
ванных кузнечных или прессовых цехах, где, как правило, поддер-
живается устойчивое давление рр = 4,5-ь5,5 кПсм*. Мелкие уни-
версальные прессы находят применение иа самых разнообразных
предприятиях.

При выборе давления рс1, влияющего на быстродействие муфты
при отключении, необходимо учитывать, что чем ближе величина
рс1 приближается к критическому давлению при опоражнивании
(0,89 кПсм2), тем более четко работает муфта. Поэтому величину
202
рс1 рекомендуется определять в зависимости от быстроходности

машины:	пн ход/мин	рС1 в кГ/см2  Менее 30	0,3  30—60	0,35  60—120	0,45  Более 120	0,55 ।

Площадь поршня пневмоцилиндра находим из выражения
р  	1,05Мрас

(Рр - РС1) '

При сплошном поршне имеем	"

оп = 1,13/5-	"

При кольцевом поршне средурт задаваться наружным диаме-
тром, тогда внутренний диам&тр определяется из выражения

Если внутренний Диаметр поршня лимитируется, то наружный
диаметр равен

О„ = ]/1,27Л, + <Й.

Полученные величины и йп округляются в соответствии
с нормалями на уплотнения, действующими на заводе-изготови-
теле. После этого находим площадь поршня:

Затем производим выбор уплотнений для поршня, типы которых
показаны на рис. 104.

Уплотнения по схеме рис. 104, а, б являются равноценными и
находят широкое применение в поршневых узлах (со сплошным
и кольцевым поршнем), одиако их изготовление требует большой
номенклатуры прессформ. Кроме того, эти схемы предусматривают
небольшой ресурс на износ манжет.

Уплотнения по схеме рис. 104, в также применяются в поршне-
вых узлах и обеспечивают высокую износостойкость соединения,
так как манжета (прямоугольный шнур) работает почти до пол-
ного износа по толщине. Для изготовления такого уплотнения не
требуется большого числа прессформ. Шнур сечением 16X16 мм
поставляется в виде бесконечной ленты. Ленга разрезается на от-
резки нужной длины, которые затем соединяют и вулканизируют
в специальной и одинаковой для любого диаметра манжеты пресс-
форме. Недостатком данной схемы на рис. 104, в является увели-
чение габаритных размеров поршня по ширине. Для уменьшения
ширины поршня целесообразно применять однорядное располо-
жение манжет (рис. 104, а). Такая схема расположения требует
специальных манжет, а следовательно, и большой номенклатуры
прессформ для их изготовления.

Схемы на рис. 104, д, е позволяют получить минимальные раз-
меры поршня по ширине, поэтому их целесообразно применять
в конструкциях, где лимитирующим размером является ширина
муфты нли тормоза. Одним из значительных недостатков схемы
на рнс. 104, д является ее большая чувствительность к качеству

Рис. 104. Схемы уплотнений поршня пневмоцилиндров муфты и тор-
моза:

а — с воротниковой манжетой; б — с О-образной манжетой; в — с прямо-
угольным шнуром; г—с прямоугольной манжетой; й—с резиновой и е — с
трехслойной металлической диафрагмами

воздуха, так как попадание в полость муфты инородных частиц
может вызвать прокол диафрагмы при отключении муфты. Для
обеспечения нормальной работы диафрагмы необходимо, чтобы
угол ее перегиба не превышал 12—18°, хотя это при увеличении
хода поршня приводит к увеличению габаритных размеров пнев-
моцилиндра (рис. 104, д).

Металлические диафрагмы, показанные на рис. 104, е, выпол-
няются в несколько слоев. Наружные слои в виде сплошных метал-
лических колец толщиной 1,2—1,5 мм изготовляют из стали 10;
внутренний слой состоит из секторов (6—8 шт.) толщиной 3—4 мм,
изготовляемых из конструкционной стали (лучше пружинной).
Металлическая диафрагма используется в качестве пружины для
204
отвода диска в исходное положение и обеспечивает связь нажим-
ного ведущего диска со ступицей (т. е. муфта выполняется без шли-
цевого соединения). Применение металлической диафрагмы требует
постоянного регулирования износа фрикционных элементов.
В настоящей книге не приводится расчет металлических диафрагм.

Полный ход поршня Н.п находим из выражения

== й! + (0,2-^0,3).

Для нерегулируемых муфт величина износа Ло = Л*; для ре-
гулируемых муфт Ло = 0,4-н0,8 см.

Целесообразно принимать Ло кратным Л с коэффициентом
кратности 2; 3 или 4.

9.	Расчет отводных пружин

Рабочее усилие затяжки одной пружины Рпр находим из выра-
жения

\ ,	П ___ Рс]Р п

Гпр~ тпр •

Число пружин тпр принимается равным 6, 9, 12, 16, 18 и т. д.

Расчетным усилием пружины муфты Рпр является усилие сжа-
тия пружины, развиваемое во включенной муфте при изношенных
вставках (накладках):

Рпр ~ Рпр	-> д Г •

\/	п--#-)

\ пп /

Коэффициент изменения усилия для пружин муфт прини-
мается равным Э' 0,75. При фяр <С 0,75 величина допускае-
мого напряжения кручения должна быть принята [т] < 59 кГ1мм\

Коэффициент формы пружины равен

;	,	__ 4СПЦ + 2	| 20

пр ~ 4спр~ 3

Коэффициент спр 5:- 4.

Диаметр проволоки пружины находим из выражения

л ='161/ к^с-пр-ар-
ипр - у [Т]

Для стали 60С2 допускаемое напряжение кручения 1т 1 состав-
ляет 59 кПмм?.

Средний диаметр пружины

О Пр ~ Спр&пр'
Минимальное число рабочих витков пружины
, _	80 ООО^прЛд

Максимальное значение деформации (при расчетном усилии

____ л^пр^прМ
пр “ 8000йпр^Пр *

Длина пружины, сжатой до соприкосновения витков,

Рпр — Спр 4" 0 ^пр'

Шаг навивки пружины

,	_ Рпр	^пр

1пр~-	Хпр

Длина пружины в свободном состоянии

Реб ~ ^ПрР'.р "Н

Длина пружины при расчетном усилии

И	л»

Рпр ~ Реб Рпр •

Деформация пружины при рабочем усилии Рпр

Рпр ~ ^71р ЮЛ •

Длина пружины при рабочем усилии Рпр

Рпр = Реб ~~ Р/1р‘

10.	Компоновка муфты

Компоновка муфты производится на основании размеров,
полученных в процессе проектировочного расчета. На стадии ком*
поновки решаются многие конструктивные вопросы, которые
в той или иной степени определяют габаритные размеры муфты
по ширине и диаметру. Если ширина или диаметр муфты или тор-
моза являются лимитирующими размерами, то при выборе сопря-
жений ведущих дисков со ступицей, типа уплотнений поршня и
т. д. нужно учитывать особенности такой компоновки, т. е. приня-
тая конструктивная схема должна способствовать решению по-
ставленной задачи, а не затруднять ее.

Ведущие диски соединяются со ступицей по схемам иа рис. 105.
Наибольшее распространение получила схема иа рис. 105, а, так
как она обеспечивает технологичность изготовления в условиях
серийного производства и хорошую взаимозаменяемость деталей.
Схемы иа рис. 105, б, в применяются в случае лимитирования
206
,	V

Рис. 105. Схемы соединения ведущих дисков со ступицей:

а — эвольвентное шлицевое; б — прямоугольное шлицевое; в — с цилиндрической
шпонкой; г-на цилиндрических пальцах

Рис. 106. Характерные причины
нарушения параллельности поверх-
ностей трения из-за малой жест-
кости:

а — нажимного и б — опорного дисков

Рис. 107. Схема воздушных потоков
охлаждения муфты
размера наружного диаметра муфты или тормоза. Схема на
рис. 105, г применяется в особых случаях в зависимости от кон-
структивной схемы узла.

При компоновке поршня и нажимного диска нельзя применять
посадку по двум сопряженным диаметрам. Например, при компо-
новке кольцевого поршня — по наружному и внутреннему диа-
метрам; при компоновке комбинированной детали (поршня — на-
жимного диска) — по шлицевой поверхности диска и по любому
из диаметров поршня цилиндра и т, д.

При компоновке муфты большое внимание следует уделять
вопросу обеспечения необходимой жесткости узла. Это нужно
для того, чтобы под действием осевых сил не нарушалась парал-
лельность поверхностей трения нажимного и опорного дисков
(рис. 106). Особенно важно это для узлов со вставками, так как
здесь нарушение параллельности рабочих поверхностей трения
увеличивает износ рабочих, поверхностей трення и приводит к воз-
никновению значительных дополнительных контактных напря-
жений по боковой поверхности вставки, которые обычно не учиты-
ваются прн силовом расчете.

При компоновке муфты необходимо предусматривать вентиля-
ционные окна (отверстия) по внутреннему и наружному пери-
метрам, а в случае одностороннего подвода охлаждающего воз-
духа (рнс. 107) — окна в ведущем диске. В случае отсутствия окон
а нажимной диск ие будет охлаждаться потоком воздуха.

§31. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТОРМОЗА 1

Г. Выбор типа тормоза

Основные конструктивные схемы дисковых тормозов показаны
на рис. 95, нх описание и особенности выбора даны в п. 1 § 30.

В зависимости от принятой схемы тормоза определяются кон-
структивные особенности некоторых элементов его конструкции:
тип поршня, внд соединения дисков со ступицей н т. д.

2.	Определение расчетного момента

Расчетный угол торможения фот для обычных систем составляет:
фт< 15°;

Фш

а ддя быстродействующих систем
< 10°;

Фт

Расчет производится по меньшему значению угла фт.

1	Обозначения и размерность параметров приведены в начале книги.
Расчетный момент тормоза находим из выражения
дд ___ 31 ’^кт пр 1т^м) Лмпн
^рас. т-	фт

*	11

Показатель момента тормоза кт и коэффициент относительного
момента инерции тормоза /т даны в табл. 18.

Таблица 18

Вспомогательные коэффициенты для расчета тормоза

Число оборотов вала тормоза п„ в минуту	Ориентиро- вочное соотношение *ср.	.«	Показатель момента * тормоза кт II►	Коэффици- ент /т	Коэффици- ент
Более 350	1,0	, 1Л	2,0	1,7
180—350	0,9	: 1,45	1,7	2,2
100—180	0,8	0,55	1,4	2,6
Менее 100	0,7	1,^	1,2	2,8

В случае, если проектирование тормоза производится до
проектирования муфты, расчетный момент может быть определен
по следующей формуле:

Мрас./п —

г г1^М	ГТ»

фш \

Значения коэффициента )м приведены в табл. 18.

3.	Выбор материала пары трения

Основные рекомендации и справочные данные по фрикцион-
ным материалам приведены в п,_ 3 § 30.

Оптимальные параметры фрикционных материалов при ис-
пользовании их в тормозах даны в табл. 19.

Таблица 19

Расчетные параметры пары трения тормоза

Фрикционный материал	Число оборотов вала тормоза пм в минуту	Давление д в к Г/см*	Коэффи- циент взаимного перекры- тия к*3	Относи* тельная ширина кольца трения б
Ретинакс (вставки)	До 180	10—12	0,45	0,5
	180—406	8—10	0,52	0,52
	Свыше 400	7—8	0,55	0,55
Козид, 143-66 (вставки)	До 180	6—7	0,48	0,5
	180—400	5—6	0,52	0,52
	Свыше 400 X	4—5	0,58	0,55

14 В. И. Власов

209
Продолжение табл. 19

Фрикционный материал	Число оборотов вала тормоза пм в минуту	Давление д п кГ/см2	Коэффи- циент взаимного перекры- тия кв.л		Относи- тельная ширина кольца трения б
143-66 (накладки)	До 180  Свыше 180	5-6  4—5	1		0,4—0,45 г
Типа феродо (накладки)	До 60 60—120 120—280 280—350	о ю о г- Ю ОО СЧ © 1111 ооюою м* о о	1	1	0,67  0,62  0,58  0,55

Приведенный коэффициент трения находим из выражения

4.	Определение среднего радиуса трения

Проектирование тормоза ведется по большему значению сред-
него радиуса 7?ср, определенному нз следующих условий:

передачи заданного расчетного момента

^Адс. т

н обеспечения срока службы Д при двухсменной работе

где = 0,19 при Д = 6" мес. и а.% = 0,25 при Д = 12 мес.

Момент инерции ведомой части муфты определяется на ос-
новании компоновочного чертежа муфты. Если проектирование
тормоза ведется без предварительного определения размеров
муфты, то второе условие записывается в виде	\д

\	(д)1м^прпмпвк	Ц '

У Н*$ткОз '
* ।

Коэффициенты }т и /ж находят по табл. 18. Линейная интенсив-
ность износа 1Л (?) для фрикционных материалов ФК16Л, ФК24А,
143-66, козида определяется по графику на рис. 101, а для мате-
риала типа феродо составляет ~ 0,03 мк*см2/(кГ-м).

Величиной ресурса на износ И* задаются в зависимости от
типа фрикционных элементов: для плавающих вставок 0,5—1,0 см;
для Сплошных неподвижных вставок 0,6т см; для накладок 0,6 тНн.
210
5.	Определение параметров треиия

К параметрам трения относятся наружный и внутренний ра-
диусы трення, ширина кольца трения, число вставок и их разме-
щение в ведомом диске, суммарная площадь трения и коэффициент
взаимного перекрытия.

При проектировании тормозов обычно стремятся обеспечить ра-
венство средних радиусов трения муфты и тормоза. В случае, если
%ср.т ~ %ср.м> параметры трения для тормоза ие рассчитываются,
так как они равны параметрам трения муфты,

В случае, если т < м, производится полный расчет
параметров трения тормоза по формулам н в последовательности,
приведенной в п, 5 § ч30.

6.	Определение толщины дисков
а

Толщина ведущих и ведомых дисков тормоза определяется
лишь в случае, когда	Для этого необходимо вос-

пользоваться методикой, приведенной в п, 6 § 30.

В случае, если Кср.т ~ %ср. м, размеры дисков тормоза при-
нимаются обычно равными размерам дисков муфты. Учитывая,
что расчетный момент тормоза, как правило, меньше расчетного
момента муфты, для увеличения ресурса на износ толщину ведо-
мого диска тормоза можно принимать на 15—20 % меньше толщины
диска муфты.

7.	Определение параметров вставок

При проектироваини необходимо, чтобы для муфты н тормоза
применялись одинаковые вставки. При одинаковых средних радиу-
сах трення муфты и тормоза и одинаковых толщинах, ведущих ди-
сков расчет параметров вставок ие проводится.

При разных средних радиусах трения н при разных толщинах
ведомых дисков муфты н тормоза определяется ресурс на износ
по формулам, приведенным в п. 7 § 30.

8/ Расчет тормозных пружин

Приведенный радиус трения определяется в зависимости от
типа тормоза:

для однодисковых тормозов со вставками

-Т+О<у;

для многодисковых тормозов с фрикционными накладками (см.
рис. 96, д, е) и для тормозов с неподвижными вставками (см.
рнс. 96, а)


Коэффициент трення щ в шлицах равен 0,1—0,12 для схем на
рнс. 105, а—в и 0,07—0,09 для схемы на рнс, 105, г.

Рабочее усилие одной пружины Рпр находим из выражения

п  1,1М рдС т

пр ” '

'Пр

Число тормозных пружин тпр принимается равным 6, 8, 12,
18, 24 н т. д.

Расчетным усилием пружины тормоза является усилие сжатия
пружины, возникающее прн отключении тормоза, определяемое
по следующим выражениям (расчет параметров пружины произ-
водится по большему из усилий):

Л*

1 + (1 — фпр)

(245)

(246)



Коэффициент фдр для тормозных пружин определяется из усло-
вия, что их активное нажимное усилие между двумя регулиров-
ками тормоза в процессе работы не должно изменяться больше
чем на 15%. В этом случае 0,85.

Коэффициент фЛр, так же как н для пружин муфт, должен
быть больше нли равен 0,75.

Величина износа допускаемая без регулировки, обычно со-
ставляет для нерегулируемых тормозов Л* = Л* н для регули-
руемых тормозов Ло — 0,4ч-0,8 см.

Целесообразно принимать Ло кратным полному ресурсу на
износ Л* с коэффициентом кратности 2; 3 илн 4.

Диаметр проволоки и средний диаметр пружины определяются
по формулам, приведенным в п. 9 § 30.

Минимальное число рабочих витков пружин 1пр определяется
в зависимости от метода определения расчетного усилия.

Если расчетным усилием является усилие Рпр, рассчитанное
по формуле (245), то

. _ 80 0004дР

1ПР ~

Если расчетное усилие Рпр определяется по формуле (246), то
число витков составляет

80 000(1ар Л +

1лр	^^лр ’
Дальнейший расчет пружины тормоза проводится так же, как
и расчет пружины муфты (см. § 30), разница состоит в определении
деформации пружины прн усилии Рпр:

'^Пр — ^пр ЮЛ.

Зазор Д обычно равен 0,2—0,3 см.

9.	Определение габаритных размеров пневмоцилиндров

Площадь поршня Рп находим из выражения

р __ 1'2тПрРпр	$	$ , =	4^

п ~~ Рр

Рабочее давление рр, так же как и для муфты, определяется
по табл. 17.	

Дальнейший расчет габаритных размеров пневмоцилнндра
проводится по формулам, приведенным в п. 8 § 30.

10.	Компоновка тормоза

На основании полученных выше расчетных величин произво-
дится прочерчивание тормоза, прн этом необходимо использовать
правила, изложенные в п. 10 § 30.

§ 32.	ОСОБЕННОСТИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СБЛОКИРОВАННЫХ УЗЛОВ
МУФТА-ТОРМОЗ

Расчет механически сблокированных узлов муфта—тормоз
проводится одновременно и для муфты, и для тормоза.

Проектировочный расчет сблокированного узла муфта —тор-
моз начинается с расчета муфты. По методике проектировочного
расчета муфты определяют ее габаритные размеры (пп. 1—7 § 30).

Далее по методике проектировочного расчета тормоза опре-
деляют его габаритные размеры (пп. 1—8 § 31) н усилие тормоз-
ных пружин РПр. т (эти же пружины обеспечивают отвод поршня
муфты при ее отключении).

После определения площади поршня пневмоцилиндра муфты
по формуле

V ЛОбУИрцс. м [ п" т

гп —	* Г ' Г ‘пр. т''‘пр. т.

РрРд. мР^м^ср. м

находят габаритные размеры цилиндра.

На основании полученных выше расчетных величии произво-
дится прочерчивание муфты и тормоза (см. п. 10 § 30).

Поверочный расчет сблокированного узла муфта—тормоз
проводится раздельно для муфты и для тормоза в соответствии
с методиками, описанными ниже.
§ 33.	ПРОЕКТИРОВАНИЕ СИСТЕМЫ ПНЕВМОУПРАВЛЕННЯ 1

1.	Выбор схемы

В современном прессостроенни применяются одно- и двухкла-
панные системы пневмоуправления с управляемыми илн неуправ-
ляемыми (самоуправляемыми) подводящими головками воздуха
(рис. 108).

Прн простой схеме пневмоуправлення (рис. 108, а, в, д), при-
меняемой для муфт и тормозов с небольшими габаритными разме-
рами пневмоцилнндров, все цепи управления являются силовыми
(см. толстые линии). Здесь используются обычные неуправляемые
или самоуправляемые подводящие головки к вращающимся частям
муфты. При сложной системе пневмоуправления (рис. 108, б, г, е,
ж), применяемой для крупных муфт прессов, имеются дополни-
тельные цепи управления (см. тонкие линии); подача сжатого воз-
духа для включения муфты^обеспечивается через управляемую
воздухоподводящую голоЬку?

Системы пневмоуправления специального назначения для повы-
шения давления воздуха в муфте в период совершения технологи-
ческой операции (рнс. 108, з) и для безударного включения еще
только начинают применяться в прессостроенни, поэтому доста-
точного опыта нх эксплуатации еще не накоплено.

Работа по схеме рис. 108, з происходит следующим образом.
После включения клапана муфты начинает перемещаться ползун,
который связан со штоком поршня балансировочного цилиндра.
Поршень сжимает воздух в нижней части цилиндра. Обратный
клапан, установленный в цепи, соединяющей ресивер с баланси-
ровочным цилиндром, препятствует выходу воздуха в ресивер,
благодаря чему к моменту прихода ползуна в ннжнее положе-
ние обеспечивается повышение давления в пневмоцилиндре муфты.
Опыты, проведенные в МАМИ и ВЗТМП, показали, что давле-
ние может быть увеличено в 2 раза и более.

Выбор схемы управления для конкретной машины является
чрезвычайно ответственной и сложной задачей, так как все после-
дующие расчеты зависят от выбранной схемы. Поэтому наиболее
правильный путь — это одновременное проведение параллельных
расчетов для нескольких типов схем управления с последующим
выбором наиболее оптимальной из ннх. Для ориентировочного
выбора схемы пневмоуправления в табл, 20 приведены некоторые
рекомендации, разработанные по результатам эксплуатации удов-
летворительно работающих систем пневмоуправления кривошип-
ных прессов.

Следует отметить, что в последнее время некоторые француз-
ские и немецкие фирмы прн использовании двухклапанных систем
пневмоуправлення применяют одновременную подачу команд на
включение н отключение муфты и тормоза. Это равносильно пере-

1	Обозначении и размерность параметров приведены в начале книги.
ходу от двухклапанных систем к одноклапанным (несмотря на
установку двух воздухораспределителей) со всеми вытекающими
отсюда последствиями: трудностями, связанными с обеспечением

Тип
системы
пневмоуправ-
ления

С неуправляемой
или самоуправляе-
мой подводящей
голодной

С управляемой
нодводящей
головкой

Специального
назначения

Рнс. 108. Типовые схемы пневмоуправлення:

п- г. — подводящая головка; в. к* — воздухораспределительный клапан; о* к. — обрат-
ный клапан; к. в. — конечный выключатель; б. ц. — балансировочный цилиндр

блокировки взаимной работы муфты и тормоза, и растягиванием
процесса срабатывания при отключении. В общем случае этот
переход, на наш взгляд, является неоправданным. Возможность
перехода на одновременное включение н отключение воздухорас-
пределителей устанавливается расчетом (см. ниже).
Выбор схемы пневмоуправления

Тип машины	Установка муфты и тормоза на валу			Рекомендуй емая схема на рис* 108
	главном или промежуточ- ном		прием- ном	
Универсальные л исто штамповочные, обрезные, чеканочные прессы, гильотин- ные ножницы и пресс-ножницы при но- минальном усилии в Т:  До 60  60—100  100—300  300—800  Свыше 800			++1++11	а или в а или д в д б д е
	—	—		
	4-			
Листбштамповочные вытяжные прессы с номинальным усилием на вытяжном ползуне в Т'.  До 200 200—600  Свыше 600	+		—	в или д е д е
Горячештамповочные прессы, прессы для объемной штамповки, горизонтально- ковочные машины при номинальном уси- лии в Т:  До 500 500—1500 1500—2500  Свыше 2500	4		—	б е или з е е или б е
Специальные машины, прессы-автома- ты и другие машины, работающие в ре- жиме «автоматические хода»	г	1—"			а или б

2. Определение объема и трубопроводов цепи
наполнения ресивера

На основании компоновочных чертежей муфты и тормоза опре-
деляются вредные объемы муфты Уо> м н тормоза и приращения
объемов для муфты

У1М

' А
л* м
и для тормоза

л. т

Выражения для полных объемов муфты и тормоза могут быть
записаны в виде

У.Ч - ' У(). Л1 ' Н У1М» Ут = Уд. т 4" У17П-

Объем ресивера равен

У р — С\' (Ум Ч~ Ут)-

В зависимости от задан-
ного перепада давлений Др
коэффициент су равен

1)(°.28брР+1).

Перепад давлений Др
принимается равным

Др = (0,14-0,2) рр.

Меньшие значения Др
берутся для быстроходных
машин, большие —для ти-
хоходных.

Эффективное сечение
/я. р цепи наполнения

Таблица 21

Выбор диаметра трубопровода к ресиверу

Условный проход трубы в лмс или дюймах (в скобках)	Эффективное сечение р?н р в см1 прн наличии в цепи наполнения ресивера	
		к  редукционного клапана, маслен* кк и влагоотдели- теля	масленки и влагоот- делителя
10 (3/8)	До 0,11	До 0,14
15 е/а)	0,12 —0,25	0,14—0,32
20 (3/4)	0,26—0,46	0,33—0,60
25(1)	0,47—0,73	0,61-0,96
32 (Р/4)	0,74—1,21	0,97—1,60
40 (Р/г)	1,22—1,9	1,61—2,5
50 (2)	Свыше 2,0	Свыше 2,5

ресивера составляет

^.Р^Р>^зло~цум + Ут)пвк

. Выбор диаметра трубопровода Оу цепи наполнения ресивера
производится в зависимости от величины ^н.р[н.р по данным
табл. 21.

3. Определение диаметра трубопроводов муфты

Эффективное сечеиие цепи наполнения пневмоцилиндра муфты
определяется по большему из значений, полученному из условия
обеспечения:

полного включения муфты к началу рабочего хода

1X5=2,175-10-‘Еж-^-;

оптимального износа в период включения муфты

н Я/ * 10

-6	мУ м



И

Л. пг

Значения угла дд и коэффициента а? приведены в табл. 22.

217
Выбор угла (ри и коэффициента а^

Тип машины	Число оборотов вала муфты пм в минуту	1  Угол в градусах	Коэффициент
Прессы однокривошипные простого действия и чеканоч- ные	Менее 180 250—350	40 20—30 *	1,5—2,0 ** 2,5
Прессы двух- и четырехкри- вошипные простого действия, двойного и тройного действия, гибочные прессы	Менее 200 250—350 Свыше 400	40—50 *  20—30 *  15—20 *	0,3—0,4 **  2,9  4,9
Горячештамповочные прес- сы, горизонтально-ковочные машины	Менее 120 250—350	50—60 *  20—30 *	0,8 2,5— 3,0 **
Гильотинные ножницы, пресс-ножницы	Любые	10—15 *	3,0
*	Меньшие значения углов ф^ следует принимать для муфт, имеющих #ср	большие — для муфт с Яср < 25 ом.  *	* Меньшие значения коэффициента следует принимать для машин с номи- нальным усилием свыше 600 Т, большие — для машин с номинальным усилием меньше 200 Т.			

Таблица 23

Выбор диаметра трубопровода цепи наполнения муфты

Условный проход  В ММ ИЛИ в дюймах (в скобках)	Эффективное сечение	в ел*2 в зависимости от типа  воздухор ас пр едел ител ьи ого устр ой ст в а			
	с коническими с ед л ами	с плоскими седлами	шарикового типа	золотникового типа
ю (%)	До 0,23	До 0,21	До 0,12	До 0,14
15 С/а)	0,24—0,58	0,22—0,53	0,13—0,21	0,15—0,35
20 (3/4)	0,59—1,18	0,54—1,10	0,22—0,69	0,36—0,75
25(1)	1,19—2,10	1,11—1,95	0,76—1,22	0,76—1,28
40 Щ/2)	2,11—6,09	1,96—5,70	—-	 
50 (2)	6,10—10,40	5,71—9,80	лл П »	
70 (21/2)	10,41—22,0	9,81—21,2	м,	—
80 (3)	22,1—29,2	21,3—28,0		
100 (4)	29,3—46,0	28,1—44,5		
Выбор диаметра трубопровода цепи опоражнивания (управляемые головки
не используются)

Условный проход в ми иля в дюймах (в скобках)	Эффективное сечение %>оп?оп в см2 в зависимости от типа в оз ду х ор ас и р еде л ител ьного клапана			
	с коническими седлами	с плоскими седлами	шарикового типа	ЗОЛОТНИКОВОГО типа
15 е/2)  20 (3/4) 25(1)  32 (Р/4)  40 (1х/2)	До 0,85 0,86—1,60 1,61—2,60 2,61—4,50 4,51—7,30	До 0,79 0,80—1,51 1,52—2,45 2,46—4,25 4,26—6,92	До 0,44 0,45—0,98 0,99—1,48 1,49-2,65 2,66—4,4	До 0,70 0,71 — 1,32 1,33—2,20 2,21—3,37 3,38—6,2

Диаметр трубопровода Оу цепи наполнения силового цилиндра
муфты выбирается в зависимости от величины и типа воздухо-
распределительного устройства, применяемого для подачи сжатого

воздуха из ресивера в муф-
ту, по данным табл. 23.

Эффективное сечеиие
Вои/ол Депи опоражнивания
пневмоцилиндра муфты со-

Таблица 25

Выбор диаметра трубопровода цепи
опоражнивания (при использовании
управляемых и самоуправляемых
воздухоподводящих головок)

ставляет

Условный проход в мм или в дюймах (в скобках)	Эффективное сечение в см2 в зависимости от типа управляемой головки	
	с коническими седлами	с плоскими седлами
25 (1)	До 3,40	До 3,20
40 (1х/2)	3,41—9,42	3,21—8,20
50 (2)	9,43—14,8	8,21—14,0
70 (2х/2)	14,9—30,0	14,1—28,0
80(3)	30,1—40,0	28,1—38,0
100 (4)	40,1—64,0	38,1—62,0
125 (5)	64,1—100,3	62,1-100,0

>1,89-1

Диаметр трубопровода
Оу цепи опоражнивания
также выбирается в зави-
симости от величины |0,У0П,
типа воздухораспредели-
тельного устройства и схе-
мы управления. Для схем
пиевмоуправлеиия, рабо-
тающих без управляемых
или самоуправляемых воз-
духоподводящнх головок,

диаметр трубопровода му-

фты при опоражнивании может быть выбран по табл. 24. Диа-

метр трубопровода для схемы с управляемыми или самоуправляе-
мыми воздухоподводящнми головками следует выбирать по данным
табл. 25.

При применении глушителей на выхлопе нз воздухоподводя
щей головки эффективные сечения, получаемые по расчетным зави
симостям, следует увеличивать на 15—25%.
Если в результате расчетов для системы пневмоуправлення
муфты получаем, что > [оп, то прн проектировании следует
принимать

4.	Определение диаметра трубопроводов тормоза

Минимальное э

ЙШ*.

ективное сечение цепи наполнения пневмо-

цилиндра тормоза определяется из условия

т

Ур.т (рсг. т 1)
1 V1Ж (рс1- м 1)

Давление р6Л. м берется из проектировочного расчета муфты,
а при определении сечений трубопроводов для запроектированной
уже муфты определяется по формуле

Рс1. м

1,05Рпр. м^пр. м

Р п. м

Давление рс1.т определяется по формуле

Рс1. т

ЕОЗРдр. тШпр. т

Рп. гп

Расчетиые усилия затяжки пружин муфты Рпр.м и тормоза
Т и число пружин тпр определяются по формулам, прнве-

денным в методике проектировочного расчета для муфты и тормоза.
Диаметр трубопровода выбирается в зависимости от эффектив-

иого сечения т}н.т по табл. 23.

Эффективное сечение цепи опоражнивания силового цилиндра
тормоза находим нз выражения

оп

0

7	Фт

Ниже приведена зависимость коэффициента а? от рабочего дав-
ления.

0,35
0,4
0,45
0,52

Выбор диаметра трубопровода производится по табл. 24. Если
в результате расчетов получаем, что [оп >> то в данной системе
пневмоуправлення тормоза необходимо применять управляемую
или неуправляемую головку; если получаем, что < Д, то в цепи
наполнен ня тормоза необходимо устанавливать специальный
дроссель.
5.	Компоновка схемы пневмоуправлення

По данным проведенного расчета производится прочерчивание
монтажной схемы пневмоуправлення пресса, в процессе которого
устанавливаются суммарная протяженность трубопроводов цепи
наполнения (от ресивера до силового пневмоцилиндра) и цепи

а)	б)

Рис, 109, Схемы монтажа трубопроводов от ресивера
к муфте:

а — не рекомендуется; б — рекомендуется; / — муфта; 2 — воз-
духоподводящая головка; 3 — ресивер

опоражнивания (от силового цилиндра до выхлопа) муфты и тор-
моза.

Очень важно (с точки зрения эксплуатации) обеспечить пра-
вильный монтаж трубопроводов к подводящей головке муфты.
При проходных диаметрах трубопроводов до I" (Ру = 25 мм)
обычно применяются гибкие шланги. В этом случае никаких труд-
ностей при монтаже не возникает. Как правило, при проходных
диаметрах трубопроводов свыше'Р/8* (Оу > 40 мм) нельзя прн-
менять гибкие шланги, которые не могут удержать от проворачи-
вания воздухоподводящую головку. В этом случае жесткий мон-
таж головки к ресиверу обеспечивается с помощью труб. Так как
при принятых в прессостроенни посадках на сопряженные диа-
метры неизбежно биение отверстия в торце крышки муфты, где
устанавливается головка, то неправильный монтаж трубопрово-
дов может привести к дополнительным нагрузкам на подшипники
воздухоподводящей головки и быстрому выходу из строя сочлене-
ний трубопроводов.

На рис. 109 приведены примеры рационального и нерациональ-
ного монтажа трубопроводов. В случае рекомендуемого на рнс. 109
монтажа трубопроводов биение оси головки не будет вызывать до-
полнительных нагрузок на подшипники, так как предусмотренные
для этой цели специальные изгибы трубопроводов исключают
указаииое явление.

6.	Определение коэффициентов расхода цепей
наполнения и опоражнивания цилиндров
муфты и тормоза

Для пневмоцепей муфты и тормоза отдельно определяются:
коэффициент сопротивлений трубопровода

Ь = 15-^-

Таблица 26

Эквивалентные длины трубопроводов в м для воздухораспределительных
устройств

Условный проход  В ММ ИЛИ в дюймах (в скобках)	Самоупр авляемая головка				Воздухораспределительный клапан или управляемая подводящая головка					
	с рези- новой манжетой		с под- вижным клапаном		с кони- ческими клапанами		с плоскими клапанами		золотнико- вого типа	
	1 ы  ; Напол- । некие	Опораж- нивание	।  Напол- нение	1 Опораж- нивание	Напол- нение 1	!	Опораж- нивание । 		Напол- । нение	1  Опораж-  1 кивание  1				Напол- ! нение 1		 _	Опораж- 1. нивание
15 ?/2)  20 е/4)  25 (1)  32 (Р/д)  40 (Р/3)  50 (2)  70 (21/я)  80 (3)  100 (4)	1 2  3 4  5  Ь |"	1	1  1  1,5  2  2,5  3	1	2  2  2,5  3,5  4,5 7  10  16  28	2	4  5  7  8,5  10  15  20  27  40	4	6  8  10  13  15  20	4  6
и суммарная приведенная длина цепи наполнения или опоражни-
вания

= ^тр. X Н“ 1 “Н ^эк. 2*

Длина трубопроводов 1,к. х определяется по монтажной схеме
пневмоуправления и равна протяженности трубопроводов от реси-
вера до пневмоцилиндра (для цепи наполнения) и от пневмоци-
лнндра до выхлопного отверстия (для цепи опоражнивания).

Рис. 110. График для определения коэффициента расхода

Эквивалентная длина трубопровода зависит от типа и количе-
ства воздухораспределительных устройств, встроенных в цепь
наполнения или опоражнивания силового пневмоцилиндра, и
может быть определена по табл. 26. При применении управляемых
воздухоподводящнх головок 1:)К. 2 — 0; при применении воздухо-
распределительных клапанов и самоуправляемых головок опре-
деляются 1 н 2-

После определения значений коэффициентов сопротивлений
С/ по номограмме рис. ПО находят коэффициент расхода.

7.	Определение коэффициента совершенства
системы управления

Суммарное время включения находим нз выражения

^вК = $Э. М КА. 1

Время срабатывания системы электроуправлеиия Л( можно
принимать в пределах 0,01—0,02 сек.

Время включения воздухораспределительных устройств сле-
дует брать по опытным данным. Для практических расчетов 1кл-1
можно принимать по данным табл. 27.
Время включения 1КЛ воздухораспределительных устройств
(ориентировочные данные)

Условный проход в мм или в дюймах (в скобках)	В оз ду хор аспреде- лительные клапаны с сервоприводом		Управляемые воздухоподводящие головки			
			с пневматическим приводом		с сервоприводом	
	обычные	быстро* действую- щие	обычные	быстро- действую- щие	обычные	быстро- действую щие
15 С/8)	0,06	0,03					-		
20 (3/4)	0,08	0,03		и—	•_- —		——
25 (1)	0,10	0,04	“—-	*	,—	——’
32 (Р/4)	0,12	0,05	0,1	0,05	0,12	0,07
40 (Р/а)	—	-	0,13	0,06	0,15	0,09
50 (2)	М|""а 1		0,18	0,07	0,20	0,10
70	  	*	0,20	0,08	0,23	0,11
80 (3)	—	—	0,22	0,09	0,28	0,12

Время смыкания дисков муфты определяем из формулы

{ = 3,617-10"6	(рз.м+У Уу.м+^РЗ.мУъ*

М	|н. М?Н. М	рр + 1

Давление рд определяется по коэффициенту 6М н давлению р.л
с помощью номограммы на рис. 111:

СЛ{ = 7,8-105(

|я.	 ж

/*Г1. М

2 0^
Ио,

+ (рр+ 1)2;
ЛС

__ Рпр (.Кгр ЮЛЛ) тпр

Ра — — ~д<

Г п* пр

Сила тяжести поршня С,. определяется по компоновочным
чертежам муфты. Параметры пружины Кпр, Р"пр и т. д. определя-
ются по формулам, приведенным в п. 9 § 30.

Коэффициент совершенства системы управления определяют
из выражения

с 60

Гсн У] в/с 4~ 64

8.	Определение предельного числа ходов
ползуна пресса

Суммарное время срабатывания при отключении составляет

г	'

1 ’“Н	2 4“ ^и*
Время отключения системы электроуправлення м = 0,012-н
0,018 сек.

Время отключения воздухораспределительных устройств
следует брать по опытным данным, для практических расчетов
1'кл — по данным табл. 28.

Время размыкания дисков муфты составляет

Г — 2,532-10'4

Ум
^ол. Ае/ол. ы

Рр+ 1

15 В. И. Власов

225
Время отключения 1КЛ воздухораспределительных устройств
(ориентировочные данные)

Таблица 28

]	Условный  1 проход Ид в мм или в дюймах (в скобках)	В озду хор ас л р еде - лительные клапаны г сервоприводом		1  Управляемые воздухоподводящие головки			
			с пневматическим приводом		с сервоприводом	
	обычные	быстро- действую- щие	обычные	быстро- действую- щие	обычные	быстро- действую- щие
15 С/2)	0,05	0,03		—	—		 1
20 <%)	0,07 „	0,03		——	—	—
25(1)	0,08	'-0.04	-	—	—	—
32 (Р/4)	0,10	0>.	0,08	0,05	0,10	0,07
40 (Р/^	—		0.12	0,06	0,14	0,09
50(2)	—	. ——	0,15	0,07	0,18	о.ю
70 (2!/2)	—	   	0,18	0,08	0,21	0,11
80(3)	—	—	0,20	0,09	0,25	0,12

Множитель о1'7 = (--

г \ РР + 1

Давление рп.м определяем

Рис. 112. Вспомогательный граф
для определения функции р1/7

| можно определять по рис. 112.
:я по давлению р^м и коэффи-
циенту с помощью номограммы
рис. ИЗ, в:

р т
* Пр. Пр. Л4

Рс2. М " Г	>

ГП. м

Предельное число ходов пресса
находим из выражения

г ,	45

[пм]	.

7 1 ТОП

Для нормальной работы системы включения машины должно
быть выполнено условие, при котором



Яд.

Если это условие не выполняется, необходимо применить
быстродействующие механизмы управления и увеличить эффектив-
ное сечение цепи опоражнивания цилиндра муфты.
кГ/см
9.	Определение параметров командоаппарата

Как известно [49], в системах электроуправления прессов
обязательно устанавливается командоаппарат (набор кулачков,
вращающихся с числом оборотов пн в минуту), обеспечивающий
подачу команд на автоматическое отключение воздухораспреде-
лительных клапанов муфты н тормоза.

В одно- н двухклапанных системах с одновременным срабаты-
ванием воздухораспределителей подается одна команда на угле
поворота т главного вала, который отсчитывается от к. и. п.
в сторону, противоположную вращению.

В двухклапанных системах с последовательным срабатыванием
воздухораспределительных клапанов команда на отключение
клапана тормоза подается на угле поворота а команда на
отключение клапана муфты — на угле т

Угол предварения <рк>в подачи команды на отключение воздухо-
распределительного клаййиаТопределяется по формуле

Фк.а

Г' ______________ у"'	_______

'оп, м	^оп. т оп. т

где

Г
оп. м

= 2,532-10'1

%>оп. мроп. м

0,795+^
рп. м + •

/ 1

\ Рр 4-1 /

Л/
оп. т

— 2,532-10-4..—Ц-----

ъол. троп. т

1

(0,05рп. т 4-1 »05)

1	\У7

Рп. т 4” 1 /

Г =5,06-10-5
оп. т ’

т[оп. т

К

1 ;

Давление рп.т определяется с помощью номограммы на рис.

113, а по давлению рс^.т н коэффициенту От:

Рс2. т

р т

г пр. пг“пр. т

Рп- т

6да = 3,98-104(

%>оп. троп, т
Рп. т

Од. т / Рез- \

Ут \ Рр + 1	/

Сила тяжести поршня тормоза определяется по компоно-
вочному чертежу тормоза. Множитель Р 1 у/7— р1**7 оп-
ределяют по номограмме на рнс. 112.

Время отключения воздухоподводящей головки Р'кА 2 находим
. по табл. 28, а при отсутствии головкн 2 = 0.
Если в результате вычислений получим, что фк а 0, то ко-
манду и а отключение воздухораспределительных клапанов муфты
и тормоза можно подавать одновременно.

Подача команды на отключение клапана тормоза производится
иа угле поворота кривошипа, равном

Ф	(I'	+ I’ + Г А-1"	) + Ф л.

щ н\э>т 1 кл. т 1 оп. т • оп.т/ 1 д

Время 4,от срабатывания системы электроуправления тормоза
составляет примерно 0,015 сек.

Время отключения воздухораспределительного клапана тор-
моза определяется по табл, 28.

Значение действительного угла торможения фт д берется из
данных, полученных при расчете тормоза.

Полное время торможения, т. е. время, прошедшее после по-
дачи команды на отключение до полной''остановки ползуна, равно

‘'пол. т ‘э. т ' кл. т Л- ‘оп. т ~ ‘оп. т > с. т

Значение времени проскальзывания дисков прн торможении
целесообразно брать из данных расчета тормоза.

По данным инофирм, чтобы обеспечить безопасность работы
на листоштамповочном оборудования, необходимо, чтобы (пол.т<^
< (0,34-0,4) сек.

!Гз4?)П0ВЕР0ЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ (УТОЧНЕННЫЙ) 1

1. Проверка на работоспособность

Определяем суммарный момент ннерцни ведомой части привода:

*^2 *Агр Н~ К Ч- т'

Моменты инерции Ум н определяются соответственно по
компоновочным чертежам муфты и тормоза.

Относительный момент инерции

Момент ннерцни ведущей части привода определяется на
основании размеров ведущей части муфты, маховика и жестко свя-
занных с ннм деталей.

Момент сопротивления вращению ведомой части

Мс = 0,0874

1 Ч~ ^й) ЯмПн

Пвыб

1 Обозначения и размерность параметров приведены в начале книги.
Число оборотов главного вала при выбеге п9ыб с выключенным
электродвигателем зависит от Дипа машины, ее состояния, места
расположения муфты и тормоза и т. д. н определяется непосред-
ственным замером нли по данным табл. 29.

Выбор числа оборотов вала при выбеге пвы^

Таблица 29

Тип машины	пеыб в зависимости от расположения муфты и тормоза на валу	
	главном	приемном
Вертикальные машины простого действия при номинальном усилии в Т:  до 100 		17	13
100—400 		13	И
свыше 400 			11	9
Вертикальные машины двойного и тройного действия при номинальном усилии в Т:  дю 300 		11	9
свыше 300 		9	8
Горизонтальные машины при номи- нальном усилии в Т:  до 200 		9	7
свыше 200 		7	6

Относительный момент сопротивления равен

. Мс

♦=

Работа трения за одно включение составляет

А-тр = 5,5-10 3(1^2П,М.

Коэффициент аА определяется по номограмме на рис. 114 или
по формуле

1+/-2ф^2
“Л~ и+У-ЧФ + ОР ’

Показатель степени 2 определяется с помощью номограммы
иа рис. 115 по величине коэффициента сх (табл. 30) и относитель-
ному времени т*, равному

/	Рд + 1 \

3,47.10'вУя 1,274---? Мрас.м

т*  ___________\______Рр +7 /

М?Н. М^%Пм

Показатель износа находим нз выражения

АтрПвкква
/\ —----------.

Гтр
Рис. 114. Номограмма для определения коэффициента ал Для
муфты

Рис. 115. Номограмма для определения показателя г для муфты
Таблица 30

Ориентировочные значения коэффициента для материалов
ретинакс, козид, 143-66

У

Место установки муфты и тормоза	Коэффициент	
в приводе пресса	Муфты	Тормоза
На главном валу для быстроходных прессов с номинальным усилием в Т (пн^: 50 ход!мин):		
до 200 		1,0	1,0
200—600 		1,0	0,96—0,98
свыше 600 		0,97—0,99	0,94—0,96
Для любых прессов на промежуточ- ном или приемных валах с числом обо  ротов в минуту.		
до 180 		0,90—0,96	0,95—0,97
200—350 		0,85—0,92	0,90—0,96
свыше 400 			0,75—0,82	0,82—0,89
Примечание- Меньшие значения коэффициента сЛ для узлов с 2?^ > 40 см, большие — для узлов с Ц,ср < 20 см.		следует принимать

Таблица 31

Приведенный коэффициент
охлаждения Зф в зависимости
от типа фрикционного узла

Число поверх- ностей трения т	Внутренние диски	
	оребрен- ные на- ружные, полые	неоребрен- ные на- ружные, сплош- ные
Со вставками:		
2	2,5	2,2
С накладками:		
2	2,05	1,65
4	1,78	1,08
6	1,68	0,88
8	1,64	0,78

Примечание- При отсут-
ствии необходимого количества венти-
ляционных окон значение 5$ следует
уменьшать на 30—40%.

Таблица 32

Коэффициент Ьи в зависимости
от типа фрикционного узла

Тип фрикцион- ного узла	Диски	
	оребрен- ные	неоре- бренные
Муфта  Тормоз без вентилятора  Тормоз со встроенным вентилятором	0,08— 0,09  0,02— 0,03  0,05— 0,06	0,05— 0,06  0,01 — 0,02  0,03— 0,04
Линейную скорость скольжения на среднем радиусе опреде-
ляем по формуле

ЛПм%ср

~ зооб"~ •

Допускаемое значение показателя износа находим из выраже-

ния

2,22 ^шах т/~ Мрас	47

Рек У	/%Пм	$ф (1 Ч~ &и®Ср)

Критическая температура
определяется по табл. 13,
коэффициент 5^ — по табл. 31,
коэффициент — по табл. 32.

Относительная поверх-
ностная температура ^тах
определяется по номограмме
на рис. 116 — показателю г
и приведенному коэффициен-
ту кп? распределения тепло-
вого потока (табл. 33).

Условие работоспособно-
сти имеет вид

1К]>К.

Формулы для определения
распределения температуры
по глубине диска трення при-
ведены в гл. III. В общем
случае для проверки на ра-
ботоспособность температуру
можно не определять.

Если в результате расче-
тов получили, что /< Чл [Д'],

Рис. 116. Номограмма для определения
значения Стах

Таблица 33

Зависимость коэффициентов распределения теплового потока для пар трения
ретинакс, козид, феродо, 143-66 по стали или чугуну от коэффициента
взаимного перекрытия

Коэффициенты 	Коэффициент квз					
	0.2	0,3	0,4	0,5	0,6	|	1
й"	0,986	0,981	0,973	0,965	0,957	0,931
Ьп? ... к' к"кез	4,72	3,16	2,39	1,95	1,63	1,0
то необходимо провести перерасчет фрикционного узла, задаваясь
меньшими значениями коэффициента взаимного перекрытия квз
и давления д, а также улучшить условия теплоотвода от поверх-
ностен трення: применять оребренные диски с воздушным при-
нудительным (вентилятор) охлаждением.

2.	Определение давления на трущихся поверхностях

Вначале определяем произведение

Л!

= ГтрКсрЪф''

а затем по графику на рис. 117 находим величину давления д.
При = сопз! (материал типа феродо и 143-66) давление д
находим по формуле
Мрас

Цд&фРерГ тр

Коэффициент формы
поверхности трення
принимается по табл. 12.
Для нормальной рабо-
ты узла должно быть вы-
держано условие

Рис. 117. Зависимость давления от произве-
дения ц^д (обозначения см. рис. 100)

Допускаемое давление
\д] дано в табл. 13.

3.	Определение рабочего
давления воздуха

Полное иажимное уси-
лие равно

Фпор “ ^акт $пр “Ь* ^тр

Активное нажимное
усилие находим из выра-
жения



Суммарное усилие отводных пружин составляет

О = Р" т .
^пр пр пр

Усилие для преодоления трения в манжетах пневмоцнлиндра
находим нз формулы

<?ир = ян0 РЛ + 4Л) тс (Рр +1 )•
Коэффициент трення в манжетах равен р0 = 0,8ч-0,1.

В зависимости от типа поршня может быть одна илн две ман-
жеты т0.

Рабочее давление воздуха, устанавливаемое в ресивере муфты,
определяем из выражения

@ пор

Рраб

Наладка редукционного клапана системы пневмоуправления
осуществляется по давлению рраб.

4.	Выбор крепежных болтов муфты

Внешняя нагрузка болтов крепления крышек подшипников
определяется из выражения

р   (Рд —Рс1) Рп

61	Ч

Таблица 34

Внешняя нагрузка в к Г

Диа- метр резьбы в мм	Материал болта — сталь			Диа- метр резьбы в мм	Материал болта — сталь		
	Ст. 3	45	40Х		Ст. 3	45	40Х
6	75	120	175	18	1000	1 600	2 500
8	140	220	340	20	1400	2 400	3 500
10	240	380	560	22	1900	3 200	4 600
12	360	580	850	24	2300	4 000	5 600
14	500	850	1300	27	3300	5 300	7 400
16	750	1200	1900	30  36	4500  7000	7 400  11 000	10 000  15 000

Коэффициент неравномерности затяжки болтов = 0,8.
Число болтов тб принимается равным 4; 6; 8; 12. Диаметр резьбы
болтов может быть определен по табл. 34. Внешнюю нагрузку бол-
тов крепления ступицы муфты находим из выражения

Р = ррРп
62 Фб^б

Число болтов принимается равным 6; 8; 12; 18. Коэффициент
неравномерности затяжки болтов равен 0,8 прн от0- 8 и 0,7
при т6 > 10.

Диаметр резьбы болтов может быть определен по табл. 34.

5.	Проверка вставок н шлицев дисков на смятие

Находим удельную сжимающую силу

0 —
РсрГПв^в
и максимальное расчетное напряжение смятия
е

Коэффициент кд может быть определен по табл. 16.

Коэффициент ка находим по номограмме на рис. 118 по пара-
0
метРУ ТГЕ •
' А ЬЕ
)

3,8

3,4

ДЯ

7,5

7,4
.7,5

5,5

7,5

3,4

3,2

4,0

, в '
ЛЬ-Е

Рис. 118. Номограмма для определения коэффициента ка:

/ __ круглая вставка и овальная (схема о); 2—7 — для овальных вставок (схема б): 2 —
Ьа	Ьн	Ъа	бв

при —— = 2,4; 3 — при -— — 2,5; 4 ~ при ------ — 2,75; 5 — при —— — 3; 6 — при

гв	га	гв	гв

Ьв

— — 3.5; 7 - при — = 4
Величина суммарного установочного зазора вставки Ай нахо-
дится как разница между максимальным допусковым размером
высоты окна под вставку и минимальным допусковым размером
длины вставки.

Величина зазора АЬ дана в табл, 35, а значение модуля упруго-
сти Е — в табл. 36.

Таблица 35

Величина зазора Д6 в см

Длина встав- ки ьа в см	Посадка вставки в диски		
	А8/Шэ	а./ш4	Свободные размеры
5—8	0,025	0,070	0,15
8—12	0,030	0,083	0,17
12—18	0,036	0,096	0,20
18—26	0,042	0,110	0,23
26—36	0,048	0,124	0,27

Таблица 36

Характеристика материала вставки

Материал вставки	Модуль упру- гости Е в кГ/см?	Предел выносли- вости прн отнолевом цикле а0 в к Г/см-
ФК16Л	1,2-10й	450
ФК24А	1,6-106	550
143-66	0,64 • 10й	700
Козид	0,12-10й	700
Алюминий	7,2-10й	900

Допускаемое напряжение смятия для подвижного контакта
определяется по формуле

Коб^в^зал

[а„1

Значения напряжения а0 даны в табл. 36, величины коэффи-
циентов коб и — в табл. 16.

Коэффициент запаса принимается равным паап = 2-?-2,5.

Коэффициент шнрнны для ретинакса прн кд!кв ;> 0,95 равен
= 1	= 0,95 при 0,5 < ~ < 0,95; для других мате-

риалов ф! = 0,97-ь0,99.

Для нормальной работы вставки должно быть выполнено усло-
вие

[	&СМ •

Если это условие не выполняется, то следует уменьшить зазор
ЛЬ или величину ресурса Л* н обеспечить более качественную обра-
ботку окна под вставку.

Напряжения смятия в шлнцах дисков находим из выражений:
для ведомых дисков

®см

2кдк$М рас


для ведущих дисков

Кд^вМрас
°см = Фш (0,5т 4- 1)

Значения коэффициентов кд н кв определяются по табл, 16,
а напряжения [о^] — по табл. 15.

Коэффициент неравномерностн распределения нагрузки для
эвольвеитного соединения (рис. 105, а, б) равен = 0,7 —0,8;
для шпоночного н пальцевого соединений (рис. 105, в, г) = 1.

6.	Определение приведенного срока службы
фрикционных элементов

Средняя линейная интенсивность износа за цикл Г равна

/л = /л (<?> (1 + 2) Ьд.

Линейная интенсивность износа 1Л {9) определяется по рнс. 101
в зависимости от давления ^развиваемого на фрикционном кон-
такте в конце процесса разгона:

Рис. 119. Номограмма для опреде-
ления показателя Ьд для муфты

При Т*«С 1 + 2 т(

при т*<1 4-2 яр = ъ

прн т*> 1 + г Яр^с$,
где сд = 0,8; 0,72; 0,65 соот-
ветственно прн т* = 1,2—1,3;
1,35—1,45; 1,5—1,7.

Показатель интенсивности из-
носа ^определяем по рис. 119 —
по безразмерному времени вклю-
чения тв и отношению давления
(см. табл. 13) к конечному рабо-
чему давлению яр.

Безразмерное время включения
тв равно:

при т* > 1 4- г тв — т*;

__	1 +/ —(г + 1)

г+1

Долговечность Д (приведенный срок службы) фрикционных
элементов равна

д. 0,95/1*^^

псм I л^кд

Коэффициент аД определяется по формуле

1
Дд — ----
Коэффициент кг для различных типов машин

Тип машины	Номинальное усилие пресса в Т				
	До 100	100—400	400—600	600—1000	Свыше 1000
Универсальные листо- штамповочные прессы . .	0,9	0,86	0,82	0,79	0,75
Обрезные прессы . . ,	0,92	0,88	0,84	0,81	0,77
Вытяжные прессы , , ,	—	0,75	0,65	0,60	0,55
Гибочные прессы , . .	0,93	0,89	0,85	0,82	0,78
Чеканочные прессы . .	-	1	—	0,85	0,82	0,78
Гор ячешта мповочные прессы 		——	—	0,83	0,80	0,75
Горизонтально-ковочные машины					0,88 '	0,83	0,80	0,75
Пресс-ножницы ....	0,95	0,91	0,87	0,84	0,80
Гильотинные ножницы	0,96	0,92	0,88	0,86	0,84
Специальные и специали- зированные 		0,97	0,95	0,93	0,91	0,89

где — коэффициент, харак-
теризующий простои
прессов (табл. 37):

к2 — коэффициент, харак-
теризующий исполь-
зование пресса прн
заданном календарном
сроке службы (табл.
38).

Сменность работы псм прини-
мается в зависимости от усло-
вий эксплуатации; коэффициент
динамичности для муфты кз — 1
при Кср = 354-50 м; Кз = 1,6

Таблица 3$

Коэффициент к., в зависимости,
от приведенного срока службы

Приведенный срок службы Д в мес.	Специальные машины и специализи- рованные прессы	Универ- сальные прессы
До 6	0,8	0,7
12	0,65	0,5
24	0,37	0,23

при /?ср^30си; кз = 1,24-13„
при Яср 55 см.

7.	Определение коэффициента запаса
сцепления муфты

Прн давлениях сжатого воздуха рр через интервал,,
равный 0,5 кПсм\ для трех-четырех значений рр находим:

активное усилие, развиваемое пневмоцнлиндром *,

^акт. I ~ РрабРп $тр $пр>

При расчетах условно принимается, что фтр & сопз( при различных рр~

239
давление на трущихся поверхностях муфты

_ §акт. 1т

41 ~ ~~р----‘

?тр

Величину крутящего момента муфты определяем из выражения

Мрас. I ~~ ^д^ф^тр^чрЧ!-

Значения принимаются в зависимости от 7/ по рис. 100.

Коэффициент формы поверхности трения &ф определяем

по табл. 12.

Коэффициент запаса сцепле-
иня муфты равен
„	Л4рас. I

м К.пК$1СтехМкр

Коэффициент кп учитывает
падение давления в пневмосн-
стеме прн включении: для спе-
циальных и других машин, ра-
ботающих в режиме непрерыв-
ных ходов, кп = 1; для универ-
сальных н специализированных
машин, работающих в режиме
одиночных ходов, коэффициент
кп определяется по рнс. 120 в
завнснмости от коэффициента су.

Величину коэффициента рас-

Рис. 120. Номограмма для определе-
ния коэффициента кп

пределення масс к}- в приводе пресса можно найтн из выражения

к> - т+Т’

Коэффициент ктех, учитывающий динамику протекания техно-
логической операции, определяется в зависимости от типа пресса
и назначения муфты.

Для кривошипных прессов, технологическое использование
которых (вырубка, обрезка, вытяжка напревал, резка на гнльо-
тннных и сортовых ножницах и т. д.) исключает возможность сто-
порения ползуна пресса, а также для прессов, оснащенных предо-
хранителями от перегрузок по усилию, можно принять ктех = 1.

Для кривошипных машнн, при работе которых возможно сто-
порение ползуна (горячештамповочные н чеканочные прессы,
горизонтально-ковочиые машины и т. п.), а также для машин,
у которых муфты включения должны быть надежными предохра-
нителями от перегрузок по крутящему моменту, коэффициент
ктех выбирают по табл. 39.

После определения величины для различных значений
рр, I строятся график (рис. 121) допускаемого нагружения муфты
240
Коэффициент технологического нагружения пресса ктех

Наименование технологической операции	Число ходов ползуна пн в минуту		
	До 30	30—80	Свыше 80
Вырубка, обрезка, резка сортового проката 		0,77	0,75	0,72
Формовка, отбортовка 	  Объемная штамповка (осадка, прессование, штамповка в закрытых матрицах и т. д.)		0,96	0,93	0,88
	0,83	0,80	0,77
Вытяжка, резка на гильотинных ножницах 		0,95	0,92	0,87
Чеканка и калибровка 		0,9	0,88	0,86

в координатах \рраб> рЛ1. На этот график наносится прямая, соот-
ветствующая = 1,15-И,18, и прямая, соответствующая =
= 1. Этн прямые позволяют определить три зоны силового нагру-

жения муфты в зависимости
от рабочего давления воздуха
в пневмосистеме машины:

/ — зона нагружения, в
которой не обеспечивается
передача расчетного момента;

II	— зона неустойчивой
передачи расчетного момента;

III	— зона устойчивой
передачи расчетного момента.

Коэффициент запаса, рав-
ный = 1,15-ь 1,18, обеспе-

Рис. 121. График допускаемого нагруже-
ния муфты (нагрузочный график)

чивает стабильность передачи
крутящего момента прн не-
учтенных колебаниях коэф-
фициента трення (в преде-
лах 15—18%), которые могут
иметь место прнработе муфты.

Чтобы повысить коэффициент запаса уже запроектирован-
ной муфты, рекомендуется увеличить объем ресивера муфты, т. е.
уменьшить коэффициент /сЛ.

С помощью рис. 121 определяется также минимальное рабочее
давление Ш1П сжатого воздуха, при котором обеспечивается
передача расчетного момента, необходимого для осуществления
технологической операции. Величина этого давления должна быть

внесена в паспорт машины.

16 В. И. Власов

241
§ 35.	ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ (УПРОЩЕННЫЙ)1

1.	Проверка на работоспособность

Находим суммарный момент инерции ведомой части привода:
•^2 ~ “Н 4	^т'

Значения /м и /т определяются по размерам ведомых дисков и
ступиц муфты и тормоза.

Выражение для определения работы трения за одно включение
имеет вид

Атр = 5,5-1

Условие работоспособности можно записать в виде

К -----------<1К1-

?тр

Допускаемое значение показателя износа составляет

1,43-10’2аЛр^(1 + ьмр).

Рекомендации для определения 8ф и Ьр приведены в уточ-
ненном расчете.

2.	Определение давления на трущихся поверхностях

Для материалов типа ретинакс и козид вначале определяем
произведение

М рас

а затем по графику рнс. 117 находим величину давления д.

Для материалов типа феродо и 143-66 прн значении н7/ = сопз1
давление д находим по формуле

№д$фКсрРтр

Коэффициент формы поверхности трения &ф принимается
по табл. 12.

Для нормальной работы узла должно быть выдержано условие

Допускаемое давление 1д] дано в табл. 13.

1	Обозначения и размерность параметров приведены в начале книги.
3.	Определение рабочего давления воздуха

Находим составляющие полного нажимного усилия:
активное иажнмное усилие

Сак»! — Пд&№3

суммарное усилие отводных пружин

^пр — /П„рР пр’>

усилие для определения трения в манжетах пневмоцилиндра

^тр = про 4“ ^пЬо} /По (рр + 1).

Коэффициент трения в манжетах равен р0 = 0,08-г0,Ь

Находим полное нажнмное усилие:

^п — $акт + Цпр + 'Утр-

Рабочее давление воздуха, устанавливаемое в ресивере муфты,
составляет

__ Оп

Рраб —	1

где площадь пневмоцилиндра равна

Л. = 1(^-4).

4.	Определение приведенного срока службы
фрикционных элементов

Приведенный срок службы фрикционных элементов равен

Д - 7	•

пслРл (р)лкд

Определение ресурса на износ А* дано в § 30.

Линейная интенсивность износа /л определяется по рис. 101
в завнсимостн от давления др, развиваемого в конце процесса
включения муфты.

Обычно для тихоходных прессов (пн 40 ход/мин) др ~- д

— расчетное давление). Для быстроходных прессов (пн >
»> 50 ход!мин), особенно когда муфта установлена на главном валу,
принимают др < д. Поэтому при установке муфты на главном валу
рекомендуется принимать др 0,9д для прессов усилием до
250 Т и др^ 0,7д для прессов усилием свыше 600 Т,
У § Зв. ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТОРМОЗА (УТОЧНЕННЫЙ)

1.	Определение давления на трущихся поверхностях

Найдем силу трения в манжетах поршня из выражения
Фтр —	-р (1пЬо) /По (рр ~Ь 1).

Коэффициент трения в манжетах р0 = 0,08-н0,1.

Затем определяем активное нажимное усилие:
Факт ~ ^прМ-пр Фтр>

рабочее усилие пружины

Р _Р'„р(^-10Д)

X'
Пр
давление на фрикционном контакте
____________________________. ^акт^п
Я~ Р тр *

Для нормальной работы тормоза должно быть выдержано усло-
вие

I?) > Я-

Давление [?] принимается по табл. 14.

2.	Проверка на работоспособность

Определяем суммарный момент ннерцни:

А = ^пр 4“ ^т-

Относительный момент сопротивления находим из выражения

Мрас. т

Момент сопротивления Мс определяется по формулам, при-
веденным в уточненном поверочном расчете муфты.

Расчетный момент тормоза , х 7

Мрас. т — ^шФакт'

Приведенный радиус трення Для однодисковых тормозов
с плавающими вставками

ппр __________^ср^д_________

Аох — ГР	1
или по приближенной формуле

Г,пр _

Аш —	'	7 ГГ5 •

ч-О*,)2

Для многодисковых тормозов с накладками н для тормозов
с неподвижными вставками имеем

ППР __

“ (Кт + КЩ2) Н1

/п

X 1	(	Ам 2	\

ХЯщг + РдНЛр КШ2 + НдМт^ср /

Рис. 122. Номограмма для опреде-
ления коэффициента ад для тор-
моза

Рис. 123. Номограмма для определения
показателя г для тормоза

или по приближенной формуле

Рпр ~ ^дт^ср
1 + 1,2^щтФ

Коэффициент трения в шлицах рх = 0,1->0,12 для соединения
по схеме рис. 105, а — в и щ = 0,074-0,09 для соединения по
схеме рис. 105, г.

Приведенный коэффициент трения равен

•

Коэффициент трения определяем по графикам на рис. 100,
а коэффициент формы поверхности трения 6ф — по табл. 12.

Работа трения Атр за одно включение равна

Атр— 5,5-10
Коэффициент аА определяется по номограмме рис. 122 нли
по формуле

1+2434^4

= [1+^(2+ 1)Г

Показатель степени г определяется с помощью номограммы
иа рис. 123 по коэффициенту с# (табл. 31) и относительному вре-
меня т*, равному

Т	/	1	\1/7	’

ЪоП^ОП ( “	, 7 )	/2ПМ

\Рр Г 1 /

где Уо. т — вредный объем цилиндра тормоза перед регулировкой,
т. е. максимальный вредный объем.

Методика определения показателя износа К и допускаемого
значения [Д'] приводится в п. 1 § 34.

3.	Проверка по условию растормаживания

Условие растормаживания имеет вид

Рраб. шш Рп ===: РпрШПр -р (^тр.

Величина ррйб тШ берется по графику допускаемого нагру-
жения муфты (см. рис. 121).

Если условие растормаживания не выполняется, то рабочее
давление, рекомендуемое для нормальной работы пресса, должно
быть повышено.

4.	Проверка вставок н шлицев дисков на смятие

Данный расчет проводится в случае, когда параметры вставок
и шлицевых соединений муфты н тормоза различны. Расчетные
формулы и порядок расчета приведены в п. 5 § 34.

Прн одинаковых размерах вставок, толщине ведомых дисков
и параметрах шлицевых соединений проверка вставок и шлнцев
дисков на смятие не проводится.

5.	Определение приведенного срока службы
фрикционных элементов

Среднюю линейную интенсивность износа /* за цикл опреде-
ляем из формулы

Л — Л (?)(1 4- г)Ья.
Обычно для тормозов х* < 1 + г, поэтому линейная интен-
сивность износа 1Л ((/) определяется по номограмме на рис. 101
в зависимости от расчетного давления д.

Для неудовлетворительно спроектированных тормозов (т. е.
прн т* 1 + г) линейная интенсивность износа опреде-
ляется по давлению развиваемому в конце процесса торможе-
ния:

где

сц = 0,9 при т* = 1,2-г- 1,3;

сц = 0,85 при т* — 1,35 н- 1,45;

с? = 0,79 при т*= 1,5-н 1,7.

Показатель интенсивно-
сти износа Ьц находится по
номограмме на рис. 124 по
безразмерному времени вклю-
чения хе и отношению давле-
ния 7* (см. табл. 13) к ко-
нечному рабочему давлению
Яр-

Безразмерное время вклю-
чения хе равно:

при т* 1 -р г хв = х*;

Рнс. 124. Номограмма для определения
показателя для тормоза

При Т*< 1 + 2 тв =

(2 + 0

П~1

Долговечность Д (приведенный срок службы) фрикционных
элементов находим из формулы

' 0,95ЛЧвэад

6.	Определение действительного угла торможения

Показатель момента тормоза

• (г + 1)42 + (г +2)}
(г +2) [1	+ 1)13 '

При хе > 1 показатель момента тормоза значительно увели-
чивается. Тормоза с таким показателем момента не должны допу-
скаться в эксплуатацию.
Действительный угол торможения

31,4К^2пЛ

5 “ МраС

Если ф,7;. д > 15°, то тормоз должен быть заменен другим,
т. е. должен быть проведен пересчет тормоза и пневмосистемы
управления тормоза. При этом следует задаваться большим зна-
чением показателя момента тормоза к* и меньшим значением
угла (рт, чем это было принято при расчете тормоза,

§ 37.	ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТОРМОЗА (УПРОЩЕННЫЙ)

1.	Проверка на работоспособность

Определяется суммарный момент инерции ведомой части при-
вода

~ <1 Нр	<1 м

Работа трения за одно включение равна

Дтр ~ 5,5 • 10

Условие работоспособности выражается формулой

„ Атрпвкквз

А р [а]*

?тр

Допускаемое значение показателя износа определяется по
формуле

1,43. ю-2аЛ(1 +ь^Ср).

Рекомендации по определению параметров О'Кр, зф и при-
ведены в п. 1 § 34.

2.	Определение давления на трущихся поверхностях

Сила трения в манжетах поршня равна

Цгпр = О,8лро (Дпй + ЛпЬо) то (рр + 1).

Коэффициент трения в манжетах р0 = 0,08-5-0,1.

Активное нажимное усилие

^^акт = ^П{/^пр $тр>

где рабочее усилие пружины определяется по формуле

р _Р'пр^'ар-Щ

Гпр—
Давление на фрикционном контакте

^акт.т
Р тр



Давление [7] принимается по табл. 13.

3.	Проверка по условию растормаживания

Для нормальной работы тормоза необходимо обеспечивать
следующее условие:

V	Л

Рраб. пНпЕ п	Рпр^пр -р Чигр-

Если условие растормаживания не выполняется, то рабочее
давление, рекомендуемое для нормальной работы пресса, должно
быть увеличено.	;,

4.	Определение приведенного срока службы
фрикционных элементов

Приведенный срок службы фрикционных элементов
№

Определение ресурса на износ дано в п. 7 § 34.

Линейная интенсивность износа определяется по графику
на рис. 101 в зависимости от расчетного давления 7, рассчитанного
в п. 2.

§ 38.	ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА

Пример 1, Провести уточненный поверочный расчет муфты и тормоза (см.
рис. 10) листоштамповочного пресса простого действия усилием 1600 Т

К исходным данным относятся Мкр — 6 300 000 кР'См; пм — 479 об/мин.}
пн — 12 ход/мин; пек = 5,5 вкл/мин; материал вставок ФК16Л. Моменты инер-
ции ведущей и ведомой частей привода: = 235 кГм-сек2; = 16,7 кГм-сек?.

К конструктивным параметрам муфты относятся: Рн = 53 см; Лея = 29 см;
т ~ '2;	— 2,7 см; т"в ~ 36; т'д ~ 24; тв — 60; Нв ~ 4 см; Ьв — 11 см; Ра =

= 58,3 ама; Оп — 100 см; йп =0; т0 = 2; Ь$ = 1,5 си; Ло = 0,1 см; Н* = Ло;
А = 0,2 см; Оу = 30 мм; Нпр = 5 мм; Г)пр = 31 .ил; 1пр = 9 мм; 1пр — 10,5;
тпр ~ 24;	--- 58 см; Ьм — 35 см; тш — 58 см; Нш = 1,5 см; — 790 с.и3;

Оп я» 600 кГ.

К конструктивным параметрам тормоза относятся: Рн = 53 см; Рви = 29 см;
т — 2;	= 2,7 см; тв ~ 36; т'в — 24; те = 60; Ив -- 4 см; Ьв — И см; Рв =

— 58,3 см2; Оп — 80 см; = 40 см; т0 — 2; Ьо = 60 = 1,5 см; к9= 0,1 см;

А — 0,2 см; А! — 0,2 см; Оу — 2,3 мм; с/пр = 14 мм; Опр = 71 мм;
?пр ~ 22 мм; 1ПР = 6; тпр ~ 18; 7?ша — 58 см; — 380 см?; 0п = 320 кГ.
Расчет муфты (см. § 34). /. Проверка на работоспособность
Находим относительный момент инерции:

^=0,071;

момент сопротивления вращению

0,0874(235 + 16,7)479.12	п,

Мс —--------1----тг-2*2--------= 14 000 кГ/см.

У

По табл. 29 выбираем пвыо = 9.

Расчетный момент муфты (см. п. 2 § 30).

Мрас.м = 1,15-630 000 = 720 000 кГ-см-
относительный момент сопротивления
.	14 000

“ 720 000 *°’2'

Из расчета пневмосистемы имеем (см. пп. 6, 7 § 33) для цепи наполнения
с йу — 30 мм. 7,1 см2 и с использованием воздухоподводящей головки с ко-
ническими седлами

Гэк. 1 ~ 3,5 м, 1Эк, з — 0; 1тр> н — 2,0 л/,
откуда получаем

' = 3,5 + 0 + 2,0 = 5,5 м;

_ 15-5,5
&--зб~=2’75

По графику рис. НО выбираем	0,41.

Коэффициент 0м равен

О м = 7,8 -105

0,41-7,1 \2 600 П2 лп/г, ,21*

-7850“) 790 “ + 1) = °’2 (кГ/“ 1 >

где площадь поршня

3 14

Еп =	(1002 — 0) = 7850

Давление рС1 статического сопротивления движению
73 (39,6-10-1,1) Л1Й г,
=	39,6-7850 ~ = °'16 КГ/“ ’

где входящее в это выражение усилие Р , развиваемое одной пружиной (см. § 30),
составляет

Р

пр

3,14- 53  59
8-1,28-31

= 73 «Г,

а деформация лпр:

.	3.14-312-10,5-59 _	6

“ 8000-1,28-5	39’
По номограмме на рис. 111 при рС1 = 0,16 кГ/см^ я Оя = 0,2 (кГ/с.ч2)® полу-
чаем р$ = 0,52 кГ/см3.

Полный объем цилиндра муфты

УЛ1 = 70 + РпИп = 790 + 7850 • 1,1 да 9420 ему

где полный ход поршня муфты составляет

Нп = к* + А = 0,9 + 0,2 = 1,1 см;

Л* =	= 4 — 2,7 — (0,2 + 0,2) = 0,9 см

Относительное время

3,47-10"®9420 (1,274 ~	) 720 000

\	4 “Г 1	/

0,41-7,Пб,7.479

По табл. 30 для пресса с номинальным усилием 1600 Т при пм = 479 об!мин
принимаем — 0,75.

По номограмме на рис. 105 при т* 1,02 и — 0,75 получаем г~ 0,61.

Работа трения Атр составляет	*

А1пр = 5,5 -10-3-1,03 -16,7' 479- = 21 000 кГ-м,

где входящий в это выражение коэффициент ад равен

1+°-о7~2о'°2МЖ
аА [ 1 + 0,07 — 0,02 (0,61 + 1) ]2

= 1,03.

Показатель износа Л равен

21 000-5,5.0,566	„

------7Ф40------= 9,32 кГ-м/(см2-мин),

где Ртр и квз в этом выражении составляют:

Ртр = 2-60-58,3 = 7040 см2;

Ь —	60~5й.З	_ п кед

квз 3,14 (532 — 293)	0,0

По табл. 13 находим для ФК 16Л,&Кр = 190° С; по табл. 33 для пары ФК16Л —
чугун при кез = 0,566 получаем кпр ~ 1,8 и к" = 0,95.

По номограмме на рис. 116 при г = 0,61 и кпр = 1,8 определяем Стах = 1,35.

Линейная скорость на среднем радиусе Дср = 41 см равна

_ 3,14-479.41

Ь'ср ~	3000

= 20,5 м[сек.

По табл. 31 8ф — 2,5, а по табл. 32 Ьа — 0,08.

Допускаемое значение показателя износа равно

190

[К] =------—-—	——————-——----------------- = 14,3 к,Г-м/(см2‘Мин).

2,22-1,35 -1 / 720 000	47

5,5 V 16,7-479	2,5 (1 +0,08-20,5)

В результате вычисления получаем

Л" = 9,32 кГ-м!(см2- мин < [Л-] = 14,3 кГ -м/(см2-мин),

т. е. условие работоспособности для муфты выполнено.
2.	Определение давления на трущихся поверхностях

Произведение рдЦ равно

™ = ТМММДЗ = 2’2 КГ1СМЯ-

Коэффициент формы принимаем равным а* 1,13. По графику на рис. 117
определяем $ = 6,2 кГ/см2. По табл. 13 для материала ФК16Л [7] = 17,5 кГ/см2.

Отсюда получаем, что

у = 6,2 кГ/см2 < [9] - 17,5 кГ[см2.

3.	Определение рабочего давления

Активное усилие

0акт — 3,14 - 6,2 - 566 (532 — 292) = 21 600 кГ,
а усилие сжатия пружин

$ПР = 73-24 = 1750 кГ.

Усилие трения в манжетах

0тр~ 3,14 0,1 (100-1,5 + 0)2(4 + 1) =472 кГ.

Полное усилие на поршне муфты составляет

Опор = 24 600 + 1750 + 472 = 23 822 кГ.

Рабочее давление воздуха
23822	г, в

Рраб = ~7850 = 3,04 кГ‘см •

Согласно табл. 17 рекомендуется рр — 4 кГ/см2.

4.	Определение внешних нагрузок крепежных болтов

Болты крепления крышек подшипников муфты имеют внешнюю нагрузку,
равную

(0,52 — 0,16) 7850

Рб1 =

0,8-6

= 590 кГ.

По табл. 34 выбираются болты М16 из стали Ст.З.

Болты крепления крышки цилиндра муфты имеют внешнюю нагрузку
г, ________________________4 • 7850_. г

Рб® " 0,7-24 “ 1870 кГ'

По табл. 34 выбираются болты М22 из стали Ст.З.

5.	Проверка плавающей вставки и шлицев дисков на смятие
Определяем коэффициент 9:

_	720000 .ло г,

9 "41-60-2,7 -1°8 К 1СМ'

По табл. 16 принимаем к$ = 1,4.

Ач

По табл. 35 при посадке принимаем А5 — 0,030 см; по табл. 36 прини-
Шд

маем 5 = 1,2-105 кГ!слР.
гт	9

Параметр -г-гтг равен

о

108

Д&Г	0,030-1,2-Ю6

= 0,03.
По номограмме на рис. 11В для Ъа/гв = 11/3— 3,67 получаем ка = 2,2.
Максимальное напряжение смятия составляет

Сем = 2,2-1,4	= 30,3 кГ/см\

По табл. 36 принимаем о0 = 450 кГ/см\

по табл. 16 Коб =

Кв — 1,3;

Пзап 2,5.
Коэффициент фх равен

фг = 1,05-^-=0,71.

Допускаемое напряжение смятия

450 0,71

2,5-1,5-1,3

= 65 кГ/см2.

В результате расчетов получаем

[от* 1 = 65 кГ/см2 >:стСЛ( 30,3 кГ/сл?.

Напряжения смятия в ведущих дисках (ведомые диски неподвижны) соста-
вляют

1,4.1,3-720 000	,

всм 0,7 (0,5 21) 58-3,5 1,5 58	4 К /СМ '

По табл. 15 для незакалемной стали [&См1 — 300 кГ/см2.

6.	Определение приведенного срока службы фрикционных элементов

По графику рис. 101 для материала ФК16Л при у = 6,2 кГ/см2 определяем
/4 (Л ~ 0,012 мк-см?/(кГ-м).

По табл, 13 для ФК16Л принимаем у* — 15 кГ/см2.

В результате произведенных расчетов имеем

т* = 1,02 < 1 + г = 1,63.

Безразмерное время включения тв равно:

Ъ = ]'02 (	- °-02) - °-68‘

\ щя 1	/

Отношение давлений составляет

<_-И = 24

«	6,2	А’’

д*

По номограмме рис. 119 для т6= 0,68 и -у- — 2,4 получаем Ья — 1,35.

Средняя интенсивность износа за цикл 7 составляет

ГЛ = 0,012 (1 + 0,61) 1,35 = 0,026 мк-см2[(кГ-м)>

а коэффициент ад

аД = 0,75 ЛГ,7 = 1,9°'

По табл. 37 для универсальных прессов находим кх = 0,75. По табл. 38 для
универсальных прессов к2 = 0,7 при Д < 6 мес.; для муфты с 7?ср = 41 см при-
нимаем к$ — 1,2.
Приведенный срок службы

„	0,95-0,9-0,566-1,9	1С

2 0,026-9,32-1,2	,6 Мес’

Срок службы вставок небольшой, поэтому должны быть предусмотрены меры
для облегчения смены вставок без демонтажа деталей муфты больших габа-
ритных размеров. Для увеличения срока службы муфты рекомендуется приме-
нение другого фрикционного материала, у которого давление д* меньше.

Используя для данной конструкции муфты материал 143-66, при тех же дав-
лениях на фрикционном контакте имеем

Л (?)	°-003 мк-см2/(кГ-м); д*/д — 5/6,2 = 0,8 и = 0,84.

В результате проведенных расчетов получаем Д & 10 мес., т. е. срок службы
увеличивается почти в 7 раз.

7.	Определение коэффициента запаса сцепления

Задаемся значениями р^аб-т^З кГ/см?-, Рраб.ч~ 3,5 кГ1см\ рраб.з~
= 4 кГ/см2 и получаем

Факт-1 = 3-7850 — 472 — 1750 = 21 280 кГ;

факт. 2 = 3,5-7850— 472 — 1750 = 25 280 «Г;

вакт.з - 4• 7850 — 472— 1750 = 29 180 кГ;

<7а ~

21 280•2

7040

— 6,06 кГ1см2\

25 270 2

7040

— 7,2 кГ[см2\

29 180-2 оо_ а

173 = ~704б“ = 8,32 КГ/СМ ’

По рис. 100 принимаем Рд = 0,364; 0,37 и 0,38, дф = 1,13 при дг — 6,06; 7,2;
8,32 кГ/см? и получаем

Мрас. 1 = 0,364-6,06-7040-41 -1,13 = 715 000 кГ-см\

Мрас. 2 = 0,37-7,2-7040-41 -1,13 = 873 000 кГ-см;

Мрас. з = 0,38  8,32 7040  41  1,13 = 1 030 000 кГ- см.

Ур

При соотношении су — ~—	— 8иррй^1=3; 3,5; 4 кПсм? по рис. 120

г м г Ут

имеем кп = 1,24; 1,25; 1,26.

Коэффициент к/

1 + 0,07 = 0,935 

По табл. 39 для универсальных прессов ~ 0,95, откуда получаем

« 715000 |П

Рж 1,24-0,935'0,95-630 000	’ ’

В_____________872°°°________= 124.

Рлз 1,25-0,935-0,95-630 000	’ ’

„ _ I 030 000____________________

р.из - 1,26.0,935  0,95  630 000
Строим нагрузочный график муфты (рис. 125) и по нему определяем

Рраб. пип = 3,3 кГ/см2.

Расчет тормоза (см. § 36). /. Определение давления на трущихся
поверхностях

Из расчета муфты имеем

Мс — 14 000 кГ см; Етр = 7040 см2; йвэ = 0,566.

Находим трение в манжетах:

= 0,8'3,14-0,1 (80-1,5 + 40-1,5) (4 + 1) 2 = 450 кГ.

Определяем параметры пружин тормоза (см. § 31):

кпр ~ 4-71 -3-14 — 1,29;

Р" _ 3,14-143-59 _

~ 8-1,29-71	’

3,14-712-6-59

~ 8000' 1,29-14 " " ММ’

Рабочее усилие пружины

Рпр = 695(39.- 1^ = 660 кГ_

О У

Полное активное усилие соста-
вляет

= 660-18 — 450 = 11410 кГ.

Рис. 125. Нагрузочный график муфты ли-
стоштамповочного пресса усилием 1600 Т

Находим давление на фрик-
ционном контакте:

11410-2	,,	2

Я = “7040“ = 3,25 КГ/СМ •

В результате расчетов получаем

ц = 3,25 кГ[см2 < [д] = 17,5 кГ[см2.

2. Проверка на работоспособность
Расчетный момент тормоза составляет

Мрас = 32-11 410 = 366 000 кГ-см,

где приведенный радиус трения

= 7----4! 41 - 0:4-------- 32 см.

Н+—0,4-0,11(1+0,4)2

При у = 3,25 кГ!см2 находим по рис. 100	= 0,354.

Определяем приведенный коэффициент трения при « 1,13:

р’= 1,13-0,354 яй 0,4.
Относительный момент сопротивления составляет

, _ 14 000
366 000	°’04'

Из расчета системы пневмоуправления (см. пп. 6, 7 § 33) для цепи опоражни-
вания тормоза с Оу = 25 мм (/оп = 4,9 см2) имеем /Эк. 2 = 0; х = 2 м;
1тр.н = 1,2 м, откуда

= 1,83

и по рис. ПО 1оп.т= о,47.
Коэффициент 6т равен

/0,47-4,9 V /	320	\ /

\ 3770 ) \ 380 +4150 /\

3,32+ 1 V/7 = 0)0025 кГ/см2}

где площадь поршня

Я 14

Рп =	(803 - 403) = 3770 см3;

приращение объема

давление

Ух = 1,1 -3770 = 4150 см2;

Рез —

695-18

3770

= 3,32 кГ/см*.

По рис. 113 для рс2 = 3,32 кГ/см2 и 6т = 0,0025 кГ/см? давление рп =
= 3,1 кПсм2.

По графику рис. 112 имеем

/	1	\1Л	/ 1 \1Л

(зт+т) -о-8* (4+т) =0-785-

Безразмерное время

. 2,42-10-5-3400 [1,018— 0,80] 366 000

Т “	0,47-4,9-0,786-16,7-479	"0,41,

где объем Уд
По табл.

3400 см3.

30 для тормозов с пм — 479 об/мин имеем с$ = 0,83.
По номограмме рис. 123 при с$ — 0,83 и т* = 0,41 получаем г— 0,14.

Коэффициент ад равен

1 +2-0,04

ад =

0,14 4-2

[1 +0,04(1 + 0,14)]2

& 0,92.

Находим работу трения:

Атр =5,5-10-3-0,92-16,7-4793 = 19 300 кГ-м.
Показатель износа составляет

19 300-5,5-0,566 о „ г , 2

=-------7040 -----= 8,6 К* ‘м^см 'мин1-
По номограмме рис. 116 для г=0,14 и кпр = 1,8 получаем Стах = 1.55.

По табл. 31 8ф = 2,5, а по табл. 32	— 0,03.

Допускаемое значение показателя износа составляет

190

|Д] =--------------------------------------------= 12 кГ-м!(см--мин').

2,22-1,55 т/ 366000	47

5,5 V 167-479 + 2,5(1 +0,03-20,6)

В результате получаем

К —8,6 кГ-мДсм^-мин) < [К] = 12 кГм/(см2мин),
т. е. условие работоспособности для тормоза выполнено.

3. Проверка на растормаживание

Из расчета муфты ррав, пип = 3,30 кГ/см2. Чтобы тормоз работал нормально,
должно быть выполнено условие 3,30-3770 = 12 200 кГ^> 695-18 + 450 =
= 12 950 кГ.

Для нормальной работы тормоза рабочее давление должно быть повышено
до —3,4 кПсм2.

4.	Проверка на боковое смятие вставок. <

Проверка на боковое смятие вставок не проводится, так как расчетный тор-
мозной момент меньше расчетного крутящего момента муфты.

5.	Определение приведенного срока службы фрикционных элементов

По рис. 101 для материала ФК16Л при д = 3,25 кГ]см2 получаем ориентиро-
вочно

Л (?) ** 0,016 мк-см21(кГ-м).
•г

В результате расчетов имеем

т* = 0,41 <1+? = 1,14.

Безразмерное время включения

тв = 0,41 п 1д । 1 + 0.03 & 0,4.

\ V} 1 * —Т-’ 1

л*

По рис. 124 при тв — 0,4 и = 4,3 получаем Ьд = 1,9.

Осредненная за цикл интенсивность износа

/* =0,016(1 + 0,14)-1,9 = 0,035 мк-см2ДкГ-м)

Коэффициент ад принимаем равным 1,9 (см. расчет муфты).
Находим приведенный срок службы:

„	0,95-0,9-0,566-1,9	. -

Д=	2-0,035-8,6	Я1’5 М6С-

Срок службы вставок тормоза очень мал. Необходимо принимать меры, об-
легчающие смену вставок без демонтажа деталей тормоза больших габаритных
размеров. Для увеличения срока службы рекомендуется заменить материал
.вставок. При использовании для тормоза фрикционного материала 143-66 имеем

Л*	К

л () & 0,006 мк-см2/(кГ-м)- +--=--=1,4; Ьд — 1,15 и Д = 8 мес.,

т. е. срок службы увеличился почти в 5 раз.

17 В. И. Власов
6. Определение действительного угла торможения
Находим показатель момента тормоза:

* _ (0,14 + I)2 [2 4-0,04 (О,14-)-2)]
т' (0,14 + 2) [1 +0,04(0,14+I)]3	’

Действительный угол торможения

т _ 31,4-1,15-16,7-479-12	о „

Для нормальной работы пресса при торможении необходимо, чтобы угол
торможения фт был

фт = 0,7-12 — 8,4°,

Выбираем наименьшее значение угла торможения:

фш = 8,4 + фт, э — 9,5 ,
т. е. тормозные пружины тормоза должны быть усилены.

Пример 2. Провести модернизацию муфты горячештамповочного пресса
усилием 2500 Т.

Из общего вида двухдисковой муфты на рис. 15 видно, что ее ступица и ци-
линдр выполнены очень нетехнологично. Такая муфта значительно увеличивает
габаритные размеры пресса в плане. Для смены фрикционных элементов необ-
ходима полная разборка муфты. Фрикционные накладки выполнены в виде узкого
кольца, что приводит к увеличению диаметральных размеров дисков. Фрикцион-
ный материал ФК16Л при включении муфты раскалывается и приводит к за-
клиниванию последней.

К исходным данным относятся следующие: Мкр = 1,4-107 кГ'См; пм~
— 60 об/мин; пн=- 60 ход/мин; пвк = 15 вкл/мин; 72 кГ-м-сек2; + =
= 11 800 кГ-м-сек2.

Проектировочный расчет муфты (см. § 30). /. Выбор
типа муфты.

Для устранения указанных недостатков выбираем однодисковую консоль-
ную муфту с кольцевым поршнем; соединение ведущих дисков со ступицей — шли-
цевое, эвольвентное; ведомый диск с накладками.

2.	Определение расчетного момента

По табл. 9 для горячештамповочных прессов км — 1,1, тогда имеем

Мрас- 1,1-1,4-107 = 1,54-10’ кГ-см.

3.	Выбор фрикционных материалов пары трения

Муфты горячештамповочных прессов при включении испытывают большие
ударные нагрузки. Целесообразно для муфты выбрать упругий фрикционный
материал. Плетеная лента выдерживает давления до 6 кГ/см2, что не позволяет
запроектировать однодисковую конструкцию.

Выбираем пару трения: материал 143-66 — чугун (см. табл. 10). Накладки
крепятся с помощью заклепок и эпоксидной смолы (проклеивание стыка соедине-
ния накладок с диском).

По табл. 14 принимаем <? = 9,5 кГ/см2\ к63 — 1; 6 = 0,4; т = 2.

По рис. 100	— 0,44; по табл. 12 бф = 1,02.

Приведенный коэффициент трения

р* = 1,02-0,44 =0,45.

4.	Определение среднего радиуса трения

Из условия передачи заданного крутящего момента имеем

3/	1 54 -Ю7

= 0,543 у/ 2.о,4'.1:о,45—б-88^
Из условия работы в течение 12 мес. находим, что

0,0027 -2,8- 72- 60а-15

3,6-0,4'1-2



= 40 см.

По рис, 101 определяем 1Д — 0,0027 мк,'СмЧ(кГ-.н).
Ресурс на износ

/1* = 0,6ЛЛт — 0,6 • 3 • 2 --- 3,6 см.

При пм <4 100 об!мин ]'м & 2,8. Для расчета принимаем /?гр = 84 см.

5.	Определение параметров трения
Вначале находим и

= 88^1 + ^4-) = 1О5’в см;

Рен =- 88 ( 1 -	7 70,5 см-

/ ц

Принимая /?ч = 106 см и 70 см, получим

п 106 + 70 оо

Кер =-----п---- — 88 СМ;

в = 106 — 70 = 36 см;

ртр = 3,14-2 (Юб3 — 703) = 39 600 см2.

6.	Определение толщины дисков

Согласно расчетам минимальные толщины равны
ба > 0,1 -35,2 = 3,52 см;
/гг > 0,14-35,2 = 5,01 см;

после округления принимаем Лд — 4 см и — 5,5 см.

7.	Определение габаритных размеров пневмоцилиндра

Для пресса с пн — 60 ход/мин принимаем = 0,45 кПсм2.

По табл. 17 определяем рр ~ 5,5 кГ/см2, тогда

1,05-1,54-107

(5,5— 0,45) Ю,45'2-88

= 40 500

см2.

Задаваясь с!п = 90 см, имеем

= К 1,27  40 500 7 903 = 245 см;

принимаем = 245 см.

Муфта имеет регулировку износа — 0,8 см, тогда полный ход поршня
ИП = /г* + 0,3 =0,8 -[-0,3= 1,1 см.

8.	Расчет отводных пружин
Определим Рпр‘.

_ 0,45-40 500

пр .... __

= 510 кГ.
Принимаем « 0,75; Д = 0,3; спр ~ 5, тогда

?пр =	-	-  	0^0 #Г;

1-(1-0,75Ц1--^-)

_ 4,5 + 2 ~

*а> “4,5-3	’

Для пружины из стали 60С2 при [т] = 59 кГ/мм2 получаются следующие
размеры:

^пр — 1

1,29*5*640

V 59	“

лмг.

&ПР — 5'14 -— 70 мм;

80 000-14* 1,1
1пр~ 3,14-703 59 (1 —0,75)

„ _ ^14-703-59

А«Р“ 8000-1,29-14

— 43,6 мм;

А

1„р = (7 + 1)14 = 112лл;

?пр —

112+1.2-43-6—14

7

— 21,5 мм;

Ьсб = 21,5-7 + 14= 164 мм;

Епр = 164 — 43,6 = 120,4 мм;

= 43,6 -10-0,8 = 35,6 мм;

Ьпр = 164—35,6 = 132,4 мм.

9.	Прочерчивание муфты (рис. 126)

Поверочный расчет муфты (см. § 35). 1. Проверка на работо-
способность. Момент инерции деталей муфты и тормоза равен

/м+/т = 95 кГ-м-сек2.

Определяем

/а = 72 +95 = 167 кГ-м-сек?;

Атр = 5,5-10-3-167-603 = 3320 кГ м;

3320-15-1	.	„ .. а .

К ~ чо дпп '' = 1’26 кГ^/(см^-мин);
оУ ОШ

3,14-60 88

Уср ~	3000

= 5,5 м]сек.

По табл. 13 материала для 143-66	= 230° С; по табл. 31 находим &ф =

= 2,05; по табл. 32	= 0,08. После подстановки этих значений в выражение

для [К ] получаем

[К] = 230-2,05(1 +0,06.5,5)	кГ.Л/(^.лт).

К = 1,26 кГ-м/(см?-мин) < [К] = 8,3 кГ-м/(см2-мин).
2.	Определение давления на трущихся поверхностях

1,54-10’	3>

Я~ 0,44-1,02-88 39 600	9’ Г/СМ ’

д ----- 9,8 кГ/см2 < [^] = 15 кГ/см2.

Рис. 126, Муфта для горячештамповочного пресса усилием 2500 Т

3.	Определение рабочего давления

<Эак = 3,14-9,8(1 Об3 ~702) = 186 000 кГ;

0пр = 640  36 = 23 000 кГ;

0,тр = 3,14-0,1 (45-1,5 4- 90 1,5) 2 (5,5 4- 1) = 2000 кГ;

186 000 4- 23 000 4- 2000 =* 211 000 кГ\
п _ 211 000	.

Рраб $00 — 5,2 кГ/см ,

Рраб ~ 5,2 кГ/см2 < рр~ 5,5 кГ/см2.

4.	Определение срока службы фрикционных элементов

Для быстроходных прессов (пк/> 50 ход/мин) с номинальным усилием свыше
600 Т принимаем др — 0,7-9,8 — 6,85 кГ/см2.

По рис, 101 для цр = 6,85 кГ/см2 определяем Iл	= 0,0027 мк-см2/(кГ-м).

При КСр = 88 см принимаем к$ — 1,6.
Срок службы фрикционных элементов между регулировками = 0,8 сл()

1,5-0,8-1

2-0,0027-1,26-1,6

= 110 мес. я 9 лет.

В заключение следует отметить, что так как габаритные размеры муфты
лимитируются размерами Пневмоцилиндра, то целесообразно применение для
муфты индивидуального компрессора, обеспечивающего давление рр = 10-ь
12 кПсм?. Выбранный материал 143-66 исходя из опыта Липецкого тракторного
завода успешно используются в муфтах горячештамповочных прессов. Конструк-
ция разработанной муфты лишена отмеченных выше недостатков (см.рис. 15 и 126).

Пример 3. Сравнить варианты А, Б, В модернизации системы включения
листом тамповочяого пресса усилием 500 Т фирмы Эрфурт:

А. В муфту и тормоз фирменной конструкции с плавающими вставками ус-
тановлены фрикционные элементы из материала ретинакс ФК24А (вместо козида).

Б. Муфта и тормоз со сплошными фрикционными накладками из материала
143-66 установлены на быстроходный приемный вал (вместо фирменных муфты
и тормоза).

В. Муфта и тормоз со сплошными накладками установлены на первый проме-
жуточный вал. Для муфты применен фрикционный материал — плетеное феродо
или 143-66, для тормоза — материал' 143-66.

К исходным параметрам относятся: Мкр =•- 7,37-10® кГ-см; пн — 9 хоб/лшн;
пвк 4 лшл'1; 1[ = 5,66;	9,32.

Основные параметры муфты и тормоза по вариантам Б и В определялись по
методике проектировочного расчета (§ 31 и 32) и приведены в табл. 40.

Основные параметры, определяемые в процессе поверочного расчета (§ 35 и
37), приведены в табл. 41.

Таблица 40
Основные параметры сравниваемых вариантов модернизации

Параметр		Муфта			Тормоз	
	А	Б	В	А	Б	Б
пм в об 1 мин Мурс В КТ'СМ 4пр в кГ-м-сек~ или 3/л в кГ-м-сек2 3% в кГ'М-сек?  в кГ-м-сек2, /?ср в см Ян В см Рен в см &ВЗ т  Оп в см (1п в см Рр в кПсм2 Ррр в кГ тпр (наполнение) йу (опоражни- вание)  * Параметр!	475 1,76  10®  2,17 0,239  2,648 49,2 24,25 28,75 18,75 0,783  2 68 32 3,8 225  3 1" Г'  л] тормоза л	475 1,76-105 2,17 0,153  2,476 43,8 21,5  26  17  1  2 65  34  . 4,5 112  12 1" Г  о нарианта!	51 1,64-106 11,13 8,12  19,38  3920  45  60  30  1  2  130  0  4,5  330  12  2"  2"  и В и Б нрл	475 3,96-1О4 2,17 0,239  2,648 49,2  24,25 28,75 18,75 0,783  2 74 62 3,8 490  6 1" Г  1НЯТЫ ОДИНЙ	475  7,75-10* 2,17 0,153  2,476  43,8  21,5  26  17  1  2  65  47  4,5  270  18 Г  Г  1КОВЪ1М1Ь	51  9,2 -104* 11,13 0,153  19,38 3920  21,5  26  17  1  2  65  47  4,5  270  18 1" Г
Таблица 41

Расчетные параметры сравниваемых вариантов модернизации

Параметры	Муфта			Тормоз		
	А	Б	В	А	Б	в
						
Р тр в	2320	2440	16 850	2320	2440	2440
ц в кГ/см2	8,5	7,55	6,16	2,08	3,72	3,72
4*1 Я	1,65	0,625	0,8	7	1,34	1,34
Яш в он	—	—			16	17,1	17,1
рС1 в кГ!см2	0,134	0,4	0,266	—		•			
рС2 в кПсм*	0,238	0,645	0,4	2,01	3,2	2,86
рд В кПсм?	0,83	0,9	1,15	—			—
рп в к.Г1см*	—		.		2,0	3,1 5430	3,1
Р^пор в кГ	10 720	11 070	57 510  5-2 400	3465		5430
С} акт в кГ	9860	9150		2415	4530	4530
С}пр в а:Л	675	1570	5300	2940	5100	5100
()тр ® %Р	185	350	810	525	330	330
Рп в ел;3	2830	2440	13 200	1460	1580	1580
Нп в см	1,2	1,6	1.4	1,2	2	2
асм в кПсмг	127	274	195	42	120	140
[стСЛ(] в кГ/см?	47	500	500	47	500	500
А?пр в кГ * М Угп в м/сек	3150	2930	277	3110	3000	240
	12,1	10,7	2,4	12,1	10,7	1,15
' к	4,25	4,8	0,066	4,2	4,9	0,394
в кГ’мЦсм? -мин)						7,3
[К]	13,2	17,2	6,23	12,9	9,3-	
в кГ’мЦсм2 -мин)						
$кр в °С Мс в кГ-см	240	230	170	240	230	230
	—2000	—2000	— 10 000	—2000	—2000	—10 000
т*	1,12	1,24	8,15	0,094	0,59	0,6
Тй	0,77	0,8	8,15	0,1	0,53	0,58
г	0,53	0,75	1,05.	0,1	0,15	0,15
1, в мк-см-'кГм в	0,0114	0,0037	0,018	0,023	0,010	0,010
1 В ^К’СЛ^/кГЖ ья	0,0068	0,0028	—0,03	0,01	—0,008	—0,008
	1,1	0,75	—0,6	2	1,08	1,08
Д в мес.	21 4 *	80	310 **	10,7	33	410
й* в см	1,6	1,4	0,8	1,6	1,4	1,4
ут, д в^градусах				— 10	—5	—5
* Расчетный срок службы получен при ресурсе на износ 1,6 см. Исходя из						
условия отсутствия бокового смятия толщина ведомого диска					должна быть уве-	
личена, что приведет к снижению ресурса на износ				ДО 1X6 СМ и	уменьшению срока	
службы до 8 мес.	-					
*А Расчетный срок службы следует рассматривать как					ориентировочный»	
так как нет достоверных данных по определению / . при рабочих давлениях,						
развиваемых в конце включения рассматриваемой муфты (рр =					= ОЛн-0,8	кГ/см~).
Основные данные из расчета систем пневмоуправления приведены в табл. 42,
которая показывает, что для всех вариантов модернизации необходимо применять
двухклапанные системы пневмоуправления. Так как в варианте А применена одно-
клапанная система, то здесь будет иметь место взаимный износ фрикционных эле-
ментов муфты и тормоза при отключении. Это подтвердили и эксперименты, про-
веденные на данном прессе.

Таблица 42	табл. 41 можно сделать еле-

Расчетные параметры системы
пневмоуправления

Параметры	А	Б	В
фк. а в градусах Фк.тв градусах ^пол. т в С2К	6 19 0,35	4  10  0,2	3 11 0,2

Т

. А

дующие выводы:

1.	Перенос муфты и тормоза с бы-
строходного вала (вариант Б) на тихо-
ходный (вариант В) увеличивает рас-
четный момент муфты и практически
не меняет расчетный момент тормоза.
При этом срок службы фрикционных
элементов значительно увеличивается.

2.	Применение фрикционных эле-
ментов в виде вставок для муфт, уста-
новленных на тихоходные валы, при-
водит к значительному увеличению
толщины ведомого диска (следователь-
но, и момента инерции ведомой части

привода), поэтому в данном случае нужно использовать накладки и соединять
ведомый диск со ступицей с помощью шлицевого соединения (варианты Б и В).

3.	Для повышения быстродействия системы включения нужно увеличивать
силу затяжки отводных пружин муфты и уменьшать действительный угол тор-

можения.
ЛИТЕРАТУРА

1.	Абакшин Д. М. Экспериментальные исследования работы пневмо-
системы кривошипных прессов с блокировкой муфты и тормоза. «Кузнечно-штам-
повочное производство, 1963, № 3.

2.	Александров М. П. Тормоза подъемно-транспортных машин.
М., Машгиз, 1958.

3.	Александров М. ГТ. Тормозные устройства в машиностроении.
М., изд-во «Машиностроение», 1965.

4.	А р т е с А. Э. Радиоизотопная автоматика в кузнечно-штамповочном
производстве. М., Атомиздат, 1967.

5.	Бре не в Г. Е. Выбор основные размеров фрикционных дисковых
муфт и тормозов кузнечно-прессовых машин. «Кузнечно-штамповочное произ-
водство», 1959, № 11.

6.	Б р е н е в Г. Е. К расчету дисковых муфт включения кузнечно-прессо-
вых машин. «Вестник машиностроения», 1959, № 9,

7.	Бренев Г. Е. О трении в шлицах дискового тормоза. «Кузнечно-штам-
повочное производство», 1960, № 5,

8.	В л а с о в В. И. Закон распределения удельного давления и коэффи-
циента трения по образующей контакта дисковых муфт и тормозов. «Известия
вузов, Машиностроение», 1961, № 11.

9.	Власов В. И, К расчету дисковых тормозов кривошипных кузнечно-
прессовых машин. «Кузнечно-штамповочное производство», 1959, № 10.

10.	Власов В. И. Новый тензометр для пневматических систем. «Кузнеч-
но-штамповочное производство», 1962, № 1.

И. Власов В. И. Определение работоспособности муфт и тормозов кри-
вошипных кузнечно-прессовых машин. «Кузнечно-штамповочное производство»,
1959, № 6.

12.	Власов В. И. Определение работоспособности фрикционных муфт и
тормозов. «Известия вузов, Машиностроение», 1962, № 4.

13.	В л а с о в В. И. Определение расчетного момента для ленточных тор-
мозов. «Известия вузов, Машиностроение», 1963, № 9.

14.	В л а с о в В. И. Основы расчета пневматических систем механизмов
управления кузнечно-прессовых машин. «Кузнечно-штамповочное производство»,
1962, № 3.

15.	В л а с о в В. И. Уточненный расчет дисковых тормозов кривошипных
кузнечно-прессовых машин. «Кузнечно-штамповочное производство», 1962, №11.

16.	Власов В. И. Теория и проектирование систем включения кривошип-
ных прессов. Докт. диссертация, МАМИ, 1968.

(/.	Власов В. И., Кохан Л. С. Выбр оптимальной формы вставки
^964 о^о^нсковых МУФГ и тормозов. «Кузнечно-штамповочное производство»,
18. Власов В. И.‘, Кохан Л. С. К расчету фрикционных узлов со
вставками из ретинакса. «Вестник машиностроения», 1965, № 4.

19.	Власов В. И., Кохан Л. С. О работе фрикционных узлов криво-
шипных прессов в автоматических линиях. «Вестник машиностроения», 1964,
№ 2.

20.	Власов В. И., Кохан Л. С. Определение работы трения дисковых
муфт и тормозов кривошипных прессов. «Известия вузов, Машиностроение»,
1964, № 5.
21.	Власов В. И., Кохан Л. С. Повышение надежности и долговеч-
ности муфт и тормозов кузнечно-прессового оборудования при их модернизации.
ГОСИНТИ, № 5-66-834/66, 1966.

22.	Власов В. И., Кохан Л. С. Оценка долговечности муфт и тормо-
зов прессов на основании стендовых испытаний фрикционных материалов. «Сб.
Качество, надежность и долговечность кузнечно-прессовых машин». НИИМАШ,
1967.

23.	Власов В. И., Свистунов В. Е. Применение шарнирно-ко-
лодочных лент для ленточных тормозов кривошипных машин. «Кузнечно-штампо-
вочное производство», 1964, № 11.

24.	Власов В. И., Свистунов В. Е. Расчет и проектирование лен-
точных тормозов с шарнирно-колодочными лентами. «Кузнечно-штамповочное
производство», 1968, № 2.

25.	Власов В. И., Свистунов В. Е. Особенности расчета тормо-
зов с шарнирно-колодочными лентами. «Вестник машиностроения», 1968, № 6.

26.	Власов В. И., П л ю г а ч е в В. Г. Исследование работы воздухо-
распределительных устройств кузнечно-прессовых машин. «Кузнечно-штампо-
вочное производство» 1969, №2.

27.	Г е й л е р А. Б., Карнзом енов И. В. Электрооборудование и
электроавтоматика кузнечно-прессовых машин. М., Машгиз, 1960.

28.	Герц Е. В. Исследование'длнамики воздухораспределителя с пневма-
тическим управлением. Сб. «Теория машин-автоматов и гидропневмопривода».
М., Машгиз, 1963.

29.	Г е р ц Е. В., К р е й н и н Г. В. Динамика пневматических приводов
машин-автоматов. М., Изд-во «Машиностроение», 1964.

30.	Герц Е. В., Крейнин Г. В. Теория и расчет силовых пневмати-
ческих устройств. Изд-во АН СССР, 1960.

31.	Герц Е. В., Крейнин Г. В. Расчет пневматических исполнитель-
ных механизмов. Сб. «Новое в пневмогидравлической автоматике», Изд-во АН
СССР, 1962.

32.	Дегтярев В. И., Магазинер В. В., Тынянов В. Н.,
Филькин И. Н. Эксплуатация горячештамповочных прессов. М., Машгиз,
1963.

33.	Дерягин Б. В. Что такое трение? Изд-во АН СССР, 1963.

34.	Добровольский В. А., 3 а б л о н с к и й К- И. и др. Детали
машин. Изд. I. М.—К., Машгиз, 1950.

35.	Дубинин А. Д. Энергетика трения и износа деталей машин. М.—К-,
Машгиз, 1963.

36.	Ж и в о в Л. И., Овчинников А. Г. Кузнечно-штамповочное
оборудование. Прессы. Издание Харьковского университета, 1966.

37.	Живов Л. И., Колесник Ф. И. О нестациоиарности условий
трения в механизме кривошипного пресса. «Известия вузов, Машиностроение»,
1966, № 11.

38.	Живов Л. И., Колесник Ф. И. Об оценке условий трения в меха-
низме кривошипных прессов. «Кузнечно-штамповочное производство», 1968, № 5.

39-	Ж и т и и ц к и й С. П. Расчет многодисковых (пластинчатых) тормозов
электросталей типа ТВ. Сб. Труды ХПИ им. Ленина. Серия «Машиностроение».
Т. XIX, вып. 5, 1959.

40.	Ж и т н и ц к и й С. П. Распределение удельного давления по радиусу
трущихся поверхностей и многодисковых (пластинчатых) тормозов. Сб. «Труды
Запорожского машиностроительного института» „СеРия «Машиностроение». Т. 3.
М.—К-, Машгиз, 1959.

41.	Ж и т н и ц к и й С. П. Потери осевой силы при замыкании многодиско-
вого (пластинчатого) тормоза. Сб. «Труды Запорожского машиностроительного
института». Серия «Машиностроение». Т. 3. М.—К., Машгиз, 1959.

42.	Залесский В. И. Оборудование кузнечно-прессовых цехов. Изд-во
«Высшая школа», 1964.

43.	3 и м и н А- И. Машины и автоматы кузнечно-штамповочного произ-
водства. М., Машгиз, 1953.

266
44.	Зимин А. И. Пути перспективного проектирования кузнечно-прессо-
вых машин. Сб. «Машины и технология обработки давлением». Изд-во «Машино-
строение», 1964.

45.	3 и м и н А. И. «Периодическая система» энерготипов кузнечно-прессо-
вых машин. «Кузнечно-штамповочное производство», 1965, № 10.

46.	Злотников С. Л., Казакевич Л. И., Михайлова В. А.
Техника безопасности в кузнечно-прессовых цехах. Изд-во «Машиностроение»,
1967.

47.	Иванов Е. А. Муфты приводов. Изд. 1 и 2. М., Машгиз, 1959.

48.	Игнатов А. А. Кривошипные горячештамповочные прессы. М., Маш-
гиз, 1962.

49.	И г н а т о в А. А., Власов В. И. Муфты, тормоза и механизмы уп-
равления кривошипных кузнечно-прессовых машин. М., Машгиз, 1963.

50.	Кифер Л. Г., Абрамович И. И. Грузоподъемные машины. Ч. 1.
М.» Машгиз, 1956.

51.	Кожевников В. Я-, Ксенжук И. Г., Худяков И. И.
Горизонтально-ковочные машины. М., Машгиз, 1960.

52.	Кожевников С. Н. Динамика машин с упругими звеньями. Изд-во
АН УССР, 1961.

53.	К о ж е в н и к о в С. Н. Аппаратура и механизмы гидропневмо- и
электроавтоматики металлургических машвдКм., Машгиз, 1961.

54.	К о ж е в н и к о в С. Н., Раскин Я. М. Динамические нагрузки
в механизме высадки холодновысадочных машин. Сб. «Научные труды Днепро-
петровского металлургического института». Вып. XXXII, 1954.

55.	Кожевников С. Н., П е ш а т В. Ф. К исследованию распреде-
лительных устройств металлургических машин. «Известия вузов, Черная метал-
лургия», 1959, № 10.

56.	Кожевников С. Н., П е ш а т В. Ф. Исследование термодинами-
ческих процессов в пневматических механизмах. Сб. «Научные труды института
черной металлургии». Т. 13. Изд-во АН УССР, 1960.	>

57.	К о р н и л о в В. В. Теоретическое и экспериментальное определение
температуры поверхности при повторно-кратковременном режиме. «Известия
вузов, Машиностроение», 1958, № 5.

58.	Кр аге л ьс кий И. В. Износ, как результат повторных деформаций
поверхностных слоев. «Известия вузов, Физика», 1959, № 5.

59.	Крагельский И. В. О критериях износа материала. Доклады
АН СССР. Т. 129. Изд-во АН СССР, 1959, № 5.

60.	К р а г е л ь с к и й И. В. Трение и износ. Изд-во «Машиностроение»,
М., 1968.

61.	Крагельский И. В., Виноградова И. Э. Коэффициенты
трения. М., Машгиз, 1962.

62.	Крагельский И. В., Непомнящий Е. Ф. Об усталостном
механизме износа при упругом контакте. «Известия АН СССР. Механика и маши-
ностроение», 1963, № 5.

63.	Крагельский И. В., Непомнящий Е. Ф., Харач Г. М-
Влияние неустановившихся режимов нагружения на износ. Сб. «Теория трения и
износа». Изд-во «Наука», 1965.

64.	Крагельский И. В., Чичинадзе А. В. Применение тепло-
стойких фрикционных материалов в машиностроении. М., ЦИНТИ по автомати-
зации и машиностроению, 1963.

65.	Крагельский И. В., Чупилко Г. Е., Чичинадзе А. В.
Процессы трения в тормозах авиаколес. Сб. «Подбор фрикционных пар». Изд-во
АН СССР, 1955.

66.	Крагельский И. В., щ е д р о в В. С. Развитие науки о трении.
Изд-во АН СССР, 1956.

67.	К р е й н и н Г. В. Выбор размеров трубопроводов пневматических ис-
полнительных устройств. «Станки и инструмент», 1962, № 10.
68.	Кудрявцев А. И., Пятидверный А. П. Выбор оптимальной
степени очистки сжатого воздуха для пневматических приводов и систем управле-
ния. «Вестник машиностроения», 1966, № 11.

69.	Ланской Е. Н., Банкетов А. Н. Элементы расчета деталей и
узлов кривошипных прессов. М., Изд-во «Машиностроение», 1966. .

70.	Л ы ков А. В. Теория теплопроводности. Изд-во «Высшая школа»,
1967.

71.	Магазинер В. В., Тынянов В. Н., Филькин И. И. Экс-
плуатация однокривошипных прессов простого действия. М., Изд-во «Машино-
строение», 1964.

72.	Медведь Р. А., Кригман Б. И. Снижение шума с помощью
глушителя на прессах фирмы Эрфурт. «Кузнечно-штамповочное производство»,
1966, № 8.

73.	М е й л а х Г. И. Расчет пружин фрикционного дискового тормоза.
Сб. Исследование и расчет машин кузнечно-штамповочного производства. М.,
Машгиз, 1959.

74.	М е й л а х Г. И. О цилиндрическом датчике давления. «Кузнечно-штам-
повочное производство», 1963, № 6.

75.	М е р к о в а Г. Г., Носов Н. А. Об оценке тепловой надежности
фрикционных узлов. Труды Ленинградского политехнического института. М.—Л.,
Изд-во «Машиностроение», 1965,

76.	Н а в р о ц к и й Г. А. Кузнечно-штамповочные автоматы. М., Изд-во
«Машиностроение», 1965.

77.	Назаренко Е. С., Салов В. П. Увеличение числа ходов пол-
зуна в минуту при модернизации механических прессов. Сб. «Расчет и конструи-
рование кузнечно-прессовых машин», М., Машгиз, 1963.

78.	Н е с в и т С. М., Н ю н ь к о О. И. Горизонтально-ковочные машины
и их автоматизация. М., Изд-во «Машиностроение», 1964,

79.	Норицын И. А., Власов В. И., Плюгачев В. Г., Филь-
кин И. Н. Предельное число включений кривошипных машин при работе на
единичных ходах. «Кузнечно-штамповочное производство», 1964, № 4.

80.	О д и н г Н. А. Допустимые напряжения в машиностроении и цикличе-
ская прочность металлов. М., Машгиз, 1962.

81.	О р л о в П. Г. К расчету сил сопротивления в дисковых муфтах и тор-
мозах с вкладышами из ретинакса. «Вестник машиностроения», 1963, № 2.

82.	О с и н н ы х В. Я- Определение динамического крутящего момента на
главном валу холодновысадочного пресса-автомата А714. Сб. «Машины и техно-
логия обработки металлов давлением», Омск, Западно-Сибирское книжное изд-во,
1967.

83.	Осин ных В. Я-, Плюгачев В. Г. Отметчик углов поворота
вращающихся частей кузнечно-прессовых машин». «Кузнечно-штамповочное про-
изводство», 1964, № 6.

84.	П е т у х о в Б. С. Теплопередача. Справочник машиностроителя.
Т. 2, изд. 2. Под ред. д-ра техн, наук Н. С. Ачеркана. М., Машгиз, 1954.

85.	П л а т о н о в Г. Н., Петров П. А. К вопросу оценки надежности
и долговечности кузнечно-прессовых машин. Сб. «Кузнечно-прессовые машины».
М., Изд-во «Машиностроение», 1967.

86.	П л ю г а ч е в В. Г. О расчете проходных сечений воздухопроводов
муфт кривошипных машин. «Кузнечно-штамповочное производство», 1965, №9.

87.	П о б е д и н И. С. К расчету фрикционных муфт в тяжелом машино-
строении. «Вестник машиностроения», 1949, № 2.

88.	Погорелов Ю. С., Мельников В. Г. Работа дисковых муфт
в условиях нарушения соосности. «Вестник машиностроения», 1966, № 7.

89.	Поляков В. С., Барабаш Д. Д. Муфты. Изд. 1 и 2. М., Машгиз,
1960.

90.	Пыжевич Л. М. Расчет фрикционных тормозов. М., Из-во «Маши-
ностроение», 1964.

91.	Пыжеви ч Л. М. Расчет нагрева узлов трения при длительном тормо-
жении. Сб. «Теория трения и износа». Изд-во «Наука», 1965.
92.	Рыжов Э. В. Основы расчета стыковых поверхностей деталей машин
на контактную жесткость. М., Машгиз, 1962.

93.	С е р е н с е н С. В., Козлов А. А. Характеристики нестационарной
напряженности и определение запаса прочности. «Вестник машиностроения»,
1964, № 7.

94.	Смолянинов В. П.0 размещении фрикционной муфты включения
в кривошипном прессе, «Кузнечно-штамповочное производство», 1962, № 5.

95.	С т о к о л о в В. Е. Проектирование и монтаж электрооборудования
кузнечно-прессовых машин. М., Машгиз, 1962.

96.	Стоколов В. Е., У сышк и и Г. С., Механик В. П. Электро-
оборудование кузнечно-прессовых машин. М., Изд-во «Машиностроение», 1966.

97.	Сторожев М. В., Копылов Н. М. Основы расчета кривошип-
ных прессов. «Вестник металлопромышленности», 1935, № 10, 11.

98.	Сысоев В. Н., Волковицкий В. Ф., Нистратов А. Ф.
Эксцентриковая ось в ползуне как элемент предохранителя. «Кузнечно-штампо-
вочное производство», 1965, № 10.

99.	Терминология. Надежность систем и изделий. Стандартгиз, 1964.

100.	Филькин В. П. К расчету момента трения дисковых фрикционных
муфт с учетом проскальзывания. Труды семинара по точности в машиностроении и
приборостроении. Вып. 11. Изд-во АН СССР^ 1956.

101.	ф и л ь к и н И. Н. О повышенииАйкроизводительности кривошипных
прессов двойного действия. «Кузне ч но-штамповочное производство», 1965, № 4.

102.	Филькин И. Н., Розенблат М. М., Широков Э. В.
Повышение надежности средств управления кривошипными прессами. «Кузнечно-
штамповочное производство», 1961, № 7.

103.	Филькин И. Н., Розенблат М. М. О применении ретинакса
в муфтах и тормозах прессов. «Кузнечно-штамповочное производство», 1960, № 10.

104.	X р у щ о в М. М. Динамика изнашивания деталей машин. «Вестник
машиностроения», 1966, № 8.

105.	Чичинадзе А. В. Зависимость силы трения в процессе торможения
от характеристики фрикционной теплостойкости материалов. Сб. «Теория тре-
ния и износа». Изд-во «Наука», 1965.

106.	Чичинадзе А. В. Лабораторные натурные испытания нового
фрикционного материала ретинакс ФК16Л в тяжелона гружен ном тормозе. Сб.
«Повышение эффективности тормозных устройств». Изд-во АН СССР, 1959.

107.	Чичинадзе А. В. Определение средней температуры поверхности
трения при кратковременных торможениях. Сб. «Трение твердых тел». Изд-во
«Наука», 1964.

108.	Чичинадзе А. В. Работа торможения и ее характеристики при из-
менении теплостойкости фрикционных материалов. Сб. «Трение твердых тел».
Изд-во «Наука», 1964.

109.	Чичинадзе А. В. Температурное поле в дисковом тормозе. Сб.
«Трение и износ в машинах». Вып. XV, Изд-во АН СССР, 1962.

НО. Чичинадзе А. В., Харач Г. М. Опыт применения ретинакса
в некоторых областях машиностроения. «Вестник машиностроения», 1961, № 1.

111.	Ш и р о к о в Э. В. Повышение надежности схем управления механи-
ческими прессами. «Кузнечно-штамповочное производство», 1964, № 3.

112.	Ш м а г и о В. Г., Матрен инский И. В. Стендовые испытания
экспериментальной однодисковой пневмофрикционной муфты с вкладышами из
ретинакса. Сб. «Новые кузнечно-прессовые машины». Вып. 11. М., Изд-во «Ма-
шиностроение», 1965.

113.	Ш маг и о В. Г., Матренинский И.В., Рудницкий А-П.
Исследование однодисковой муфты с вкладышами из ретинакса. «Кузнечно-штам-
повочное производство», 1964, № 7.

114.	Ш т а е р м а н И. Я- Контактная задача теории упругости. Гостехиз-
дат, 1947.

115.	Штайнвольф Л. И., Берлянд В. И. О переходных процессах
в силовых передачах, вызванных включением фрикционных муфт. Сб. «Динамика
мащин с учетом упругости и переменности масс». Изд-во «Наука», 1965.
116.	Ще д р о в В. С. Температура на скользящем контакте. Сб. «Трение и
износ в машинах». Вып. X. Изд-во АН СССР, 1955.

117.	Щ е д р о в В. С., Чичииадзе А. В. О коэффициенте взаимного
перекрытия. Сб. «Повышение эффективности тормозных устройств.» Изд-во АН
СССР, 1955.

118.	Щедр о в В. С., Чичинадзе А. В., Трояновская Г. И.
Влияние температурного поля на фрикционные характеристики и моделирование
процессов трения. Сб. «Сухое и граниченое трение. Фрикционные материалы».
Т. 2. Изд-во АН СССР, 1960.

119.	Яковлев В. ф. Измерение деформаций и напряжений деталей ма-
шин. М., Машгиз, 1963.

120.	А г п о 1 й Саг1. Е1ек1го-рпеип1аНзсЬе 81еиегип§ тесктзскег Ргеззеп
гш1 7\уИ1т§5уепШеп, «Тесйп. РипйэсЬаи», 1964, 56, И 18.

121.	Наззе1§гиЪет Н. В1е 8с11а11уог§ап§ етег Тгоскепге1Ьип^з Кирр-
1ип§ Ье! Юе1пз1ег Ег\уаггпип§. «КопзкикВоп», И 2, 1963.

122.	Е а х е к а а С. А. й. Тетрега1иге СгасНегЯз апй Неа! Зкеззез ш Вгаке
Вгитз. «8АЕ ТгапзасПопз», V. 61, 1953.

123.	ЕоНзскгШе аи! бет СгеЫе! йег ЕпкЧопзууегкзЩНе. %Вег МазсЫпепЬаи»,
И 4, 1966.

124.	6 г а 1п §е г 4. А. РесеЩ айуапсез т ргеззез. «Еп@гз. ВщезЬ, 1966,
V. 27, И 4.	/ >

125.	3 а п 1 а 7. Ег1сНоп-с1и1с!1 (гапзтШоп. «МасЫпе Вез1§п», 1958, 30,
К 23—26.

126.	К11рег О., № е 1 В Н. ЗккегкеИзуепШе хит 81еиегп §гойег
Кагоззегтргеззеп. «Нег'юп — 1п1огта1», 1964, V. 3, И 2.

127.	К 1 е 1 п Н у § о. Ветеэзип^ уог ЗскаНЬагеп Ре1Ьип§з — кирр1ип§еп
ипй Вгетзеп. «ВеЫеЪз — Тесктк», 1965, у. 6, М 7.

128.	Мог §е П5 1 ег п. Ь. П1е 81еиегил§ тойеглег ЕххегЯегргеззеп. «МазсЫ-
пепЬаи^есйпгк», 1965, у. 14, № 6.

129.	И е уу с о т Ь Т. Р. Тетрега1игез геасЬей 1п ТпсНоп с1и!ск {гапзпЯззюп,
«Йоигпа! о! Месашса1 Ёп§епеег1П§ Зшепсе», 1960, у. 2, И 3—4.

130.	Р 1 ппекатр №. В1е 8с1гаИуог§ап§ етег йгиск1иЙЪе(аН§(еп Кеь
Ьип§зкирр1ип§. «МазсЫпептагкЬ, 1966 у. 72, И 27.

131.	Р! ппекатр №. Вге11тотеп1Ье§гепхип§' йигсЬ Ри18с11кирр1ип^еп
Ье1т Ап(айгеп уоп Мазеп!пепза!хеп. «Копз1гикЧоп», 1966, у. 18, М 5.

132.	К аза т и ззеп А. С. Ех1егпа1 Е1оаИп§ йчсНоп зЬоез ЕкеогеЕса!
Апа1у31Пй апй Вез1§п. «Ргойис! Еп§1пееп炙, 1947, М 10.

133.	К 1 з к е 6. 11з1п§ Поуу соеЩс1еп1з 1о йезш^ рпеитаНс зуз!етз. «Нуй-
гаиИсз апй рпеитаЧсз», 1960, И 10.

134.	К оззе п Ьеск Н. В1е ЫскегкеЯ Ъе1 рпеитаНзскеп Ргеззепз1еиегип-
§еп. «Ое1куйгаи1. ипй РлеитаЕ», 1962, у. 6, И 10.

135.	Рисйзег Е. РлеитаЧзсЬе ЗкФегкеИзуепШе 1йг Ргеззеп. «Ое1Ьуй-
гаи! ипй РпеитаЕ», 1961, у. 5, И 10.

136.	К и с Ь з е г Е., 81е1пте1г К- Ворре!-3-№е§еуелШе Гиг Й1е
51еиегип§' уоп йгискЬе(аЧ^1ел Кирр1ип^ел ипй Вгетзеп ап Ргеззеп. «Негюп. 1л-
1огтаО, 1965, у. 4, Ы 3.

137.	К и с Ь з е г Е., 8 1 е 1 п тек К. Ворре1-3-№е§еуепШе хйг 81еие-
гип§ йгискЪе!аН§1ег Кирр1ип§еп ипй Вгетзеп ап Ргеззеп. «ОеИгуЙгаик ипй Рпеи-
таЕ», 1965, у. 9, И 12.

138.	К и с Ь з е г Е., 8(е!пте(г К. 3 — №е§еуепН1е хиг 8(еиегип§
уоп Хгеккгззеп. «Непоп. [пГогтак», 1965, у. 4, М 2.

139,	5то1ак. Й. Хи Вегескпип^ ипй ЕпЫигГ уоп $е1Ьип§зкирр1ип§еп
1йг тескатзсЬе Ргеззеп. «№егкз1аИ ипй Ве1пеЬ», И 5, 1960.

140.	8 1 й Ь п е г К-, К й § § е г №. АзЪез! а1з КеЛгчгегкзкЩ 1п Не1Ыа§еп
Ъе! Кирр1ип§еп ипй Вгетзеп. «Ап1пеЪз1ес1т1к», 1964, у. 3, № 11.

141.	8 ууа п п Н. С. Тке йеуекртеп! о! 1ке ер1сус!1с-йг1уе ргезз. 8оте йе-
1а11з о! 1Ье «ер!с» таскте. «8йее1 Ме1а11 1пй.», 1966, у. 43, Н 476.

142.	№а§е 6. Еккко-рпеитаИзске 81еиегип§еп 1йг йеп пасМга^Нскеп
АйЬаи ап МазсЫпеп йег зрап1о5еп РегН§ип§. «1пй. Апх.», 1961, у. 83, Н 75.
ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение........................................................... 3

Принятые обозначения в расчетных и окончательных формулах ....	6

Таблица перевода единиц измерения ................................. 8

Глава I

Обзор современных конструкций узлов систем включения............... 9

§ 1.	Назначение систем включения ....................... 9

§ 2.	Классфикация систем включения..................... И

§ 3.	Дисковые муфты и тормоз»-'........................ 13

§ 4.	Ленточные тормоза . 	..................... 31

§ 5.	Механизмы управления ............................ 33

Глава II

Некоторые вопросы силового расчета муфт и тормозов прессов ....	42

§ 6.	Типовые примеры неудовлетворительной работы муфт
и тормозов............................................ 42

$	7.	Расчетный момент муфты ...................... 45

§	к8	.	Расчетный момент тормоза .................... 50

§ 9.	Зависимость коэффициента трения от геометрических
параметров муфт и тормозов ........................... 56

§ 10.	Момент трения дискового узла со сплошными наклад-
ками ................................................. 60

§ II.	Момент трения дискового узла со вставками ....	66

§ 12.	Момент трения ленточного тормоза ............... 71

§ 13.	Экспериментальное определение характеристик фрик-
ционных материалов ..................................  78

§ 14.	Определение максимальных контактных напряжений
на боковой поверхности вставок........................ 83

Глава III

Основы теории расчета муфт и тормозов на работоспособность ....	86

§ 15.	Состояние вопроса................................ 86

§ 16.	Работа муфт и тормозов в период разгона и торможения 93

§ 17.	Определение максимальной температуры нагрева
дисковых муфт и тормозов ............................  99

§ 18.	Определение приведенного срока службы фрикционных
элементов дисковых муфт и тормозов .................. 115

Глава IV

Элементы расчета и исследования механизмов управления пресса - . •	128

§ 19.	Роль механизмов управления при работе пресса на
единичных ходах...................................... 128

§ 20.	Основные положения приближенного метода расчета
- систем пневмоуправления .................. .......	136

§ 21.	Наполнение и опоражнивание пневмоцилиндров по-
стоянного объема..................................... 140
§ 22.	Наполнение пневмоцилиндров переменного объема 146

§ 23.	Опоражнивание пневмоцилиндров переменного	объема	151	.

§ 24.	Объем ресивера муфты и тормоза .................. 156	;

§ 25.	Эффективное сечение цепей наполнения ........... 159

§ 26.	Эффективное сечение цепей опоражнивания	....	162

§ 27.	Коэффициенты расхода цепей наполнения и опоражни-	:

вания...........................................  166

§ 28.	Исследование воздухораспределительных устройств 171

Глава V

Проектирование систем включения прессов........................... 182

§ 29.	Предпосылки расчета............................ 182

§ 30.	Проектировочный расчет	муфты .................. 183-

§31.	Проектировочный расчет	тормоза ................ 208

§ 32.	Особенности проектирования сблокированных узлов
муфта—тормоз ........................................ 213

§ 33.	Проектирование системы	пневмоуправлення ....	214

§ 34.	Поверочный	расчет	муфты (уточненный) ........... 229

§ 35.	Поверочный	радеет	муфты (упрощенный)............ 242

§ 36.	Поверочный	ра. гг	тормоза (уточненный) ......... 244

§ 37.	Поверочный	р<т;эт	тормоза (упрощенный) ......... 248

§ 38.	Примеры расчета................................. 249

Литература .......................................................  265

Власов Виктор Иванович

«СИСТЕМЫ ВКЛЮЧЕНИЯ КРИВОШИПНЫХ ПРЕССОВ»

Редактор издательства инж. Ю. Л. Маркиз

Корректор И. М. Бореаша — ~

Технический редактор И. В.^Тимофеева 1
Переплет художника Л. С,' Вендровй

Сдано в производство 29/1 1969 г. Подписано к печати 2/1Х 1969 г. Т-11893.
Тираж 4000 экз. Печ. л. 17,0, Бум. л. 8,5. Уч.-изд. л. 17,0. Формат 60х90'/1«

Цена 1 руб. Зак. .V? 42

Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ»,
Москва, Б-66, 1-й Басманный пер., 3

Ленинградская типография № 6 Главполиграфпрома
Комитета по печати при Совете Министров СССР
Ленинград, ул. Моисеенко, 10