Рекомендації з вибору выталкивателей

Тип Умови застосування Марка стали Твердість HRC
Виготовлення деталей типу склянок при питомих зусиллях р < 2,2 ГПа Х12М, Х12Ф 56...60
  Виготовлення стрижневих деталей при будь-яких питомих зусиллях В10А, ШX15 Х12М 54..58 56...60
Видавлювання при питомих зусиллях р> 2,2 ГПа Р6М5, Х12М 60...63 55...60

 

Таблиця 5.6

Геометричні характеристики выталкивателей (див. мал. 5.10)

Співвідношення розмірів Відхилення, що допускають
dв– основний конструктивний параметр Dв= (1,05...1,1) dв; Hв = (0,3...0,5) Dв Rв = (0,3...0,4) dв z = 0,1...0,5 мм (залежно від діаметра) lв =(0,25...0,50) dв h6 h8…h12 h8…h12 h8 h8…h12

 

На закінчення помітимо, що підвищення рівня механічних властивостей матеріалу пуансонів і выталкивателей дозволяє підвищити як довговічність, так і зносостійкість (докладніше див. у подразд. 1.5).

Опори пуансонів і выталкивателей. У штампах для холодного й напівгарячого видавлювання навантаження на пуансони й выталкиватели настільки великі, що ці елементи не можна спирати безпосередньо на плити штампів. Між ними необхідно розміщати опори з високоміцної інструментальної сталі, загартованої до твердості HRC 58...63. Незважаючи на важливу роль, що грають опори, їхній напряженно-деформированное стан розглянутий порівняно недавно – у роботах [20; 59].

 

Рис. 5.10. Выталкиватели основних типів: 1 – гладкий; 2 – з напрямним паском       Рис. 5.11. Позначення розмірів конічної опори (1) і опорної частини (2) пуансона або выталкивателя

 

За допомогою методів фото пружності, експериментально-аналітичної й паперової прокладок установлене наступне.

Опори циліндричної форми, що рекомендують у технічній літературі, наприклад у ДЕРЖСТАНДАРТ 19579-80 [15], при будь-яких співвідношеннях розмірів дають украй нерівномірний розподіл напруг на поверхні контакту з пуансоном. Залежно від співвідношення розмірів для них ασ>2,0. З такими опорами пуансони й выталкиватели успішно працюють лише тоді, коли номінальні контактні тиски не перевищують σн=1,15 ГПа. У цьому випадку вдається задовольнити умові міцності σмaкc = ασ σн< σs, але тільки при виконанні двох умов: якщо опора виконана зі сталі Х12М (або не уступає їй по механічних властивостях) і конструкція штампа забезпечує точне центрування пуансона й запобігає його перекосам щодо опори.

Высокая концентрація напруг в опорі пуансона - одна із причин того, що конструктори з метою попередити поломки усе ще конструюють пуансони з розвитий посадковою частиною й прагнуть знизити номінальні контактні напруги. Однак більше ефективні шляхи зниження концентрації напруг. У роботі [20] показано три можливих шляхи: застосування «м'яких» прокладок, «бомбинирование» опорного торця пуансона (виконання його опуклим) і оптимізація форми опори. Перші два шляхи складні й реалізуються за допомогою строго індивідуальних рішень. Третій шлях - найбільш простий і загальний.

На підставі детальних досліджень [20] установлено, що оптимальної можна вважати конічну опору (у вигляді усіченого конуса із циліндричною підставою, як показано на мал. 5.11)з наступними розмірами: Dоп= (2,0...2,5) Do; Hоп = (l,25...1,50) Do; dоп=l,01Do; αоп>50° (5.8). Розмір опори Doпварто перевірити за умовою зминання плити штампа:

(5.9)

де Рд – зусилля видавлювання, кН; Kн, Kд – коефіцієнти, які для прийнятих по співвідношеннях (5.8) значенням конструктивних параметрів опори становлять: Kн=1,3; Kд=1,8; σs – границя текучості матеріалу плити штампа, ГПа.

Якщо умова (5.9) не задовольняється, необхідно плиту штампа виготовити з матеріалу з більше високою границею текучості.

Конічні опори з розмірами відповідно до співвідношень (5.8) дозволяють одержати коефіцієнти концентрації напруг ασ=1,2...1,4 і успішно використати пуансони типів 1-3 (зі зменшеним діаметром посадкової частини). Аналогічно вирішується питання про вибір оптимальних значень конструктивних параметрів опор выталкивателей.

На закінчення відзначимо два випадки відступу від оптимальних розмірів, обумовлених співвідношеннями (5.8). Якщо опора пуансона встановлюється не на верхню плиту преса безпосередньо, а на проміжну опору (як показане на мал. 5.4, позиція 10), то Dоп можна зменшувати, а Hоп – збільшувати. Розмір Dоп необхідно розраховувати по формулі (5.9), прийнявши Kн =1,1, а Hоп потрібно вибирати виходячи з конструктивних міркувань (наприклад, відповідно до розмірів пуансонодержателя). Це ж зауваження справедливо тоді, коли опора выталкивателя опирається на траверсу (див. мал. 5.4, позиція 19). Крім того, щоб збільшити довжину напрямної частини, опору виконують у вигляді циліндра з V-образним виточенням на торці, сполученому з выталкивателем.

Второе відступ від оптимальних розмірів стосується опор выталкивателей, установлюваних на плити з отворами для штовхачів. Як показано в роботі [20], такі опори працюють у дуже тяжких умовах. Тому їх варто виготовляти зі сталей з високим рівнем механічних властивостей (Х12М, Р6М5), У якості оптимальних приймаються такі розміри:

Dоп=(2,5...2…2,8)D0; Hоп=(1,50...1…1,75)D0; dоп=1,01 D0; αоп≥50? (5.10).

Матриці*. На мал. 5.12 показана схема матриці, що охоплює основні варіанти конструктивного виконання: для зворотного видавлювання деталей типу склянок, прямого видавлювання стрижнів і деталей з конічними елементами, для комбінованого видавлювання. Як видно з мал. 5.12, щоб виготовити матрицю, необхідно задати значення 30 незалежних конструктивних параметрів. Кодовані позначення цих параметрів такі: 1 – Dм; 2 – dм; 3 – dн; 4 – Д12; 5 – Д23; 6 – Д34; 7 – Dб; 8 – Dоб; 9 – Hм; 10 – Hб; 11 – φ; 12 – lз; 13 – Lц; 14 – Lм; 15 – lк; 16 – lн; 17 – Rц; 18 – Rм; 19 – rм; 20 – rк; 21 – φ; 22 – β; 23 – α; 24 – ω; 25 – γ12; 26 – γ23; 27 – γ34; 28 – Δ12; 29 – Δ23; 30 – Δ34. Тут через Δ позначено натяги між відповідними елементами. Залежні (довідкові) розміри на мал. 5.12 відзначені зірочкою. Частина з незалежних параметрів однозначно визначається кресленням деталі (наприклад, Dм, dм, α, ?), але більшу частину з них конструктор може призначити за своїм розсудом.

 

* Підрозділ написаний разом з Т.Л. Евстратовой, В.В. Торяником, О.А. Чегринцом.

 

Рис. 5.12. Узагальнена конструктивна схема матриці для видавлювання (а) і деякі варіанти її виконання (б - г)

 

За аналогією з конструкцією пуансона, оптимальної вмовимося вважати таку конструкцію матриці, що має максимальну стійкість. Однак на відміну від пуансона матриця працює в більше складних умовах, які характеризуються сильним взаємним впливом механічних властивостей матеріалу елементів матриці (вставок, бандажа, обойми) і розмірів (особливо натягів) на довговічність. Тому для матриці доводитися вирішувати друге завдання параметричної оптимізації (див. співвідношення 5.2б).

 

 

Рис. 5.13. Залежності відносного радіального переміщення матриці ur/rм (1 – 3) і інтенсивності напруг σi (4) від відносного діаметра матриці D/d (а) і відносної довжини навантаженої частини c/Hм при D/d=3 (б):

1 - σn=2,0 ГПа; 2 - σn=1,5 ГПа; 3 - σn=1,0 ГПа; суцільна лінія - c/Hм =1; переривчаста лінія - c/Hм=0,5.

 

Методики розрахунку матриць можна розділити на дві групи. Перша призначена для розрахунку гладких матриць [13; 18; 41; 55; 57; 60; 64]. Друга група дозволяє розрахувати матрицю будь-якої форми, однак вона характеризується значною складністю [12; 47]. Щоб допомогти конструкторові одержати высокостойкую конструкцію матриці, розглянемо вплив основних конструктивних факторів на її напряженно-деформированное стан.

Збільшення відносного діаметра матриці D/d понад чотири практично не приводить до зменшення деформацій і напруг (мал. 5.13, а).У відомих методиках розрахунку (за винятком тих, які засновані на використанні методу кінцевих елементів – МКЭ) довжина навантаженої частини матриці не враховується. Розрахунки, виконані за допомогою МКЭ, показали, що зі зменшенням відносної довжини навантаженої частини матриці c/Hм радіальна деформація матриці ur і еквівалентна напруга (інтенсивність напруг) σi значно зменшуються (мал. 5.13, б).

На мал. 5.14 видно, що характер розподілу навантаження на стінку матриці σn(z) не робить істотного впливу на переміщення ur і напруга σi (звичайно, якщо навантаження статично еквівалентні). Тому можна вважати, що висота матриці Нм не повинна бути менше 2hз. При такім співвідношенні ненавантажені ділянки матриці частково розвантажують навантажений і сприяють підвищенню міцності матриці в цілому. У процесі конструювання важливо створити не тільки працездатну матрицю, але й забезпечити її високу стійкість при найменшій металоємності. Для цього авторами розроблений алгоритм розрахунку, заснований на МКЭ. При розрахунках напряженно-деформированного стану матриці виходили з умови міцності вставки при бандажировании, а також з умов міцності вставки й бандажа (зібраних з певним натягом) під дією робочого навантаження σn(z). На мал. 5.15 відбите рішення для однобандажної гладкої матриці. Розрахунки виконані по наступним вихідним даним: матеріал вставки - сталь Х12М, матеріал бандажа - сталь 40Х. номограма дозволяє визначити розміри бандажа, вставки й натяг, необхідний для зборки матриці. Стрілки на мал. 5.15 відповідають послідовності рішення завдання.

 

 

Рис. 5.14. Вплив характеру розподілу навантаження по стінці матриці на радіальне переміщення матриці

 

 

Рис. 5.15. Номограма для розрахунку однобандажної матриці:

sВ – товщина вставки; sБ – товщина бандажа; Δ'12 – відносний діаметральний натяг запресовування, Δ'12= Δ12/Д12.

 

На додаток до цього відзначимо, що параметрична оптимізація дозволяє зменшити зусилля видавлювання (Рд) і виштовхування (Q) деталі. Зусилля видавлювання деталей типу склянок Рд можна зменшити, знизивши втрати на тертя між стінкою видавленої деталі й матрицею, тобто робочу частину останньої виконати конічної з кутом 2α=0,5...1,5° (див. мал. 5.12, а). Як випливає з формули (1.1), ΔРд становить 3...15% залежно від умов контактного тертя, ступеня деформації й глибини видавлює полости, що. На жаль, цей простий і досить ефективний прийом рідко використається. Зокрема, у довіднику [60, мал. 50] для зворотного видавлювання рекомендуються матриці із циліндричною робочою частиною.

Вусилие видавлювання деталей стрижневого типу й з конічними елементами можна зменшити шляхом зниження втрат на тертя, якщо вибрати оптимальний кут матриці 2α, а також прийняти оптимальні розміри що калібрує й направляє пасків (lк, lн на мал. 5.12, а). Ці можливості також рідко використаються, і в довіднику [60, мал. 50, с. 208] приводиться сильно завищений розмір паска, що калібрує, lк=0,2Dм, а матриці з напрямним паском взагалі не рекомендується використати. Розмір паска, що калібрує, lк впливає на якість деталі (чим менше lк, тим сильніше изгибается стрижень) , зусилля видавлювання Рд і зусилля виштовхування Q. Зменшення lк в 2 рази проти рекомендує в довіднику дозволяє знизити зусилля видавлювання Рд на 3...5%, а зусилля виштовхування Q – в 1,2...2 рази. Якщо в матриці передбачити напрямний пасок lн = lк, розташований від калибрующего на відстані l0= (0,5...0,8) dм, і прийняти діаметр (мм) dн = dм + 0,01...0,03, то якість деталей буде вище. Вплив 1до на зусилля виштовхування відзначено ще в 60-х роках (див. наприклад, [57]). Досвід останнього років показав, що матриця, зображена на мал. 5.12, а, має значні переваги в порівнянні з рекомендують у літературі.

Нарешті, при видавлюванні деталей стрижневого типу необхідно на циліндричній поверхні Dм робити уступ і виконувати її по мал. 5.12, в, приймаючи діаметр (мм) D'м = Dм+0,1...0,3, довжину L'ц = Lц - 0,5H (тут H – висота головки деталі після видавлювання). Таке конструктивне рішення дозволяє зменшити хід выталкивателя й зношування контейнера.

 

 

МАТЕМАТИЧНІ МОДЕЛІ

РУЙНУВАННЯ ПУАНСОНІВ

 

31.03.2013 1:59

 

301. Химико-термическая обработка металлов и сплавов: Справосник. Под ред. Л.С.Ляховича. М.:Металлургия, 1981.

302. Системные методы в автоматизации проектирования изделий машиностроения / А.Ф.Тарасов, Г.Б.Билык П.И. Сагайда и др. Краматорск, 2005.

303. Васильев Д.И., Тылкин М.А., Тетерин Г.П. Основы проектирования деформирующего инструмента. М.: Высшая школа, 1984.

 

ПТИМІЗАЦІЯ КОНСТРУКЦІЙ ШТАМПІВ

 

Загальна постановка завдання оптимізації. Штампи для штампування працюють у дуже тяжких умовах, тому помилки й неточності в їхніх конструкціях приводять до різкого зниження стійкості. Загальні рекомендації з конструювання [13; 35; 55; 57; 59; 60] і основні принципи конструювання, викладені в подразд. 5.2, дають можливість реалізувати тільки працездатну конструкцію штампа, але не оптимальну. Це пов'язане із трьома обставинами. По-перше, традиційні методи позбавлені строгого математичного підходу, що дозволяє, виходячи з конкретних заданих умов, науково обґрунтовано вибрати конструкцію як штампа в цілому, так і кожного його елемента. По-друге, велика розмаїтість практичних завдань не може бути охоплено повною мірою навіть найдетальнішими рекомендаціями. По-третє, одержати працездатну конструкцію штампа набагато простіше, ніж оптимальну, тому що під час пошуку прийнятного рішення припустимо обмежитися розглядом невеликого числа варіантів, у той час як при пошуку оптимального рішення необхідно встановити всю безліч можливих рішень і лише потім шляхом порівняння за деяким критерієм відібрати оптимальне. Оптимізація конструкції штампа може бути представлена як знаходження співвідношення між вектором параметрів оптимізації X і вектором критеріїв оптимізації Y (5.1), а також вибір комплексу складових вектора X, при якому досягається максимум (мінімум) Y. Безліч значень вектора Y утворить простір якості, обумовлена вимогами, зазначеними в табл. 5.2.

В загальній постановці завдання оптимізації конструкції штампа формулюється в такий спосіб.

При деяких обмеженнях, обумовлених способом рішення, розробити сукупність робочих структурних елементів (пуансонів, матриць, выталкивателей, опор пуансонів і выталкивателей, пуансонодержателей), що забезпечують одержання деталей, які відповідають вимогам креслення; об'єднати ці елементи з допоміжними елементами в структурі з необхідним функціональним призначенням; при деяких обмеженнях, що накладають на рішення, вибрати оптимальну структуру, для якої критерій оптимізації має максимальне значення.

У цьому формулюванні двічі фігурують обмеження. Перша їхня група стосується способу рішення завдання. Вона відбиває наші знання про вплив різних конструктивних елементів на стійкість, ураховує наявні математичні моделі міцності, зношування й т.п., можливості конкретних обчислювальних машин. Друга група обмежень ставиться до самого рішення завдання й пов'язана з фізичними обмеженнями, наявністю необхідних матеріалів, устаткування, кваліфікацією виконавців і т.п.

На жаль, недостатній обсяг відомостей про штамп як системі й труднощам формалізації всіх умов роботи елементів структури (штампа) і вимог до них роблять завдання оптимізації поки нездійсненної в загальній постановці. Тому звузимо завдання й зведемо її до параметричної оптимізації конструкцій основних робочих структурних елементів.

Модель і критерій оптимізації. Модель оптимізації конструкції штампа може бути представлена у вигляді ієрархічної схеми із двома рівнями оптимізації. Вищий рівень – це вибір оптимальної (по деякому прийнятому критерії) конструкції штампа Sonт з обмеженого числа припустимих структур, обумовлених функціональним призначенням конструкції й обмеженнями. Під структурою Si умовимося розуміти певну й у достатній мері стабільну сукупність взаємодіючих елементів Еij, призначену для виконання заданої операції. Іншими словами, структуру Si можна ототожнити з типом штампа.

Скориставшись класифікацією штампів (див. табл. 5.1), можна намітити деяке число можливих структур, з яких необхідно вибрати оптимальну. Очевидно, що в міру переходу від більше простих структур (S1, S2 і т.д.) до більше складного (Sm-1_, Sm)змінюються як вартість, металоємність, трудомісткість виготовлення, так і експлуатаційні якості штампа, причому ці зміни носять суперечливий характер: за підвищення якої-небудь якості необхідно платити збільшенням трудомісткості, металоємності, вартості. Для оцінки ефективності якої-небудь конструкції (із числа Sm)необхідно виробити критерій порівняння, тобто скласти функцію оптимізації I, за допомогою якої можлива чисельна характеристика оптимальності конструкції штампа. Ніж більш повно й точно відбиває критерій I призначення структури Si, тим він складніше, тим сутужніше його використати для рішення практичних завдань відшукання оптимального варіанта конструкції штампа. Цінність кожного критерію відносна. Будь-яка ознака окремо (наприклад, вартість, металоємність, продуктивність, надійність) зовсім не, визначає оптимальності конструкції. Якщо одне з якостей структури Si приймається як критерій, а інші не враховуються, то в більшості випадків передбачається, що при зміні параметрів структури в області їхніх оптимальних значень за прийнятим критерієм інші якості змінюються несуттєво. Стосовно до штампів для штампування це положення ніколи не буває справедливим. Некоректної є й така постановка завдання оптимізації, коли потрібно відшукати максимум (або мінімум) для двох і більше критеріїв. Можна ставити лише завдання відшукання экстремума для одного критерію (однієї якої-небудь функції оптимізації), але при цьому потрібно сформулювати додаткові умови, що стосуються обмежень на інші функції. Звичайно, бажано, щоб критерій у максимальному ступені враховував надійність роботи штампів, продуктивність, точність виготовлених виробів, трудомісткість, металоємність, вартість виготовлення інструмента.

Надежность роботи - один з найважливіших показників якості штампа. Часті й непередбачені відмови значною мірою знижують економічний ефект від застосування холодного штампування, оскільки приводять до різкого збільшення втрат часу на ремонт і переналагодження, значному зниженню продуктивності, порушенню ритмічності виробництва. Відмови виникають у штампах переважно через поломки або зношування робочих частин (пуансонів, матриць, выталкивателей). Тому надійність і продуктивність штампів однозначно визначаються їхньою стійкістю. Тісно зв'язана зі стійкістю й точність виготовлених деталей. По-перше, чим вище зносостійкість інструмента, тим більше точними виходять видавлені деталі (див. подразд. 1.5). По-друге, зменшення разностенности деталей, що видавлюють, (тобто підвищення їхньої точності) приводить до істотного збільшення довговічності інструмента (див. подразд. 1.5). Таким чином, надійність штампа, його продуктивність і точність виготовлених деталей досить об'єктивно характеризуються стійкістю.

Трудомісткість виготовлення й металоємність штампа відбиваються на його вартості. Застосування дорогих матеріалів, складних методів обробки деталей штампа неминуче збільшує його вартість. Якщо при цьому істотно поліпшуються експлуатаційні властивості штампа, то підвищення вартості в ряді випадків виправдано. Якщо ж при значній вартості штамп не має високі експлуатаційні властивості, його конструкцію не можна визнати раціональної. Необхідно домагатися одержання необхідних властивостей при найменших витратах. Тому можна прийняти відносно простий критерій оптимізації - наведену вартість штампа, тобто відношення вартості до стійкості. Цей критерій був би досить зручні й об'єктивним, якби всі структурні елементи штампа мали однаковий ресурс працездатності. У дійсності стійкість робочих частин (пуансона, матриці, выталкивателя) різко розрізняється й виявляється значно більше низкою, чим стійкість інших структурних елементів (плит, що направляють вузлів, настановних деталей, опорних прокладок, кріпильних деталей і ін.). Варто також взяти до уваги, що в одному штампі може сполучатися кілька формозмінних операцій. З урахуванням цих зауважень функція оптимізації представляється в такому виді:

(5.3)

Тут Аш – вартість штампа без елементів, що швидко виходять із ладу; Аα, зα – вартість і стійкість швидко вихідного з ладу елемента з номером α; сш – стійкість до повного зношування штампа в цілому; п – кількість операцій, здійснюваних у штампі.

Прийнятий критерій оптимізації відбиває тільки стійкість штампа і його вартість. У реальних умовах на конструкцію штампа накладаються численні обмеження: функціональні, обласні, екстремальні. Перші з них завжди виражаються у вигляді рівності. Наприклад: «Закрита висота штампа повинна бути дорівнює Ншмм». Обласні обмеження відрізняються від функціональних тем, що вони виражаються нерівностями. Наприклад: «Разностенность деталей, що видавлюють, не повинна перевершувати ?s мм». В екстремальних обмеженнях виражаються вимоги про те, щоб деякі параметри були як можна більшими (або меншими). Наприклад: «Горизонтальна твердість штампа повинна бути як можна більшої».

Как показує досвід конструювання, обмеження, що накладають умовами конкретного виробництва, настільки тверді, що зводять набір можливих структур до декількох (а нерідко й до одних-двох) припустимого. Наприклад, якщо за умовами виробництва потрібно розробити штамп для многопереходного штампування без межоперационных отжигов стосовно до універсального встаткування, те припустимими є дві структури: типу 1.2.1-2.2.4-3.1-4.2-5.2 або 1.2.2-2.4-3.1-4.2-5.2 (див. табл. 5.1).

Тому оптимізація на вищому рівні зводиться до вибору з безлічі можливих декількох структур, що задовольняють вимогам обмежень, а потім до обчислення для них критерію оптимізації I і вибору оптимальної структури, що відповідає мінімуму I. Оптимізація на нижчому рівні - завдання значно більше складна. Оборотний увага на обставину, важливе з погляду практичного використання теорії оптимального конструювання. Представимо формулу (5.3) у вигляді

(5.4)

Тут В = Аш/(псш) – питома вартість штампа без елементів, що швидко виходять із ладу. Аналіз виконаних конструкцій штампів показує, що для кожної розглянутої структури Si значення В и Л, варіюються в досить вузьких межах. Вони значно змінюються лише в тому випадку, коли здійснюється перехід від однієї структури до інший, тобто докорінно міняється конструкція штампа. Це дозволяє набагато полегшити завдання оптимізації на нижчому рівні, оскільки зводить її до відшукання максимуму тільки одного показника - стійкості.

Однак і в такій постановці завдання відшукання оптимальної конструкції на перший погляд здається дуже громіздкою. Дійсно, кожна з можливих структур Si характеризується набором певних елементів Еij(kl) конструктивних ознак, що володіють деяким комплексом, (kl). Тут k – кодоване позначення конструктивного елемента, а l – його числова характеристика (конструктивний параметр). Наприклад, штамп зі структурою S2 складається з пуансона Е21(kl) матриці Е22(kl), выталкивателя Е23(kl) і інших структурних елементів Еj2(kl),(опор пуансона й выталкивателя, пуансоно- і матрицедержателя, що направляють колонок і втулок, плит і т.д.), а кожний структурний елемент Еij(kl) може мати безліч конструктивних рішень, тобто різні j а міри l для кожного з конструктивних елементів k.

 

 

Рис. 5.6. Узагальнена конструктивна схема круглого пуансона (а) і деякі варіанти його виконання (б – ж)

 

Наприклад, для опису конструкції пуансона необхідно задати значення 21 незалежного конструктивного параметра (мал. 5.6). Pасшифруем кодовані позначення (номера) параметрів: 1 – dn; 2 – d; 3 – dp; 4 – Dп; 5 – d0; 6 – D0; 7 – lк; 8 – lр; 9 – Lп; 10 – L0; 11 – L; 12 – αг; 13 – βг; 14 – αn; 15 – α0; 16 -r; 17 – rк; 18 – Rк; 19 – Rр; 20 – Rп; 21 – R0. Є й залежні (довідкові) розміри, які на мал. 5.6 відзначені зірочкою. Пуансон розділяється на такі частини: робочу (Р), що включає в себе головку (г) і стрижень (с); перехідну (П); настановну (В), що має, у свою чергу, посадкову (n)і опорну (о) частини. Ряд незалежних параметрів однозначно визначається конструкцією видавлює детали, що (dn, lp, а іноді й d, αг, rт, rк), а деякі вибираються по розсуду конструктора. Очевидно, що конструктор, використовуючи різні рекомендації або власний досвід, може прийняти для будь-якого k різноманітні значення l (наприклад, взяти αпрівним 15, 20, 30, 45°, призначити Dп рівним l,05 dn. l,25 dn. 1,5 dn, 2 dn) і одержати для даного конструктивного елемента Еij(kl) безліч конструктивних рішень. Якщо відібрати всі припустимі значення / всіх конструктивних параметрів k, то в безліч Еij(kl) потраплять непрацездатні пуансони (наприклад, при Dп = 2dp, αп=90º, Rп=0) і працездатні. З останніх якоїсь буде мати максимум стійкості. Відомі способи математичного програмування й пошуку оптимальних рішень дозволяють знайти таке сполучення числових характеристик l конструктивних ознак k,при якому стійкість пуансона найбільша; тобто з безлічі можливих конструктивних виконань пуансона можна виділити оптимальне конструктивне рішення.

Тяким образом, для оптимізації на вищому рівні (для відшукання структури Si, що володіє найбільш високою стійкістю) необхідно розглянути безлічі можливих конструктивних виконань кожного з Еij(kl) елементів, що утворять структуру Si, і вибрати для включення в Soпт елементи Еij(kl) имеющие максимум стійкості сij. Це означає, що завдання оптимізації конструкції штампів для холодного штампування в принципі може бути вирішена.

Однак є шляху й практичній реалізації ідеї оптимального конструювання штампів для холодного штампування. Вони відкриваються завдяки можливості ранжировать структурны елементи Еij(kl) по ступені їхнього впливу на стійкість структури Si, крім того, різко скоротити безліч припустимих конструктивних варіантів виконання структурних елементів Еij(kl).

Як відомо з робіт [11; 35; 55; 59; 60; 64 і ін.], стійкість штампів для холодного штампування деталей типу склянок визначається стійкістю пуансонів, выталкивателей і матриць. На стійкість пуансонів великий вплив роблять конструкція опори пуансона, пуансонодержателя й напрямних вузлів, а стійкість штампів для штампування деталей типу стрижнів обумовлена стійкістю матриць і значно рідше стійкістю пуансонів. Конструктивне виконання інших деталей робить помітно менший вплив на стійкість штампа в цілому. Це означає, що завдання оптимізації на низ шем рівні може бути зведена до відшукання конструкцій пуансонів, опор пуансонів, матриць, выталкивателей, опор выталкивателей, що володіють найбільшою стійкістю, а також конструкцій пуансонодержателей, матрицедержателей і напрямних пристроїв, які повідомляють максимум стійкості робочим деталям.

Отже, завдяки ранжируванню по важливості впливу на стійкість, кількість елементів штампа, що підлягають оптимізації, може бути зведене до восьми основного. Сім з них розташовані по лінії дії зусилля штампування: опора пуансона, пуансон, пуансонодержатель, матриця, матриця-тримач, выталкиватель, опора выталкивателя. Восьмий елемент - напрямний пристрій - визначає якість деталей, що видавлюють, і силові умови взаємодії перших семи.

Оборотний увага на дуже важливу обставину. Пуансон, матриця, выталкиватель мають групу конструктивних елементів, які однозначно обумовлені формою й розмірами видавлює детали, що. Отже, вони повинні бути однаковими в будь-якій конструкції штампа (у будь-якій структурі). Всі інші конструктивні параметри пуансонів, матриць, выталкивателей визначаються силовими умовами їхньої роботи. При видавлюванні однієї й тієї ж деталі в штампах різної конструкції силові умови деформації залишаються однаковими. Тому можна з достатньою підставою вважати, що будь-який конструктивний елемент пуансона, матриці, выталкивателя, що задовольняє вимогам оптимальності в якій-небудь структурі, відповідає вимогам оптимальності й у будь-якій іншій структурі. Аналогічне положення справедливо й для опор пуансонів і выталкивателей.

Пуансонодержатели, матрицедержатели й напрямного пристрою такою властивістю не володіють. Тому їх необхідно оптимизировать для кожної структури окремо.

Таким чином, узагальнену модель оптимізації можна значно спростити й звести до робочого (мал. 5.7). На ній закодовані наступні штампи: S1, S2– однопозиційні з напрямком пуансона по матриці й по кільцю (або знімачу); S3, S4 – однопозиційні плунжерний і з напрямком пуансона колонками; S5 – багатопозиційний. Уведені також наступні позначення: Еi1 – опора пуансона; Еi2– пуансон, Еi3 – матриця; Еi4– выталкиватель; Еi5 – опора выталкивателя; Еi6 – пуансонодержатель; Ei7– матрицедержатель; Еi8– напрямні елементи. Умовимося елементи Еi1–Ei5називати основними, Ei6– Ei8– визначальні, інші елементи допоміжними, кріпильного або базовими залежно від їхнього функціонального призначення. При такій постановці завдання оптимізації конструктивних елементів може бути успішно доведена до практичної реалізації.

Параметрическая оптимізація основних елементів штампів і уніфікація їхніх конструкцій.За аналогією із завданням оптимізації штампа в цілому (див. подразд. 5.3 і співвідношення (5.1))

 

Рис. 5.7. Робоча модель оптимізації конструкцій штампів для штампування

 

оптимізацію конструктивних параметрів основних і визначальних деталей можна також представити як знаходження стохастического співвідношення між вектором параметрів оптимізації X і вектором критеріїв оптимізації Y при наявності заданих обмежень:

Y = ηE(X), Ge(X)≥0,(5.1а)

потім – аналіз цього співвідношення й вибір такого комплексу складових вектора X, при якому досягається максимум (мінімум) Y.

Безліч значень вектора X утворить область припустимих конструкцій даної деталі. Вектор X містить у собі чотири складові: X1 -вектор, що визначає форму й розміри деталі як елемента структури Еij(kl), X2– точностные параметри (допуски розмірів і відхилення форми); X3– шорсткість по верхности; Х4 – механічні властивості матеріалу деталі (HRC, σ0,2, K1з, ν).

Безліч значень вектора Y утворить простір якості. Вектор Y має три складові: Y1 – якість одержуваних у штампі деталей; Y2 – стійкість; Y3 – вартість. При конструюванні штампа в цілому й кожній його деталі передбачається, що відповідний вибір складових X2, X3означає задоволення вимогам якості Y1. Як відзначено вище, вартість елементів, що входять у різні структури, змінюється стрибкоподібно при переході з однієї структури в іншу, але ці зміни не дуже істотні. Тому складову Y3 можна з достатньої для першого наближення точністю вважати постійної не тільки в заданій структурі, але й у будь-який іншій.

Таким чином, співвідношення (5.1а) записуються у вигляді

Y2 = ηE(X1), Ge(X1)≥0;(5.1б)

Y2 = ηE(X1, Х4), Ge(X1, Х4)≥0. (5.1в)

Звідси треба, що за допомогою параметричної оптимізації можливе рішення двох завдань: при заданих механічних властивостях матеріалу забезпечити максимальну стійкості робочої деталі шляхом раціонального вибору її форми й розмірів; реалізувати максимальну стійкість робочої деталі, раціонально вибравши механічні властивості матеріалу, її форму й розміри.

Рішення цих завдань наведено нижче.

Пуансони й выталкиватели. Це найпростіші робочі деталі штампа. Умови їхньої роботи такі, що механічні властивості матеріалу й конструктивні параметри впливають на стійкості незалежно друг від друга. Отже, стосовно до них можливе рішення першого завдання оптимізації.

Оптимальної варто вважати конструкцію пуансона, що має максимальну стійкість. Залежно від характеру впливу на стійкість всі основні конструктивні параметри пуансона можна розділити на три групи. До першого віднесемо параметри головки, що визначають навантаження пуансона Рд і Ри (при фіксованих розмірах матриці й властивостях деформируемой заготівлі); до другого – діаметри настановної частини Dп, D0, щообумовлюють значення середніх напруг у пуансоні й на опорі при заданому навантаженні Рд; до третього – розміри перехідної частини (жолобника пуансона) Dп, αп, Rп, що визначають значення локальних напруг при заданому навантаженні й середній напрузі в небезпечному перерізі.

Анализ процесів штампування деталей типу склянок і втулок показав, що оптимізацію конструктивних параметрів головки пуансона за критерієм мінімуму зусиль Рд і Ри можна здійснити за допомогою формул (1.10), (1.31). По розмірах пуансона dп і матриці Dм перебувають lз, αг, rk, Rк, βг, lк. Параметри rт і Rр слабко впливають на зусилля Рд і Ри, тому вони призначаються виходячи з технологічних міркувань. Наприклад, зручно приймати rт = rk, Rр = Rп.

Як видно з мал. 1.8, мінімальні зусилля деформації Рд на стаціонарній стадії штампування виходять загостреними пуансонами в області помірних ступенів деформації й плоских пуансонів при високих ступенях деформації. Однак на нестаціонарній стадії в обох випадках варто віддавати перевагу загостреним пуансонам (у вигляді усіченого конуса).

Важливо підкреслити, що вдається мінімізувати одночасно обоє зусилля: Рд і Ри. Це дозволяє створити найбільш сприятливі умови як для запобігання зародження тріщини в небезпечному перерізі пуансона, так і для зі швидкості її поширення (див. подразд. 1.5).

Оптимізація конструктивних параметрів другої й третьої групи пов'язана з подоланням істотного протиріччя. Як показує аналіз розподілу напруг у перехідній частині пуансона й на опорі (див. мал. 5.4), зменшення розмірів Dпі D0 приводить до зниження концентрації напруг у небезпечному перерізі; але одночасно підвищується середня напруга на опорі пуансона. Тому зниження концентрації напруг у небезпечному перерізі й виключення поломок пуансона по жолобнику нерідко викликали поломки опорної частини пуансона. Видимо, із цієї причини прийнято вважати, що настановна частина пуансона повинна бути розвитий і варто приймати Dп≥l,5dp [13; 15; 60; 64 і ін.]. Такі рекомендації не цілком оправданны. Застосування пуансонів з розвитий настановною частиною (див. мал. 5.6, м, д) небажано по трьох причинах. По-перше, навіть при більших радіусах скругления жолобника Rпконцентрація напруг у небезпечному перерізі виявляється досить високою (ασ≥1,5), що є причиною утворення початкової тріщини й зниження довговічності. По-друге, інструментальні сталі типу Х12М, Р6М5 мають тим більше високу карбідну неоднорідність, чим більше діаметр прутка; потрібно також відзначити значне зниження рівня механічних властивостей у серцевинній області прутка. При виготовленні пуансонів з розвитий настановною частиною робочу частину доводиться виготовляти із серцевинної області. Це викликає зниження довговічності й зносостійкості пуансона. По-третє, при виготовленні таких пуансонів різко зростає витрата дефіцитних і дорогих інструментальних матеріалів. Наприклад, для пуансонів, зображених на мал. 5.6, м, д, показник питомої металоємності Пп (див. формулу (5.2)) становить 8,2 і 5,8, а для пуансонів на мал. 5.6, б, в – 2,8 і 3,4 відповідно. Наведені дані показують, що для перших двох пуансонів витрата інструментальної сталі в 2...3 рази вище. На підставі результатів досліджень, виконаних автором зі співробітниками [7; 11; 20; 59], установлено, що на довговічність пуансона основний вплив робить концентрація напруг у його перехідній частині. Коефіцієнт концентрації ασзалежить від двох основних критеріїв: відносного діаметра посадкової частини Dп' = Dп/dп і відносного радіуса жолобника Rп'= Rп/dp(мал. 5.8). Мінімальні значення ασ (а отже, максимальні значення стійкості) відповідають лінії АВ, для якої Dп =1 і ασ = 1. Однак очевидно, що пуансони такої конструкції використати не можна, оскільки повинні виконуватися обмеження dр < dп < Dп(5.5), обумовлені вимогами зменшити зусилля штампування й добування пуансона з деталі (dр< dп), а також забезпечити вільну установку пуансона в пуансонодержатель (dп < Dп).

 

 

Рис. 5.8. Залежність коефіцієнта концентрації напруг ασ від критеріїв Dn, Rn

 

На підставі даних з робіт [35; 55; 60] і виробничого досвіду приймають dp = dп - 2з, де з = 0,1...0,5 мм. Щоб при установці пуансона в пуансонодержатель не ушкодити пасок, що калібрує, необхідно призначати Dп > dп + 2k, причому k = 0,1...0,3 мм. Для пуансонів діаметром до 50 мм обоє співвідношення можна представити у вигляді dp = (0,985 ± 0,005) dп; Dп> 1,01dп. Об'єднавши ці співвідношення, що випливають із обмежень, одержимо нижню границю припустимих значень Dп' : Dп' ≥1,02. Згідно мал. 5.8 Dп' ≈l,05 - це верхня границя.

Для другого конструктивного параметра – радіуса жолобника Rп– обмежень немає. Його варто вибирати з умови мінімуму ασ. Як видно з мал. 5.8, графіки залежності ασ– Rп асимптотически наближаються до осі Rп'при будь-яких Dп. Однак, якщо Rп' ≥ 0,3 і Dп'≤1,5, збільшення Rп'не приводить до відчутного зменшення ασ.Тому можна приймати Rп'= 0,3 ± 0,05.

Таким чином, оптимальними конструктивними параметрами перехідної частини пуансона, при яких коефіцієнти концентрації напруг мінімальні, а довговічність максимальна, варто вважати співвідношення 1,02 < Dп' < 1,05; Rп'= 0,3 ± 0,05 (5.6).

Нарешті, знайдемо оптимальні значення конструктивних параметрів настановної частини. Вона виконує дві функції: забезпечує закріплення пуансона в пуансонодержателе й передає зусилля штампування на опору. При цьому пуансон не повинен руйнуватися, викликати руйнування опори й перекошуватися в пуансонодержателе під навантаженням. Настановна частина функціонує в умовах всебічного нерівномірного стиску, тобто для запобігання її руйнування досить виконати умова Dп>dp. Співвідношення (5.6) задовольняє даній умові. Щоб запобігти руйнуванню опорної частини пуансона й опори, необхідно знизити напруги на контактній поверхні. Теоретичні рішення завдання аналізу напряженно-деформированного стану пуансона поки не отримані через складність обліку його силової взаємодії з опорою. Тому використаємо результати експериментальних досліджень, виконаних методом фотопружності [11; 20; 59]. Установлено, що на поверхні контакту опорної частини пуансона з опорою напруги σz(r) розподіляються вкрай нерівномірно: коефіцієнт концентрації напруг ασ, може змінитися в межах 1,2...2,2 залежно від конструкції опори. Виходить, щоб задовольнити умові міцності, потрібно знизити номінальну напругу на опорі не менш чим в ασ раз. Звідси треба співвідношення (5.7).

Анализ узагальненої конструкції пуансона (див. мал. 5.6) показує, що співвідношенням (5.6), (5.7) можуть задовольняти тільки три варіанти виконання: 1) з конічною посадковою частиною (коли посадкова й опорна частини пуансона сполучені); 2) з конічною опорною й циліндричною посадковою частинами; 3) із циліндричними опорною й посадковою частинами (див. мал. 5.6, е, б і в). Другий і третій варіанти характеризуються наявністю додаткового концентратора напруг, на відміну від першого. Крім того, при конструюванні пуансонів першого типу легше виконати умова (5.7), коли ασ>2. Однак пуансони першого типу мають істотний недолік: при їхньому розтяганні в небезпечному перерізі (у перехідному жолобнику) коефіцієнт концентрації напруг різко зростає зі зменшенням кута αп (див. мал. 1.18). Очевидно, що в результаті довговічність пуансона знижується, оскільки полегшується утворення початкової тріщини (див. подразд. 1.5). Наведені співвідношення справедливі для пуансонів круглої й прямокутної форми.

Таким чином, параметрична оптимізація пуансонів дає можливість науково обґрунтувати вибір форми й розмірів пуансонів для різних умов штампування. Основні типи пуансонів оптимальної конструкції й умови їхнього застосування відбиті на мал. 5.9 і в табл. 5.3, 5.4.

 

Таблиця 5.3