Реферат: Расчет энергосиловых параметров на прессе механической калибровки в линии производства труб 1420 мм

В осевых сечениях цилиндра (плоскость ABCD элемента) по условиям осевой симметрии касательные напряжения σ_t, называются окружными. В поперечных сечениях цилиндра (поверхность ADEF элемента) касательные напряжения также предполагаются равными нулю.

Основание этому служит условие независимости перемещений u от координаты Z. В поперечных сечениях могут существовать нормальные (осевые) напряжения σ_z, которые возникают как следствие нагружения цилиндра силами вдоль оси. Эти напряжения предполагаются неизменными как по оси, так и по радиусу цилиндра.

Поскольку площадки ABCD и ADEF являются главными, главной будет также и площадка ADEG. Напряжение на этой площадке обозначим через σ_r. Оно называется радиальным напряжением. При переходе от радиуса r к радиусу r+dr напряжение σ_r получит приращение dσ_r.

В перемещений в теле вращения решается в функции только одного независимого переменного - радиуса r.

Проецируя силы, действующие на элемент, на направление радиуса, получаем следующее условие равновесия:

Рисунок 8. Напряжения и перемещения в теле вращения.

Откуда

или

Остальные уравнения равновесия для элемента удовлетворяются тождественно. Согласно обобщенному закону Гука напряжения , и  связаны с удлинением  и  следующими соотношениями:

,

Будем считать, что напряжение  нам известно из условий загружения цилиндра осевыми силами по торцам.

Подставим  и  в выражение. Тогда в дополнение к уравнению равновесия получим.

Складывая и вычитая почленное уравнение, получим два новых уравнения:

Решая их, находим:

где А и В - произвольные постоянные.

Далее определяем

(верхнему индексу соответствует верхний знак, нижнему - нижний).

Перемещение u может быть найдено из выражения, если определить предварительно по закону Гука из:

2.2 Определение перемещений и напряжений в толстостенном цилиндре

Рассмотрим цилиндр с внутренним радиусом a и внешним b. [3] (рисунок 9).

Для общности будем полагать, что цилиндр нагружен одновременно и внутренним давлением ρ_a и внешним ρ_h. В дальнейшем, принимаем ρ_a=0, либо ρ_h=0, можно будет проанализировать отдельно случай действия.

Рисунок 9 - Действие внутреннего и внешнего давлений на цилиндр.

Только внутреннего и только внешнего давления. При этом надо еще учесть, что если цилиндр имеет днище, то в нем возникает осевая растягивающая сила, равная:

Осевое напряжение σ_z будет следующим:

Длина цилиндра при этом предлагается достаточно большей для того, чтобы можно было считать, что напряжение распределено по поперечному сечению равномерно и что удерживающее влияние днищ на радиальные перемещения цилиндра ничтожно мало.

Кроме указанного, рассмотрим случай, когда =0.

Возвращаясь к формулам, определяем постоянные А и В из следующих граничных условий:  при r = a:  при r = b, т.е.

Откуда

В итоге получаем:

Наличие осевого напряжения  сказывается только на величине радиального перемещения u. В случае, если цилиндр нагружен силами давления в осевом направлении, то согласно выражениям получаем;

Если осевая сила отсутствует, то

Теперь рассмотрим частный случай.

Цилиндр нагружен внутреннем давлением. В этом случае ,

На рисунке 10 показаны эпюры изменения радиального и окружного напряжений по толщине цилиндра при нагружении внутренним давлением.

Окружное напряжение, как и следовало ожидать, является растягивающим, а радиальное - сжимающим.

Рисунок 10. Эпюры изменения радиального и окружного напряжений по толщине цилиндра при нагружении внутренним давлением.

У внутренней поверхности σ_t достигает значения

Радиальное напряжение при этом равно - ρ. По теории наибольших касательных напряжений (в случае отсутствия осевой силы, т.е. при σ_z=0)

Или

Проследим, как уменьшаются напряжения σ_r и σ_t по мере уменьшения толщины цилиндра. Примем b=a+δ, где δ - толщина цилиндра. Тогда

При малом значении δ

Радиальное напряжение , у внутренней поверхности равно - ρ, а внешней - нулю, независимо от толщины цилиндра, таким образом, мы видим, что для цилиндра с малой толщиной стенки окружные напряжения распределены по толщине почти равномерно, а радиальные - малы по сравнению с окружными в той же мере, в какой толщина δ мала по сравнению с радиусом. Если толщина цилиндра увеличивается, то наибольшие напряжения в нем при неизменном давлении уменьшаются, но не беспредельно. Рассмотрим случай, когда δ → ∞, т.е. когда цилиндр имеет бесконечно большую толщину. Тогда выражение примет вид:

Это значит, что для цилиндра с бесконечно большей толщиной стенки радиальное напряжение в любой точке равно окружному (рис.11) и при отсутствии осевых напряжений все точки находятся в состоянии чистого сдвига.

Рисунок 11. Зависимость толщины цилиндра от напряжения.

Далее, напряжение, как видим, находится в обратно пропорциональной зависимости от квадрата радиуса r. Если принять, например, r=4a то в точках, расположенных на таком расстоянии от оси, напряжения составляют всего 1/16 максимальных. Следовательно, когда можно довольствоваться точностью расчетов в пределах 5 - 6 % (практически большая точность и недостижима, хотя бы из-за упругих несовершенств металла), то цилиндр с отношением h/a>4 можно уже рассматривать как имеющий бесконечно большую толщину стенки. Существенно, что при этом мы совершенно не связаны с формой внешнего контура.

2.3 Механическая работа при изгибе листа

Механическая работа, необходимая для изгиба листа, определяется как произведение объёма изогнутой части листа на среднюю удельную работу, затрачиваемую на изгиб листа.

где А_{Г -} работа гиба листа, Дж;

V - объём изогнутой части листа, м³;

А_уд - удельная работа изгиба листа, Н/м.

Объём изогнутой части листа определяется по формуле:

где φ - угол изгиба листа, рад;

L - длина изогнутой части листа, м;

 - наружный радиус изгиба листа, м.

 - внутренний радиус изгиба листа, (м).

Удельную работу изгиба рассчитаем как сумму произведений деформации каждого волокна на напряжение, действующее на это волокно, то есть как площадь, ограниченную графиком зависимости напряжения от деформации.

Удельная работа

а) при упругом изгибе:

б) при пластическом изгибе:

в) при упруго-пластическом изгибе с упрочнением:

г) при упруго-пластическом изгибе с упрочнением:

Вывод

В результате исследования курсовой научно-исследовательской работы были рассчитаны тангенциальные, радиальные, осевые и интенсивность деформации, напряжения, а также усилия на технологических планках при процессе калибровки, определена работа затраченная на раздачу участка трубы для различных толщин листа и марок стали.

Список литературы

1. Александров А.В., Потапов В.Д., Державин Б.П. Сопротивление материалов. - М. Высшая школа, 2000.

. Ицкович Г.М., Минин Л.С., Винокуров А.И. Руководство по решению задач по сопротивлению материалов. - М.: Высшая школа, 2001.

. Громов Н.П., Теория обработки металлов давлением. - М: Металлургия, 1967.

. Томленов А.Д., Теория пластических деформаций металлов. - М: Машгиз, 1945.