Лукашук В.С. Нестандартное оборудование вагоносборочного производства. Конструкция, проектирование, расчет
Подождите немного. Документ загружается.
170
Как и ранее, окружное усилие на зубчатом колесе будет равно
=
М
тр
,(8.21)
На шпиндель в опоре А действуют следующие изгибающие моменты: в
вертикальной плоскости М
1
= G
1
h = Ghsinα; в перпендикулярной наклонной
плоскости М
2
= G
2
e + Qk = Gecosα +
М
к
. Суммарный изгибающий момент в
точке А
М
и
=
М
+М
=
(ℎsinα)
+cosα+
М
к
.(8.22)
Радиальные опорные реакции А
в
и В
в
, расположенные в вертикальной
плоскости и возникающие под действием силы G
1
, определяются следую-
щим образом:
А
в
=
ℓ +ℎ
ℓ
sinα;В
в
=
ℎ
ℓ
sinα.(8.23)
Радиальные горизонтальные опорные реакции А
н
и В
н
, расположен-
ные в перпендикулярной наклонной плоскости и возникающие под дей-
ствием окружного усилия Q и момента на планшайбе M = G
2
e, опреде-
ляется как
А
н
=
ℓ +
ℓ
+
ℓ
;В
н
=
ℓ
+
ℓ
.(8.24)
Результирующие реакции опор будут
А =
А
в
+А
н
;В =
В
в
+В
н
.(8.25)
Аксиальная реакция опоры А
уп
(нагрузка на упорный подшипник) опре-
деляется так же, как и при первом положении планшайбы, по формуле
(8.17).
Момент сил трения в подшипниках М
тр
определяется общей формулой
(8.18) с подстановкой в нее значений опорных реакций из формул (8.25) и
(8.17). Для приводов с зубчатым колесом, прикрепленным к планшайбе,
диаметр шпинделя рассчитывается по формуле (8.7) с подстановкой значе-
ний М
и
из формулы (8.22) и М
к
= М
тр
из формулы (8.18).
171
В рассматриваемом положении планшайбы полный крутящий момент
М
к
, воспринимаемый приводом кантователя, равен сумме двух моментов:
грузового М
г
и сил трения М
тр
, т.е.
М
к
=еsinα+М
тр
.(8.26)
Поэтому мощность приводного электродвигателя рассчитывают по об-
щей формуле (8.1) с подстановкой в нее значения М
к
из формулы (8.26).
Расчет кантователя с зубчатым колесом, закрепленным на шпинделе ме-
жду опорами, выполняется аналогично с учетом того, что шпиндель будет
дополнительно нагружен изгибающим и крутящим моментами от окружного
усилия на зубчатом колесе.
8.2. Двухстоечные кантователи
8.2.1. Двухстоечные кантователи безрамной конструкции
Недостатком одностоечных кантователей является консольное закреп-
ление свариваемого узла, приводящее к значительным изгибающим мо-
ментам, действующим на шпиндель кантователя. Этого недостатка лишены
двухстоечные кантователи, в которых свариваемый узел своими концами
опирается на две опоры — стойки.
Простейшая конструкция двухстоечного безрамного кантователя показа-
на на рис. 8.3. Конструкция такого кантователя включает две стойки — при-
водную и поддерживающую. На приводной стойке 7 смонтирован механизм
привода кантователя, включающий электродвигатель 10 и червячный редук-
тор 9. Вращающий момент от редуктора передается на шпиндель 6 через
втулочно-пальцевую муфту 8. На втором конце шпинделя смонтирована
планшайба 5 с захватом для закрепления свариваемого узла 2. Захват вклю-
чает консольную опорную площадку 4 и поворотный винтовой прижим 3.
На поддерживающей стойке 1 смонтирован аналогичный захват. Этот за-
хват соединен с осью, конец которой размещен в подшипниковом узле стой-
ки.
Двухстоечные безрамные кантователи применяются в сварочных про-
цессах при изготовлении балок значительной изгибной жесткости, но срав-
нительно небольшой длины (до 3,5—4 м), не требующих создания обратно-
го выгиба балок зажимными устройствами кантователя.
Одним из недостатков двухстоечных безрамных кантователей является
то, что при производстве сварочных работ свариваемые конструкции нагру-
жены собственным весом, что может привести к увеличению остаточных
172
Рис. 8.3. Двухстоечный кантователь для сварки продольной балки рамы тележки
изгибных деформаций узла. Кроме того, момент сил трения в подшипниках
поддерживающей стойки преодолевается крутящим моментом, пере-
даваемым самим свариваемым узлом. Следовательно, узел (собранный даже
на прихватках) должен обладать достаточной крутильной жесткостью.
Проектировочный расчет рассматриваемых кантователей сводится лишь
к расчету мощности приводного электродвигателя и проверке прочности
подшипниковых узлов по реакциям в приводной и поддерживающей стой-
ках. Все расчеты выполняются аналогично рассмотренному ниже методу
для двухстоечных кантователей с крепежной рамой.
Элементы захватов рассчитываются по аналогии с прижимами сбо-
рочных стендов, учитывая, что сила закрепления балки в захватах должна
быть достаточной для того, чтобы узел сохранял свое положение от-
носительно захватов при любом положении кантователя.
173
8.2.2. Двухстоечные кантователи с крепежной рамой
При сварке балок большой длины, рам кузовов и тележек удобны в при-
менении двухстоечные кантователи с крепежной рамой или фермой. Такие
кантователи (рис. 8.4) представляют собой несущую раму, на концах кото-
рой имеются опорные цапфы. Цапфы опираются на подшипниковые узлы
приводной и поддерживающей стоек. Свариваемое изделие закрепляется на
раме.
Рис. 8.4. Двухстоечный кантователь с крепежной рамой: 1 — передняя
приводная) стойка; 2 — изделие; 3 — крепежная рама; 4 — задняя
(поддерживающая) стойка
Наличие в кантователе рамы позволяет опереть на нее свариваемый узел
не только по концам, но и в промежуточных точках, то есть исключить воз-
можность изгиба узла от нагрузок собственного веса. Кроме того, в таких
кантователях можно предупредить появление остаточных изгибных дефор-
маций путем придания узлу обратного выгиба перед сваркой.
При проектировании кантователей с крепежной рамой необходимо стре-
миться к тому, чтобы центр тяжести рамы совместно с закрепленным на ней
изделием располагался как можно ближе к оси поворота. При этом мощ-
ность приводного механизма будет минимальна.
Возможные варианты компоновочных схем кантователей с крепеж-
ной рамой показаны на рис. 8.5. Наиболее простым из них является
безшпиндельный вариант (рис. 8.5, в). Если цапфы рамы опереть на самоус-
174
Рис. 8.5. Расчетные схемы двухстоечных кантователей с крепежной рамой:
а — жесткое соединение рамы со шпинделями; б — шарнирное соединение рамы;
в — бесшпиндельный кантователь с цапфами
танавливающиеся сферические шариковые или роликовые подшипники, то
конструкция становится статически определимой двухопорной. Кроме того,
она не требует обеспечения строгой соосности в опорах А и С .
Расчет бесшпиндельных двухопорных кантователей наиболее прост.
Крутящий момент, передаваемый на привод кантователя:
М
к
=е +М
тр
,(8.27)
где G — общий вес рамы и свариваемого узла;
е — величина смещения центра тяжести всей поворотной системы от-
носительно оси поворота (в плоскости, перпендикулярной оси поворота);
М
тр
— момент трения в опорах А и С .
М
тр
=0,5(А
А
+С
С
),(8.28)
где f — коэффициент трения в подшипниках;
А и С — реакции в опорах А и С ;
d
A
и d
C
— средние диаметры подшипников в опорах.
175
При нижнем расположении ведущей шестерни реакция в опоре А будет
А =
+
+
.(8.29)
При боковом расположении ведущей шестерни
А =
+
+,(8.30)
где Q = М
к
/R — окружное усилие на зубчатом колесе;
R — радиус начальной окружности колеса.
Реакция в опоре С будет
С =
а
+
.(8.31)
Изгибающий момент, действующий на цапфу в сечении А:
М
и
=.(8.32)
Эквивалентный момент в сечении А
М
э
=
М
к
+М
и
.(8.33)
По найденным усилиям и моментам производятся дальнейшие расче-
ты всех элементов кантователя: поворотной рамы, опорных цапф, под-
шипников. Поворотная рама рассчитывается на изгиб и кручение как балка,
нагруженная силами G и Q.
Мощность привода определяется, как и ранее, по величине крутящего
момента М
к
, частоте вращения п и общему КПД передачи.
8.2.3. Двухстоечные кантователи с подъемными центрами
Характерным недостатком обычных двухстоечных кантователей яв-
ляется то, что они позволяют поворачивать изделия со сравнительно не-
большим размером по ширине. Если ширина изделия 2 м и более, то центр
поворота кантователя приходится располагать на значительной высоте над
уровнем пола, что становится неудобным и небезопасным для выполнения
сборочных и сварочных работ.
В технологии производства крупногабаритных узлов вагонов таких, как
рама кузова, крыша и др., удобно применять кантователи с подъемными
176
центрами (рис. 8.6). Такие кантователи могут быть выполнены как двух-
стоечные безрамные или с крепежной рамой. В первом случае для повы-
шения универсальности кантователя одна из стоек (на рис. 8.6, правая) мо-
жет быть подвижной.
Рис. 8.6. Двухстоечный кантователь с подъемными центрами: 1 — передняя (при-
водная) стойка; 2 — привод вращения; 3 — приводы подъема центров (синхрони-
зированные); 4 — свариваемое изделие; 5 — передний приводной центр;
6 — задний центр; 7 — задняя передвижная стойка; 8 — тележка задней стойки;
9 — привод тележки; 10 — стопор тележки
Особенностью кантователей с подъемными центрами является то, что их
механизм поворота вместе с устройствами для закрепления изделия смонти-
рован на специальной площадке (рис. 8.7). Площадка размещена на каретке,
перемещающейся в вертикальном направлении при помощи двух ходовых
винтов. Вращение винтов осуществляет механизм подъема, смонтирован-
ный на верхней площадке стойки кантователя.
При выполнении работ в кантователях с подъемными центрами изделие
устанавливают в кантователь при нижнем положении центров поворота. По-
сле этого осуществляют поднятие центров вместе с изделием на необходи-
мую высоту, поворот узла на заданный угол и опускание на высоту, удоб-
ную для выполнения работ. Если требуется опустить узел в положении «на
ребро», то в полу цеха по продольной оси кантователя предусматривают
специальную щель.
177
Рис. 8.7. Кинематическая схема двухстоечного кантователя с подъемными
центрами: 1 — привод вращения; 2 — неподвижная стойка; 3 — передняя (при-
водная) бабка; 4 — передний приводной шпиндель; 5 — ходовой винт;
6 — рельсовый путь; 7 — ходовые бегунки; 8 — задний шпиндель на выдвижной
пиноли; 9 — задняя бабка; 10 — передвижная стойка; 11 — привод подъема;
12 — гайка ходового винта; 13 — вертикальные направляющие; 14 — привод
передвижения; 15 — стопор
В отличие от схем, показанных на рис. 8.6 и 8.7, в вагоностроении чаще
применяют кантователи с приводными передней и задней стойками, т.е. ме-
ханизмы поворота смонтированы на обеих стойках. Такие кантователи по-
зволяют поворачивать технологические узлы весьма большой длины (20 м и
более), не нагружая их крутящими моментами. Синхронность работы меха-
низмов подъема и поворота обеспечивается электрической схемой. В канто-
вателях предусматривается блокировка, исключающая возможность случай-
ного включения привода поворота, если центры находятся не на необходи-
мой для поворота высоте.
Расчет механизма поворота кантователей с подъемными центрами вы-
полняется по общей для двухстоечных кантователей схеме (см. п. 8.2.2).
178
При этом частота вращения принимается в зависимости от массы пово-
рачиваемого изделия т (от 2,5 об/мин при т ≤ 2000 кг до 0,6 об/мин при
т = 16000 кг). Скорость подъема центров при тех же массах узла прини-
мают от 0,04 м/с до 0,017 м/с (2,4—1,0 м/мин).
Расчет механизма подъема центров выполняется обычными методами
расчета грузоподъемных машин, исходя из сопротивления перемещению.
Необходимое усилие Р для подъема каретки вместе с изделием (рис. 8.8)
складывается из веса поднимаемого груза G (для симметричных относи-
тельно поперечной оси изделий — половина веса узла и вес каретки с меха-
низмами поворота и крепления узла) и силы сопротивления вращению на-
правляющих роликов W, зависящей от величины опорных реакций Т.
Рис. 8.8. Расчетная схема механизма подъема центров кантователя
По рис. 8.8 имеем, что
Т =
+ℓ
ℎ
,(8.34)
где плечо ℓ будет равно нулю, если ходовой винт расположен по оси на-
правляющей колонны, и может быть отрицательно, если ходовой винт рас-
положен справа от оси колонны.
Силу сопротивления вращению определим из условия равновесия ро-
лика. Ролик будет находиться в состоянии равномерного движения, если
179
сила W, приложенная к его оси, будет уравновешена силами от моментов
трения в подшипниках, трения качения ролика по направляющей и трения
в ребордах ролика. Таким образом
=Т
п
+2μ
к
р
,(8.35)
где f
п
— коэффициент трения в подшипниках ролика;
d — диаметр оси ролика в подшипниках;
μ
к
— коэффициент трения качения ролика;
D — диаметр ролика;
k
р
= 1,5...2 — коэффициент, учитывающий трение в ребордах ролика.
Необходимое подъемное усилие с учетом того, что в работе участвуют
два комплекта роликов, будет определяться суммой
Р =+2.(8.36)
Замечание 8.1 Приведенные выше формулы для определения усилия,
необходимого для подъема каретки кантователя, позволяют выполнить
расчет с некоторым запасом. Действительно, выражение (8.34) записа-
но из предположения, что свариваемый узел не обладает какой-либо из-
гибной жесткостью, что соответствует схеме консольного крепления
половины узла на каждой стойке кантователя.
В действительности реакция Т будет обусловлена поворотом конце-
вого сечения узла при его изгибе под нагрузками собственного веса. Если
требуется достаточно точно рассчитать величину реакции Т, то ее не-
обходимо представить в виде двух составляющих Т = Тʹ + Т ʺ , где Т —
составляющая, от неуравновешенных масс каретки с механизмом пово-
рота (определяется по выражению (8.34) с учетом только нагрузок от
веса каретки с механизмом); Т — составляющая от поворота концевого
сечения узла.
Для определения составляющей Т можно представить свариваемый
узел как балку на двух неподвижных опорах (статически неопределимая
задача), нагруженную собственным весом. Горизонтальные реакции в
опорах, найденные из решения этой задачи, определяют составляющую
Т.
Если же кантователь имеет крепежную раму, то ее можно предста-
вить как балку с защемленными концами (тоже статически неопредели-
мая задана), нагруженную собственным весом рамы и весом свариваемо-
го узла.