Лукашук В.С. Нестандартное оборудование вагоносборочного производства. Конструкция, проектирование, расчет

Подождите немного. Документ загружается.

180

Дальнейший расчет механизма подъема кантователя сводится к выбору

параметров винтовой пары (диаметра ходового винта, шага резьбы, высоты

гайки), расчету потребной мощности приводного электродвигателя, расчету

передаточных отношений элементов привода (редуктора, открытой зубчатой

передачи и др.).

В механизме подъема центров кантователя на каждой стойке работают

параллельно по два винта. Поэтому расчет выполняется для одного из них,

исходя из того, что на него приходится половина подъемного усилия Р, рас-

считанного по выражению (8.36).

Внутренний диаметр винта d

можно определить из расчета на сжатие по

пониженному примерно на 30 % допускаемому напряжению:





=

2Р

0,7[σ]

где [σ] — допускаемые напряжения растяжения-сжатия для материала

винта.

Для винтов из стали 45 или 40Х допускаемые напряжения растяжения-

сжатия можно принимать [σ] = (70...90) Н/мм

В рассматриваемых механизмах применяют винты с трапецеидальной

нарезкой. Поэтому расчетный внутренний диаметр резьбы округляют до

ближайшего большего стандартного для таких резьб значения. Исходя из

принятого внутреннего диаметра резьбы выбирают номинальный диаметр

винта.

Шаг резьбы винта выбирают из условия самоторможения винтовой пере-

дачи, которое обеспечивается при условии

tgβ=

tgρ

где β — угол подъема винтовой линии резьбы;

ρ — угол трения в резьбе;

— коэффициент запаса по трению, принимаемый в расчетах равным

= 1,2.

Учитывая, что

tgβ=







181

для расчета шага резьбы получаем выражение

=0,83



tgρ,

где s — расчетный максимальный шаг резьбы;

— средний диаметр резьбы.

В расчетах коэффициент трения в резьбе можно принять равным

f = 0,1, тогда tgρ = 0,1.

Расчетный шаг резьбы округляют до ближайшего меньшего стандарт-

ного для резьбы данного диаметра значения.

Прочность винта необходимо проверить при совместном действии на

него осевого сжатия и крутящего момента. Крутящий момент М

кр

равен

кр

ρ



(

βʹ+ρ

)

где βʹ — угол подъема винтовой линии для резьбы принятого стандартного

шага.

Приведенное напряжение σ

пр

в винте определяется выражением

пр



сж



+4τ



где τ = М

кр

/0,2d

— касательное напряжение.

Условие прочности выполняется, если σ

пр

≤ [σ].

Если же это условие не выполнено, то необходимо перейти к винту

большего диаметра.

Ходовые винты механизмов подъема центров кантователя необходимо

проверять также на устойчивость. При этом должно быть рассмотрено

самое неблагоприятное взаиморасположение винта и каретки, при кото-

ром свободная длина винта и нагрузка на него наибольшие.

Критическую силу Р

кр

для винта можно определить по формуле Эйле-

ра

кр





Е

ℓ



где Е — модуль упругости материала;

— расчетный момент инерции поперечного сечения винта;

182

ℓ — длина винта (расстояние от середины гайки до опорной поверхности

головки винта).



=0,01





∙2,5





где d и d

— соответственно принятые номинальный диаметр винта и внут-

ренний диаметр резьбы.

Запас устойчивости винта равен п

= 2Р

кр

/Р. Рекомендуется для винтов

принимать п

> 4.

Замечание 8.2. Формула Эйлера справедлива для достаточно гибких

стержней, когда гибкость стержня λ, не менее предельной гибкости λ

пред

Для винтов из стали λ

пред

≈ 100. Здесь λ = ℓ/i, где i — радиус инерции

стержня. Для круглого сечения (винта) i = d

/4. При гибкости λ ≤ 100 кри-

тические напряжения рассчитывают по эмпирической формуле

кр

=(321−1,16λ),Н/мм



Критическая сила в этом случае будет равна

кр







кр

При гибкости стержня λ < 60 расчет на устойчивость не требуется.

Высоту гайки определяют из расчета на допускаемое удельное давление

между витками винта и гайки

Н =,

где Н — высота гайки;

z — полезное число витков гайки;

s — принятый стандартный шаг резьбы.

Полезное число витков гайки должно быть не более 10, так как осталь-

ные витки не будут воспринимать усилие.

Потребное число витков гайки определим из условия

[]=

∙

(



−





)

,

183

откуда

=

∙

(



−





)[]

где z — потребное число витков;

[q] —допускаемое удельное давление между витками резьбы винта и гай-

ки.

Допускаемое удельное давление для материалов сталь по стали или сталь

по бронзе можно принимать в пределах [q] = (7...13) Н/мм

Если окажется, что z >10, то необходимо перейти к винту большего диа-

метра.

Мощность электродвигателя механизма подъема рассчитывается по сле-

дующей формуле:

=0,27∙10



Р/η

,кВт,(8.37)

где Р — подъемное усилие, Н;

v — скорость подъема, м/с;

— общий КПД передачи.

Элементы передаточного механизма рассчитываются по обычным мето-

дам проектирования деталей машин.

8.3. Кольцевые кантователи

Кольцевые кантователи (рис. 8.9) представляют собой системы пово-

ротных колец, установленных на роликовые опоры и способные вращать-

ся вместе с установленными в них изделиями относительно своего центра.

По схеме передачи вращающего момента на кольца кольцевые канто-

ватели могут быть трех типов:

 с передачей вращающего момента через свариваемое изделие (вра-

щающий момент прикладывается к изделию, а кольца выполняют лишь

функцию своеобразных опор);

 с передачей вращающего момента на кольца через опорные ролики;

 с передачей вращающего момента на зубчатый или цевочный венец

кольца.

В двух последних типах кантователей, как правило, одно кольцо при-

водное, второе—поддерживающее.

184

Рис. 8.9. Кольцевой кантователь рамы полувагона: 1 — приводное кольцо; 2 — поддерживающее кольцо;

3 — фундамент; 4 — приямок; 5 — электродвигатель; 6 — редуктор; 7 — ролик; 8 — цевка; 9 — шарнир; 10 — секция

кольца; 11 — замок с винтовой стяжкой; 12 — винтовой зажим; 13 — опорный платик

185

В кантователях с зубчатыми венцами сами венцы закрепляют на тор-

цовой поверхности кольца. Вращающий момент на венец передается от

шестерни привода (по аналогии с одностоечными кантователями). В та-

ких схемах требуется точно выставлять кольцо на опорных роликах. Если

вращающий момент передается на цевочный венец, то конструкцию при-

водного кольца набирают из двух колец, вырезанных из толстолистового

проката. Два кольца соединяют в единое целое при помощи специальных

стержней — цевок (см. рис. 8.9) по типу «беличьего колеса». Цевки по

окружности располагают с равным шагом, соответствующим шагу при-

водной звездочки механизма поворота. Взаимодействие звездочки и це-

вочного венца аналогично работе цепной передачи. При такой схеме тре-

бования к точности установки кольца на роликовых опорах значительно

снижаются.

По схеме закладки изделий кольцевые кантователи могут быть с цель-

ными или разъемными кольцами. В кантователях с цельными кольцами

изделие заводится в кантователь (или извлекается из него) с торца. Такие

кантователи можно применять лишь для изделий небольшой длины. В

кантователях с разъемными кольцами (см. рис. 8.9) каждое кольцо выпол-

няется из четырех секций. Секции соединяют попарно в полукольца при

помощи шарниров, а полукольца соединяют в кольца специальными зам-

ками с винтовыми стяжками. Для закладки изделия в такой кантователь

(или извлечения из него) кольца устанавливают так, чтобы шарнирные

соединения секций расположились горизонтально, отвинчивают гайки

винтовой стяжки и освобождают замок, раскрывают кольца и сверху

опускают в них изделие.

Сфера применения кольцевых кантователей в вагоностроении доста-

точно разнообразна. Их широко применяют в технологии производства

хребтовых балок вагонов на операциях сварки, сверления, клепки. При

общей сборке кузовов полувагонов с глухими торцовыми стенами с по-

мощью кольцевых кантователей поворачивают кузов на бок для приварки

торцовых стен к угловым стойкам. Кольцевые кантователи используют в

технологии производства бортов, верхней и нижней рам вагонов-

самосвалов и др.

Расчет кольцевых кантователей с цевочным венцом сводится к выбору

параметров подшипниковых узлов опорных роликов и оценке прочности

их оси, оценке прочности цевок, расчету потребной мощности приводного

электродвигателя.

Расчетная схема кольцевого кантователя с цевочным венцом для са-

мого неблагоприятного положения (величина е — максимальна) показа-

186

Рис. 8.10. Расчетная схема кольцевого

кантователя

на на рис. 8.10. Внешняя нагрузка,

действующая на элементы кантова-

теля, включает силу G, равную по-

ловине веса изделия вместе с коль-

цом, и грузовой момент М

гр

= Ge,

где е — величина смещения центра

тяжести системы «изделие-кольцо»

относительно центра кольца.

Величины опорных реакций в

роликах найдем из условия равно-

весия системы, предварительно

приняв, что e/R = ε:









cos

−

;







cos

.(8.38)

Поскольку центр тяжести системы меняет свое положение, при выборе

параметров подшипников и оценке прочности оси ролика необходимо ори-

ентироваться на большее значение опорной реакции, т.е. на реакцию Q

Выбор подшипников производится по аналогии с рассмотренным в п. 8.1.2.

Ось ролика будет дополнительно нагружена силой сопротивления вра-

щению W, которая определяется выражением

=





(

+2μ)



.(8.39)

где k

≈ 1,2 — коэффициент, учитывающий трение в ребордах роликов;

f — коэффициент трения в подшипниках (f = 0,1 для подшипников

скольжения и f = 0,02 для подшипников качения);

— диаметр оси ролика, мм;

μ = 0,08 — коэффициент трения качения ролика;

— диаметр ролика, мм.

Следовательно, на ось действует сила

Р =







+



.(8.40)

187

На цевку кольца действует сила N, передаваемая звездочкой привода по-

ворота. Эту силу найдем из условия равновесия моментов:

=

+



,(8.41)

где r — радиус начальной окружности цевок колеса.

Необходимый крутящий момент, передаваемый звездочкой привода, будет

=

,(8.42)

где r

— радиус начальной окружности звездочки.

По этому крутящему моменту, пользуясь общей формулой (8.1), опре-

делим потребную мощность приводного электродвигателя.

8.4. Рычажно-домкратные кантователи

Рычажно-домкратные кантователи, в отличие от рассмотренных ранее,

имеют в качестве привода рычажную систему, приводимую в действие дом-

кратами — гидравлическими или пневматическими цилиндрами.

Одна из возможных схем рычажно-домкратного кантователя, который

может быть применен для поворота рам вагонов, каркасов боковых стен и

других аналогичных узлов при их сборке и сварке, показана на рис. 8.11. Ра-

бота такого кантователя заключается в следующем.

Под воздействием гидроцилиндров 2 рама кантователя 1 вместе с зак-

репленным на ней изделием поворачивается влево или вправо на угол 90°

вокруг центра 3. Центр поворота конструктивно представляет собой па-

лец, который вдвигается в отверстия станины 4 и рамы кантователя при со-

вмещении их осей. Функцию вдвигания пальцев или вытягивания их из от-

верстий выполняют вспомогательные пневмо- или гидроцилиндры. На-

правление поворота определяется тем, какие пальцы (левые или правые)

вдвинуты в отверстия.

При выборе кинематической схемы рычажно-домкратного кантовате-

ля необходимо следить за тем, чтобы ни при каком положении кантователя

точка крепления проушины гидроцилиндра, точка крепления штока гидро-

цилиндра к раме и центр поворота не расположились на одной прямой. Кро-

ме того, при любом повернутом положении рамы кантователя (левом или

правом) центр поворота должен быть смещен от оси гидроцилиндра в нуж-

ном направлении и на необходимую величину для получения начального

крутящего момента, возвращающего кантователь с изделием в исходное со-

стояние.

188

Рис. 8.11. Рычажно-домкратный кантователь для поворота плоских рам

на угол ±90°

Кроме рассмотренного, в конструкции кантователя необходимо пре-

дусмотреть систему страховочных опор. При горизонтальном положе-

нии рамы кантователя она должна покоиться одной стороной на пальцах

центров поворота, а другой стороной на боковых страховочных опорах

(рис. 8.12). При вертикальном положении рамы страховочные опоры дол-

жны исключать возможность дальнейшего поворота рамы вместе с изде-

лием, обусловленного смещением центра тяжести системы относительно

оси поворота.

Расчет рычажно-домкратных кантователей сводится к выбору потребных

диаметра и длины гидроцилиндров и оценке прочности шарнирных соеди-

нений в центрах поворота.

Расчетная схема рычажно-домкратного кантователя представлена на

рис. 8.12. Для расчета диаметра гидроцилиндра необходимо рассмот-

реть два крайних положения кантователя — положение в момент тро-

189

Рис. 8.12. Расчетная схема рычажно-

домкратного кантователя: 1 — страховоч-

ная опора; 2 — рама; 3 — изделие

гания при работе цилиндра в тол-

кающем режиме и положение в мо-

мент трогания при работе цилиндра

в тянущем режиме.

Соответствующие силы на што-

ке цилиндра найдем из условия ра-

венства моментов всех сил относи-

тельно точки поворота кантователя.

тол

ℓ



ℓ



;Р

тян

ℓ



ℓ



,(8.43)

где G — общий вес рамы кантова-

теля совместно с изделием;

ℓ

, ℓ

— размеры плеч (см.

рис. 8.12).

Далее по толкающей силе необходимо определить расчетный диаметр

гидроцилиндра d





тол

ρ



,(8.44)

где k = 0,8 — коэффициент, учитывающий потери на трение;

ρ — давление рабочей жидкости.

Расчетный диаметр цилиндра округляют до ближайшей большей стан-

дартной для гидроцилиндров величины d. Для принятых ρ и d определяют

паспортное значение силы на штоке при работе цилиндра в тянущем режи-

ме. Если эта сила окажется меньше силы, рассчитанной по выражению

(8.43), то цилиндр выбирают по величине Р

тян

Длину цилиндра проще всего рассчитать по потребному ходу поршня,

пользуясь масштабированной расчетной схемой, так как эта задача не имеет

прямого точного решения.

Для оценки прочности шарнирных соединений в центрах поворота са-

мым неблагоприятным окажется вертикальное положение рамы кан-

тователя. В этом случае шарнирное соединение будет воспринимать не

только силу G, но и составляющие от силы на штоке цилиндра Р

тян

. Сум-

марную реакцию Q в шарнирном соединении определим из условия ра-

венства нулю проекций всех сил на координатные оси.