Лукашук В.С. Нестандартное оборудование вагоносборочного производства. Конструкция, проектирование, расчет
Подождите немного. Документ загружается.
40
2. Решается уравнение (3.10), из которого находят допуск Т
А
искомого
размера стенда.
Замечание 3.1. При решении уравнения (3.10) можно получить отри-
цательное или очень малое значение допуска Т
А
. Отрицательное значе-
ние Т
А
свидетельствует о том, что принятая схема базирования не по-
зволит обеспечить требуемую точность замыкающего звена. При малом
значении Т
А
будет технически очень трудно изготовить стенд. В этих
случаях требуется переработать схему базирования. При этом необхо-
димо приблизить технологические базы к конструкторским или совмес-
тить их. Под приближением технологических баз к конструкторским
здесь понимается такая переработка схемы базирования, которая при-
ведет к уменьшению количества звеньев размерной цепи, причем необхо-
димо стремиться к тому, чтобы из размерной цепи были исключены зве-
нья с большими допусками.
3. Решается уравнение (3.7) относительно неизвестного звена. Полу-
ченный из решения номинальный размер А
н
будет характеризовать тре-
буемое взаимное расположение технологических баз в готовом (собран-
ном и сваренном) технологическом узле. Для получения искомого номи-
нального размера стенда размер А
н
необходимо откорректировать на ве-
личину возможных систематических погрешностей (если такие имеются).
Корректировка осуществляется аналогично второму этапу методики, рас-
смотренной в п. 3.2, т.е.
Аʹ
н
= А
н
+ ΔВ,
где Аʹ
н
— номинальный размер сборочного стенда;
ΔВ — суммарная величина систематических погрешностей замыка-
ющего звена.
Замечание 3.2. Выражение (3.11) справедливо, когда в процессе изго-
товления технологического узла систематические погрешности не из-
меняют действительные размеры составляющих звеньев размерной цепи.
В вагоностроении такая ситуация имеет место в подавляющем боль-
шинстве случаев. Например, при сварке рамы вагона, рассмотренной на
рис. 3.2, ширина ее может уменьшаться, однако размеры полок и стенок
зетовых профилей при этом останутся без изменения. Изменение разме-
ра по ширине рамы произойдет в основном за счет уменьшения остав-
ленных зазоров под сварку.
41
4. Решаются уравнения (3.8) и (3.9), из которых находят верхнее и ниж-
нее отклонения искомого звена. Найденные отклонения совместно с номи-
нальным размером А
н
будут характеризовать два предельных размера (наи-
больший и наименьший), определяющих взаимное расположение техноло-
гических баз в готовом технологическом узле. Следовательно, эти отклоне-
ния, взятые совместно с номинальным размером Аʹ
н
будут определять пре-
дельно допустимые размеры сборочного стенда, т.е.
А
max
= Аʹ
н
+ ES
A
;
(3.12)
А
min
= Аʹ
н
+ IS
A
.
где А
max
, А
min
— соответственно наибольший и наименьший допустимые
размеры стенда;
ES
A
, IS
A
— верхнее и нижнее отклонения, полученные из решения
уравнений (3.8) и (3.9).
Выражения (3.12) характеризуют предельное состояние стенда, т.е.
такое состояние стенда (по искомому размеру), начиная с которого даль-
нейшая эксплуатация стенда недопустима, так как стенд не позволит обес-
печить требуемую точность выполнения узлового размера. Следователь-
но, чтобы иметь некоторый запас на износ и разрегулировку базирующих
элементов сборочного стенда, для исполнительного размера стенда дол-
жен быть принят допуск несколько меньшим по сравнению с допуском
предельного размера.
5. По допуску Т
А
(см. второй этап методики) устанавливается гаран-
тированный квалитет предельного размера (по аналогии с четвертым эта-
пом методики, рассмотренной в п. 3.2).
6. Для исполнительного размера принимается номер квалитета 1-2 ни-
же по сравнению с гарантированным квалитетом предельного размера. По
принятому квалитету определяется допуск IТ
A
исполнительного размера
стенда.
7. Найденный допуск распределяется между верхним и нижним от-
клонениями пропорционально тому, как распределялся допуск предель-
ного размера, т.е.
Еʹ
А
=Е
А
Т
А
Т
А
;Еʹ
А
=Е
А
Т
А
Т
А
.(3.13)
где ЕSʹ
А
, EIʹ
А
— верхнее и нижнее отклонения исполнительного размера.
42
Окончательно для исполнительного размера стенда имеем
А
исп
=Аʹ
н
ʹ
ʹ
.(3.14)
Пример 3.2. Определить исполнительный размер стенда, увязывающий взаим-
ное расположение направляющих базирующих элементов продольных балок ра-
мы (рис. 3.2, а) при следующих исходных данных: ширина рамы В = 3100
-16
; усад-
ка рамы после сварки D = 4 мм; размеры профилей по рис. 2.8, т.е. ширина полки
С = 75±2,3; толщина стенки D = 6,5
-1,0
. Решение
Он будет выполнен с погрешностью, равной сумме допусков размеров
75±2,5 и 6,5
-1,0
.
Решение
1. Составим размерную цепь, указывающую взаимное расположение конст-
рукторских и технологических баз. Для составления такой размерной цепи за на-
чало отсчета выберем произвольную точку, расположенную на одной из баз, на-
пример точку, лежащую на кромке верхней полки левого профиля. Будем обхо-
дить размерную цепь в одном направлении, откладывая размеры как векторы. По-
лученная размерная цепь (рис. 3.2, б) называется неупорядоченной. Чтобы упоря-
дочить размерную цепь, необходимо представить ее в виде двух ветвей (рис. 3.2,
в), причем в каждой ветви должны быть помещены векторы одного направления.
Как указывалось выше, замыкающим звеном в полученной размерной цепи будет
узловой размер В.
Отметим, что все составляющие звенья размерной цепи, которые расположе-
ны в той же ветви, что и замыкающее звено, всегда будут уменьшающими звенья-
ми. Обратная ветвь будет содержать только увеличивающие звенья размерной це-
пи. Как видно, такой подход позволяет упростить процесс выявления уменьшаю-
щих и увеличивающих звеньев размерной цепи.
2. Допуск предельного размера стенда найдем из уравнения
Т
В
= Т
А
+ 2Т
С
+ 2Т
D
.
Отсюда
Т
А
= Т
В
– 2Т
С
– 2Т
D
= 16 – 2 ∙ 4,6 – 2 ∙ 1,5 = 3,8 мм.
Величина Т
А
> 0, следовательно схема базирования приемлема.
3. Находим размер А
н
из уравнения
В
н
= (2С
н
+ А
н
) – 2D
н
.
Отсюда
А
н
= В
н
+ 2D
н
– 2С
н
= 3100 + 2 ∙ 6,5 = 3038 мм.
Номинальный размер стенда равен:
Аʹ
н
= А
н
+ ΔВ = 3038 + 4 = 3042 мм.
+0,5
43
4. Находим верхнее и нижнее отклонения предельного размера стенда:
ЕS
В
= (ЕS
С
+ ЕS
А
+ ЕS
С
) – (ЕI
В
+ ЕI
D
);
ЕS
А
= (ЕS
В
+ ЕI
В
+ ЕI
В
) – (ЕS
С
+ ЕS
С
) =
= 0 + (–1,0) + (–1,0) – 2,3 – 2,3 = – 6,6 мм.
ЕI
В
= (ЕI
С
+ ЕI
А
+ ЕI
С
) – (ЕS
D
+ ЕS
D
);
ЕI
А
= (ЕI
В
+ ЕS
D
+ ЕS
D
) – (ЕI
С
+ ЕI
С
) =
= –16 + 0,5 + 0,5 – (–2,3 –2,3) = – 10,4 мм.
5. Определяем квалитет точности предельного размера стенда.
Допуск Т
А
= 3,8 мм для размера 3042 мм гарантируется 13-м квалитетом
(IT13 = 3,3 мм). Для исполнительного размера стенда принимаем 12-й квалитет.
Допуск на размер 3042 мм по 12-му квалитету равен IT 12 = 2,1 мм.
6. Определяем верхнее и нижнее отклонения исполнительного размера стенда:
ʹ
=
Т12
Т
А
=−6,6
2,1
3,8
=−3,6мм.
ʹ
=
Т12
Т
А
=−10,4
2,1
3,8
=−5,7мм.
Окончательно для исполнительного размера стенда получим
А
исп
= 3042
-5,7
.
Основные положения главы 3
При определении исполнительных размеров сборочного стенда сначала
необходимо осуществить первичную привязку базирующих поверхностей
каждой группы к конструкции основания стенда.
При совмещении технологических баз с конструкторскими исполни-
тельные размеры стенда определяют исходя из требуемой точности узловых
размеров с учетом возможных систематических погрешностей изготовления
узла.
При несовмещении технологических баз с конструкторскими исполнительные
размеры стенда определяют исходя из размеров предельно изношенного
стенда. Предельные размеры находят из решения размерных цепей.
-
3,6
44
Вопросы для обсуждения
1. Как осуществляют привязку размерами комплекты базирующих эле-
ментов к основанию стенда?
2. Из какого условия определяют номинальные размеры сборочного
стенда при совмещении технологических баз с конструктивными?
3. Как учитывают возможные погрешности изготовления узла при оп-
ределении размеров сборочных стендов?
4. Поясните общую схему расчета размеров стенда в случае несовме-
щения технологических баз с конструкторскими.
45
ГЛАВА 4
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИЖИМНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ
СБОРОЧНЫХ СТЕНДОВ
Из практики эксплуатации прижимных элементов сборочных приспособлений
В сборочных цехах часто встречаются приспособления с существенно дефор-
мированными (изогнутыми) рукоятками нажимных винтов и эксцентриков, с де-
формированной рычажной системой пневмоприжимов. Причинами этого чаще
всего являются необоснованный выбор диаметров винтов и длин рукояток, нару-
шение требований схемы включения пневмоприжимов в цеховую воздушную маги-
страль. В результате для получения требуемой силы закрепления деталей сборщи-
ки при завинчивании винтов пользуются инструментом ударного действия (мо-
лотки, кувалды) или наращивают рукоятки трубами. Пневмоцилиндры, включенные
в воздушную магистраль с нарушением требований, быстро изнашиваются, под-
вергаются коррозии и не обеспечивают необходимых усилий для закрепления дета-
лей.
4.1. Винтовые прижимы
Винтовые прижимы применяют в сборочных приспособлениях с руч-
ным закреплением собираемых в узел деталей. Они просты по конструк-
ции, компактны, надежны в работе, обеспечивают постоянную во времени
силу прижатия. Однако винтовые прижимы требуют значительных физи-
ческих усилий (особенно при винтах большого диаметра) и больших за-
трат рабочего времени на закрепление деталей и освобождение собранно-
го узла от прижимов. В связи с этим винтовые прижимы рекомендуется
применять в основном в условиях единичного и мелкосерийного произ-
водства, а также при других типах производства в легких стендах при не-
большом числе (до пяти) точек поджатия.
Основным элементом винтового прижима является нажимной винт
(рис. 4.1). В приспособлениях применяют винты с метрической резьбой
номинального диаметра от М6 до М48 и с трапецеидальной резьбой от
T
r
16×4 до T
r
50×8. Конструктивные элементы и основные размеры винтов,
рукояток и пят определены стандартами: ГОСТ 13433-68, ГОСТ 13447-68,
ГОСТ 13436-68.
46
Рис. 4.1. Конструкция нажимного винта:
1 — пята; 2 — винт; 3 — резьбовая втулка; 4 — корпус гайки; 5 — рукоятка
В конструкциях сборочных приспособлений могут применяться винты
без нажимной пяты — со сферическим или плоским цилиндрическим тор-
цом. Однако необходимо иметь в виду, что такие винты оставляют след на
закрепляемой детали (вмятину). Кроме того, в таких конструкциях даже не-
значительная неперпендикулярность оси винта к плоскости закрепляемой
детали вызывает неопределенные смещения детали в плоскости, перпенди-
кулярной оси винта.
Отметим также, что при проектировании винтовых прижимов для винтов
диаметром 16 мм и выше предпочтение необходимо отдавать трапе-
цеидальной резьбе, так как по сравнению с метрической она способна пере-
давать большие осевые силы и меньше изнашивается.
При проектировании винтовых прижимов возникает необходимость
выбрать потребный диаметр и длину винта, а также рассчитать силу, ко-
торую требуется приложить к рукоятке для надежного закрепления детали.
Основным исходным параметром для расчета диаметра винта является по-
требная сила закрепления детали, методика определения которой рассмот-
рена в главе 6.
Номинальный диаметр винта выбирают из условия прочности винта и
рассчитывают по следующей зависимости:
=
σ
⁄
,(4.1)
47
где k — коэффициент, учитывающий среднее соотношение между на-
ружным и внутренним диаметром резьбы и постоянные величины (для мет-
рической резьбы k = 1,4; для трапецеидальной k = 1,6);
Q — потребная сила закрепления детали;
σ —допускаемые напряжения растяжения-сжатия винта (для винтов из
стали 45 с учетом износа резьбы σ = (80...100) Н/мм
2
).
Расчетный диаметр винта округляют до ближайшего большего стан-
дартного для резьб значения.
Силу на рукоятке можно найти из условия равновесия винта. Момент,
создаваемый силой Р на рукоятке винта (см. рис. 4.1) уравновешивается мо-
ментом трения в резьбе и моментом трения на опорном конце винта:
Рℓ=М
р
+М
к
,(4.2)
где Р — сила, приложенная к рукоятке винта;
ℓ — расчетная длина рукоятки (плечо силы Р);
М
р
— момент трения в резьбе;
М
к
— момент трения на опорном конце винта.
Момент трения в резьбе определяется выражением
М
р
= r
ср
Q tg (α + ρ),
где r
ср
— средний радиус резьбы;
α — угол подъема резьбы;
ρ — угол трения в резьбе.
Если принять α = 2°30ʹ (для резьб от М8 до М42 а меняется от 3°10ʹ до
1°57ʹ),ρ = 10°30ʹ, r
ср
= 0,45d, то момент трения в резьбе приближенно будет
равен
М
р
≈0,1,(4.3)
Момент трения на опорном конце винта равен произведению силы тре-
ния на диаметр окружности контакта винта и пяты
М
к
= F
тр
d
1
= f Q d
1
sinβ / 2,
где F
тр
— сила трения на опорном конце;
d
1
—диаметр окружности контакта;
f — коэффициент трения;
β — угол отверстия пяты.
48
Если принять β = 120° (в стандартных пятах β = (118±2)°), f = 0,15, то по-
лучим
М
к
≈0,1,(4.4)
где r — радиус сферического конца винта.
Подставив выражения (4.3) и (4.4) в (4.2) и приняв, что ℓ ≈ L – D/2, (см.
рис. 4.1), получим приближенную форму для расчета потребной силы на ру-
коятке винта:
Р ≈0,1[(+)/(−/2)],(4.3)
где L — полная длина рукоятки;
D — диаметр головки винта.
Расчетная сила на рукоятке не должна превышать 150 Н, так как большее
значение силы трудно реализовать в ручных прижимах. Кроме того, при от-
креплении детали приходится преодолевать трение покоя и значения ρ и f
нужно выбирать на (30—50) % больше, чем при закреплении.
Если расчетная сила на рукоятке превышает 150 Н, то необходимо при-
менить винт большего диаметра с большей длиной рукоятки.
Из выражения (4.5) можно получить условие для определения мини-
мальной длины рукоятки:
≥[0,1[(+)/150]+/2.
После преобразования будем иметь
=6,7∙10
(+)+/2.(4.6)
где L
min
— минимальная длина рукоятки, мм;
Q — сила закрепления детали, Н;
d, D и r — в мм.
Если в конструкции прижима применить пяту с плоской опорной по-
верхностью отверстия вместо конической (рис. 4.2), то из-за малого диамет-
ра пятна контакта моментом трения в опорном конце можно пренебречь. В
этом случае выражение (4.6) приобретает вид
=6,7∙10
+/2.(4.7)
Длину винта выбирают из стандартного ряда длин для винтов опреде-
ленного диаметра, исходя из конкретной конструктивной схемы прижима
(необходимой длины отвинчивания для вывода прижима в нерабочее поло-
жение).
49
Пример 4.1. Выбрать параметры винтового прижима для закрепления балки
рамы, если потребная сила прижатия Q = 15 кН.
Решение
Расчетный номинальный диаметр винта по формуле (4.1) равен
р
=1,4
15000/90=18мм.
Принимаем винт с трапецеидальной резьбой
р
=1,6
15000/90=20,6мм.
По ГОСТ 13433-68 принимаем винт с резьбой Т
r
20×4 с радиусом сферическо-
го конца r = 16 мм, диаметром головки D = 30 мм и диаметром отверстия под ру-
коятку d
2
= 16 мм.
По выражению (4.6) определяем потребную длину рукоятки
L = 6,7 ∙ 10
-4
∙ 15000 (20+16) + 30/2 = 375 мм.
По ГОСТ 13447-68 максимальная длина рукоятки диаметром 16 мм
L = 280 мм. В связи с этим выбираем рукоятку диаметром 20 мм и длиной 400 мм.
Для такой рукоятки предусмотрен винт с резьбой Т
r
32×6.
Как видно из решения примера, по условиям прочности винта силу Q = 15 кН
может обеспечить винт с резьбой Т
r
20×4. Однако для такого винта необходимая
сила на рукоятке значительно превышает допускаемую для ручного закрепления
детали. Это еще раз подтверждает замечание, высказанное в начальной заставке к
главе.
Если в конструкции нажимного винта применить пяту с плоским днищем от-
верстия, то расчетная длина рукоятки по выражению (4.7) будет равна
L
min
= 6,7 ∙ 10
-4
∙ 15000 ∙ 20 + 30/2 = 216 мм.
Ближайшая стандартная длина рукоятки диаметром 16 мм L = 220 мм. В таком
случае окончательно принимаем винт с резьбой Т
r
20×4 и длиной рукоятки 225
мм.
Замечание 4.1. Если рассматривать вопрос выбора параметров
винтового прижима в строгой постановке, то переход к винту большего
диаметра, вызванный чрезмерно большой потребной силой на рукоятке (в
примере 4.1 замена винта Т
r
20×4 на винт Т
r
32×6), приведет к увеличению
момента трения в резьбе, следовательно, и к увеличению силы на рукоятке.
Однако такое увеличение, как правило, незначительное и компенсируется
некоторым запасом при получении приближенных выражений для момен-
тов и округлением длины рукоятки в большую сторону до стандартной ве-
личины.