Технические условия на сборку и сварку изделия

Обзор научно – технической литературы

Расчетная часть

Составление расчетной схемы двухстоечного кантователя с крепежными устройствами

В общем случае исходные данные для расчета двухстоечного кантователя должны быть представлены так, как показано на рис. 1 и в табл. 1.

Схема составляется в соответствии с выданным заданием на проектирование. Данная расчетная схема и таблица вычерчиваются на листе формата А1 в масштабе и с соблюдением толщины линий.  

 

 

Рисунок 1 – Расчетная схема двухстоечного кантователя с шарнирными крепежными устройствами: G – вес конструкции; А и B – точки крепления приводного шпинделя; C и D – точки крепления ведомого шпинделя; G₁ – усилие, действующее на хвостовик приводного шпинделя; G₂ – усилие, действующее на хвостовик ведомого шпинделя; Q – окружная сила на зубчатом колесе; e – эксцентриситет; r – расстояние между точкой действия окружного усилия и осью вращения планшайбы; к, к₁ – расстояние от центра зубчатого колеса до опоры А; L₁ – расстояние между подшипниками приводного шпинделя;

L₂ – расстояние между подшипниками ведомого шпинделя; а₁ – расстояние между центром приводной планшайбы и опорой А; а₂ – расстояние между центром ведомой планшайбы и опорой С; h₁ и h₂ – расстояния от центра тяжести конструкции до центров приводной и ведомой планшайб, соответственно 

 

Таблица 1 – Исходные данные для расчета двухстоечного кантователя

№	G, кг	е, см	l1, см	l2, см	h1, см	h2, см	a1, см	a2, см	v, м /мин	R, см	к, см	Тип редуктора
1	1080	15, 0	60	70	100	100	60	35	16	55	35	червячный двухступенчатый

 

Пример задания на проектирование: «необходимо спроектировать двухстоечный кантователь с шарнирными крепежными приспособлениями для сборки и сварки конструкции определенных габаритных размеров и массы. Привод кантователя включает в себя один электродвигатель и один двухступенчатый червячный редуктор».

 

Расчет двухстоечного кантователя

 

 

Расчет двухстоечного кантователя начинается с ГОСТ 8338–75 «Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры», по которому в зависимости от массы конструкции, кантуемой при сборке и сварке, по параметру статической грузоподъемности необходимо выбрать подшипники, в которые будут посажены приводной и ведомый шпиндели передней и задней бабок двухстоечного кантователя.

Например, если кантуемая конструкция имеет вес до 10 т, то соответствующая статическая грузоподъемность по ГОСТ 8338–75 равна                 С₀ = 105000 Н, что соответствует подшипнику № 414 – шариковый радиальный подшипник тяжелой серии диаметров 4 серии ширин 0 с d = 70 мм, D = 180 мм и B = 42 мм (обозначение по стандарту – подшипник 414 ГОСТ 8338–75) (рис. 2). Коэффициент трения в подшипнике f = 0, 02 [1].  

Рисунок 2 – Стандартные размеры подшипника шарикового радиального однорядного

Принимаем данные подшипники как для приводного, так и для ведомого шпинделей бабок. Соответственно, диаметры шпинделей бабок во всех сечения равны d_А= d_В = d_С = d_D = 70 мм (см. рис. 1) [2].

1. Усилия, действующие на хвостовики шпинделей:

 

 

 

2. Вертикальные радиальные усилия в подшипниках передней бабки:

 

 

 

Вертикальные радиальные усилия в подшипниках задней бабки равны:

 

 

 

3. Окружная сила Q на зубчатом колесе:

 

     

4. Радиальные усилия в подшипниках передней бабки под действием окружной силы Q на зубчатом колесе:

 

 

5. Суммарные радиальные усилия в подшипниках передней бабки:

 

 

 

                      

6. На схеме, представленной на рис. 1, есть 2 варианта вращения:

а) вращение отбалансированного изделия (ровной трубы или обечайки) без смещения центра тяжести;

б) вращение изделия со смещенным центром тяжести, например, ступенчатого барабана, конусной трубы и др.

Если вращается труба без смещенного центра тяжести, то грузовой крутящий момент G∙ е не передается на шпиндель, значит при определении расчетных эквивалентных моментов, действующих на шпиндели, в качестве крутящих моментов достаточно учесть только моменты сил трения в подшипниках соответственно в передней и задней бабках:

 

 

 

7. Значит, наибольший крутящий момент, воспринимаемый приводом кантователя, в данном случае составит:

 

 

8. Изгибающий момент в опасном сечении шпинделя передней бабки             (в подшипнике А):

 

 

9. Изгибающий момент в опасном сечении С шпинделя задней бабки:

 

 

10. Расчетные эквивалентные моменты для шпинделя передней и задней бабок:

 

 

 

11. Диаметры шпинделей в опасных сечениях – на опорах А и С:

 

                                                                                

где [σ ] – допускаемое напряжение на изгиб, кгс/см² (для стали 40Х                  [σ ] = 6000…8000 кгс/см²). 

12. Выбор числа оборотов кантователя для диаметра планшайбы 156 см:

 

 

13. Мощность привода кантователя, в конструкции которого предусмотрен двухзаходный червячный редуктор:  

 

 

где η _О – общий КПД привода, являющийся произведением КПД всех передач приводного механизма (η _О = 0, 95∙ 0, 75∙ 0, 75 = 0, 5343 – для двигателя с двухчервячным редуктором).

14. В реальных условиях производства чаще всего необходимо вращать на кантователях конструкции со смещенными центрами тяжести (с эксцентриситетами), что приводит к необходимости учета в расчетах грузового момента G∙ е при кручении.

Тогда, учитывая эксцентриситет е = 15 см, заданный в условии, наибольший крутящий момент, воспринимаемый приводом кантователя, в данном случае составит:

 

 

Тогда, расчетные эквивалентные моменты для шпинделя передней и задней бабок составят:

 

 

 

Соответственно, диаметры шпинделей в опасных сечениях – на опорах А         и С:

                                                                                

Мощность привода кантователя составит:

 

 

15. Если ведущая шестерня, сцепленная с зубчатым колесом шпинделя, располагается не внизу или вверху, а сбоку – на одной горизонтальной оси с колесом (на рис. 1 показана штрих пунктиром), то значения расчетных усилий и изгибающих моментов, действующих на шпиндель передней бабки, могут оказаться существенно выше.

Это объясняется тем, что при таком монтаже окружная сила на зубчатке будет направлена вертикально, и поэтому вызываемые ею реактивные усилия и моменты складываются с грузовыми (тоже вертикальными) алгебраически, а не геометрически.

Следовательно, в этом случае нагрузка на подшипники будет равна:

 

  

Тогда изгибающий момент в опасном сечении шпинделя передней бабки равен не геометрической, а алгебраической сумме следующих составляющих:

 

                                                                                                     

Изгибающий момент в опасном сечении шпинделя задней бабки остается прежним: М_C = 18900 кгс∙ см.

Момент сил трения в подшипниках передней бабки изменится:

 

Момент сил трения в подшипниках задней бабки остается прежним: .

При наличии эксцентриситета центра тяжести вращаемой конструкции в расчетные эквивалентные моменты для шпинделя передней и задней бабок также добавятся грузовые моменты G∙ е кручения:

 

 

 

Диаметры шпинделей в опасных сечениях – на опорах А и С:

 

                                                                                

Наибольший крутящий момент, воспринимаемый приводом кантователя, несколько увеличится и составит:

                                                                                        

 

 

Мощность привода кантователя при этом не изменится и составит:

 

                                            

Далее рассчитывается требуемая частота вращения вала электродвигателя n_Э.ТР., об/мин, исходя из частоты вращения приводного вала n, об/мин, а также средних значений передаточных чисел из рекомендуемого диапазона (табл. 2). Например, в случае двухступенчатой червячной передачи:

 

                                         ,                                     

 

где u_Ч1 – передаточное число первой червячной передачи;

  u_Ч2 – передаточное число второй червячной передачи.

                               

Таблица 2 – Рекомендуемые и предельные передаточные числа для передач     

Вид передачи