Проектирование технологической оснастки

Расчет двухстоечного вращателя с электромеханическим приводом

Рисунок 8 – Расчетная схема двухстоечного вращателя с шарнирными крепежными устройствами.

 

Размеры необходимые для расчета двухстоечного вращателя (рисунок 8):

h₁ = 69,2 см; h₂ = 72,05 см; G = 789 кг; e = 5,67 см; l₁ = 45,95 см; l₂ = 115,86 см; a₁ = 85,71 см; a₂ = 41,1 см; k = 22,97 см; R = 30 см.

На рисунке 8. представлена расчетная схема двухстоечного вращателя с шарнирными крепежными приспособлениями. Наибольший крутящий момент  воспринимаемый приводом кантователя, равен сумме двух моментов: грузового и  сил трения в подшипниках обоих шпинделей:

                                                                           (32)

Рассчитаем массу коленчатого вала, представленного на рисунке 9.

Рисунок 9 – Изделие «Коленчатый вал»

 

Рисунок 10 – Расчет массы изделия «Коленчатый вал»

 

Рисунок 11 – Расчет переднего хвостовика коленчатого вала

Рисунок 12 – Расчет внешних щек коленчатого вала

 

Рисунок 13 – Расчет шатунных шеек коленчатого вала

 

Рисунок 14 – Расчет внутренних щек коленчатого вала

 

Рисунок 15 – Расчет заднего хвостовика коленчатого вала

 

Рассчитаем мощность двигателя.

Диаметры шпинделей

                                          d_A  = d_B = 30 см;

                                          d_С  = d_D = 30 см.

Определяем усилия, действующие на хвостовики:

                                                                        (33)

где G – масса, кг;

    h₂, h₁ – расстояния, см (см. рисунок 8).

                                                        (34)

Определяем вертикальные радиальные усилия в подшипниках передней бабки:

                                                          (35)

                     

                                                                               (36)

где l₁, a₁ – расстояния, см (см. рисунок 8).

             

Определяем вертикальные радикальные усилия в подшипниках задней бабки:

                                                                  (37)

                                

                                                               (38)

где a₂, l₂ - расстояния, см (см. рисунок 8).

В подшипниках передней бабки, кроме того, возникают радиальные усилия под действием окружной силы Q на зубчатом колесе:

                                                                   (39)

                      

                                                                             (40)

где Q = М_гр/R= 4473,63/30 = 149,21,

    R – радиус зубчатого колеса, см.

Так как при данном расположении ведущей шестерни или червяка (при червячной передаче) усилия А₃ и В₃ будут направлены горизонтально, т. е. перпендикулярно вертикальным нагрузкам А_В и В_В, то суммарные радиальные усилия в подшипниках передней бабки будут равны геометрической сумме двух взаимно перпендикулярных составляющих:

                                                                           (41)

                      

                                                                    (42)

                      

Грузовой момент определяем по формуле

                                           

где е – эксцентриситет, см.

                                 63 кг см.

Момент сил трения определяется по формуле:

                      (43)

где  – коэффициенты трения (для упорных и радиально-упорных подшипников качения f = 0,02).

Определяем наибольший крутящий момент, воспринимаемый приводом кантователя:

                                                                (44)

                      

Определяем общий КПД привода:

                                                                     (45)

                                 

где  –  КПД червячной передачи и КПД ременной передачи.

Скорость вращения примем равное 850 об/мин.

Определяем мощность приводного двигателя

                                                                                (46)