2. Приспособление для сварки и наплавки на корпусе автосцепки

1. Описание конструкции и работа стенда

Стенд для сварочных и наплавочных работ на корпусе автосцепки состоит из неподвижной рамы 7 (рисунок 4.1), выполнен в виде двух вертикальных связанных между собой вертикальных стоек. К раме прекрипляется верхние 6 и нижние 5кронштейны, а также приспособление для постановки корпуса автосцепки имеющие поворотную обойму 1, редуктор 9, электродвигатель 10 мощностью 1 кВт Корпус автосцепки устанавливается хвостовиком в прямоугольное отверстие подвижного диска 2 и закрепляется. Диск прикреплен к втулке с вмонтированными в нее шариковыми подшипниками. Кроме этого к подвижному диску прикрепляется барабан 8 установленный в щеках 3 Для закрепления барабана предусмотрен болт, проходящий через гайку, приваренную к скобе 4

Рисунок 4.1 – Стенд для производства сварочных и наплавочных работ на корпусе автосцепки

Стенд позволяет устанавливать корпус в любое нужное положение для удобного выполнение работ. Особенно это важно при автоматической и полуавтоматической наплавке, когда необходимо точно соблюдать предусмотренные технологией углы наклона наплавляемых поверхностей. Корпус устанавливают вертикально хвостовиком вниз, так чтобы хвостовик вошел в отверстие диска, закрепляют его в этом положении, после чего корпус автосцепки с помощью стенда можно поворачивать как вокруг собственной вертикальной оси так и вокруг горизонтальной оси. Для облегчения работ стенд имеет механический привод состоящий из редуктора и электродвигателя.

5.2 Выбор электродвигателя.

Основными параметрами которыми руководствуются при выборе электродвигателя является крутящий момент на ведомом валу и угловая скорость на ведущем валу.

Требуемая мощность электродвигателя Р, Вт, определяют по расчетной номинальной нагрузке, определяемой по формуле /25/:

где Т– вращающий момент на приводном валу, Н*м;

 - угловая скорость приводного вала, рад/с;

 - коэффициент полезного действия привода.

Принимаем крутящий момент 2 кН*м /25/ и угловую скорость 1,2 рад/с.

Коэффициент полезного действия равен произведению частных коэффициентов передач, входящих в привод /25/:

 =  _М*⁴_ПК*²_ЗП

где _М– коэффициент полезного действия муфты;

_ПК– коэффициент полезного действия одной пары подшипников качения;

_ЗП– коэффициент полезного действия одной ступени редуктора.

Принимаем _М= 0,99;_ПК= 0,99;_ЗП= 0,97 /25/.

По расчету

 = 0,99 * 0,99⁴* 0,97²= 0,92

кВт

Принимаем закрытый электродвигатель серии 4А (ГОСТ 19.523 - 81) 4А112МВ8УЗ с мощностью 3 кВт, частотой вращения 750 об/мин.

5.3 Расчет редуктора

Так как выбранный электродвигатель имеет частоту вращения значительно большую, чем необходима для приспособления, то для понижения частоиты вращения и повышения крутящего момента используем цилиндрический двухступенчатый редуктор (рисунок 4.2).

Рисунок 4.2. – Схема цилиндрического двухступенчатого редуктора

Для получения сравнительно небольших габаритных размеров и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колеса шестерен легированную сталь марки 40Х (ковка).

Для расчетов зададимся следующими допускаемыми напряжениями при кратковременной перегрузке редуктора:

• предельно контактные напряжения для колес обеих ступеней /25/

где _Т– предел текучести материала.

Принимаем _Т= 550 МПа /25/.

По расчету

_Н_МАХ= 2,8550 = 1540 Мпа

• предельные напряжения изгиба для обоих колес /25/

_F_МАХ= 2,7НВ

где НВ – твердость поверхностного слоя материала по Брюнелю.

Принимаем НВ = 245 МПа /25/.

По расчету

_F_МАХ= 2,7245 = 661 МПа

Аналогичные расчету производим для шестеренок обоих ступеней и заносим в таблицу 4.1.

Таблица 4.1 – Таблица допускаемых напряжений

Ступени редуктора	Элемент передачи
		Н	НРАС	F	НМАХ	FМАХ
	Шестерня	875	637	363	1650	1000
	Колесо	510	637	252	1540	661
	Шестерня	520	520	278	1960	729
	Колесо	520	520	252	1540	661

5.3.1 Расчет параметров ступеней редуктора.

К основным параметрам редуктора относятся:межосевое расстояние, передаточное числоu, коэффициент ширины, модульm_n и угол наклона.

Принимаем

(d₂)₁= 0,7…0,9 (d₂)₂ /25/.

где (d₂)₂ – диаметр колеса второй ступени;

(d₂)₁ – диаметр колеса первой ступени.

По расчету

(d₂)₁ = 0.8  272,5 = 218 мм

Диаметр шестерни первой ступени определяется по формуле /25/:

где U– прередаточное число.

Принимаем для выбранного типа редуктора U= 6,3 /25/.

По расчету

мм

Межосевое расстояние первой ступни составит:

= 0,5 (d₂ + d₁) = 0,5 (218 + 34,6) = 126,3 мм

Округляя по рядуRa40/25/, принимаем= 125 мм

Для определения ширины колес b_W, мм, воспользуемся следующей формулой /25/:

где - межосевое расстояние;

u– передаточное число;

Е_ПР– приведенный модуль упругости;

Т₃– крутящий момент на ведущем валу редуктора;

К_Н- коэффициент концентрации нагрузки.

Принимаем Е_ПР= 2,1 * 10⁵МПа;Т₃= 180 * 10³Н*мм;К_Н= 1,06 /25/.

По расчету

Принимаем из стандартного ряда _ва= 0,12 /25/.

Суммарное число зубьев шестерни определим по формуле /25/:

По расчету

Принимаем число зубьев шестерни первой ступени 35.

Число зубьев колеса

Z₂ = 144 – 35 = 109

5.3.2. Проверочный расчет на перегрузку.

Проверочный расчет проводится по предельным контактным напряжениям для колес обоих ступеней и предельным напряжениям изгиба.

По расчету

МПа

Произведем расчет по предельным напряжениям изгиба /25/:

По расчету

МПа

Из расчетов видно, что редуктор отвечает требованиям при работе в условиях кратковременной перегрузке.

Результаты расчетов занесем в таблицу 4.2.

Таблица 4.2 – Результаты расчетов

Параметры	Iступени	II ступени
Модуль, m	1,5	2,5
Число зубьев шестерни	19	35
Число зубьев колеса	124	109
Делительный диаметр шестерни d1 , мм	34,6	87,5
Делительный диаметр колеса d2, мм	218	272,5
Межосевое расстояние , мм	125	180
Ширина зубчатого венца, w , мм	25	71