4.2.2 Определение нагрузки на гидроцилиндр

Нагрузку на гидроцилиндр F_н, Н определяем по формуле (4.22).

,

(4.22)

где g – ускорение свободного падения g = 9,81 м/с²;

k_тр =1,15 – коэффициент трения учитывающий трение заготовок по поверхности механизма.

Н

При заданных величинах хода S, мм, времени хода , с, приведенной к поршню массе m, кг и нагрузке F_н, Н параметры цилиндра выбирают по следующей методике:

1. Определим показатель нагрузки N по формуле (4.23) [3].

,

(4.23)

2. Найдем относительную скорость _о по графику – рисунок 4.2 [3].

₀

N

Рисунок 4.2 – График зависимости относительной скорости _о движения цилиндра от показателя нагрузки N

Из графика скорость .

3. Вычислим предельное значение скорости , м/мин по формуле (4.24) [3].

,

(4.24)

м/мин

4. Определим предельное значение ускорения а_п, м/с² по формуле (4.25) [3].

,

(4.25)

м/с²

5. Вычислим внешнюю нагрузку F, Н при разгоне по формуле (4.26).

,

(4.26)

Н

6. Определим предельную мощность Р, кВт по формуле (4.27) [3].

,

(4.27)

кВт

7. Определяем диаметр цилиндра D, мм по формуле (4.24) [3].

Задаваясь рабочим давлением р = 2,5 МПа, определяем диаметр цилиндра с учетом его КПД и потерь давления в гидросистеме.

,

(4.28)

мм

По ГОСТ 6540-74 из стандартного ряда принимаем D = 50 мм.

При движении поршня цилиндра в сторону штока, шток нагружается сжимающимися усилиями, происходит его прогиб (потеря устойчивости). Для исключения этого явления рекомендуется следующий расчет [3]:

1. Вычислим приведенный ход S_пр, мм по формуле (4.29).

,

(4.29)

где k_з = 2,0 - коэффициент закрепления.

мм

2. Учитывая значение сжимающей силы F, Н по номограмме – рисунок 4.3 найдем необходимый диаметр штока d, мм.

По номограмме принимаем d = 25 мм.

Принимаем цилиндр по ОСТ2 Г21-1-73 1-50*100 [3].

Поскольку транспортёр-накопитель деталей имеет полностью идентичную конструкцию, что и накопитель заготовок, то для перемещения подвижной рамы выбираем такой же гидроцилиндр по ОСТ2 Г21-1-73 1-50*100.

Диаметр цилиндра D = 50 мм. Диаметр штока d = 25 мм.

Р исунок 4.3 – Номограмма

4.2.2 Расчет толщины стенки гидроцилиндра

Определим толщину стенки гидроцилиндра по формуле Лямке (4.30) [3].

,

(4.30)

где D - внутренний диаметр цилиндра, мм;

[] = 200 МПа - допускаемое напряжение, МПа [9];

Р = 2,5 МПа - внутреннее давление.

Для того чтобы конструкция имела прочность, не получала повреждений от ударов, принимаем толщину стенки  = 5 мм.

4.2.3 Расчет резьбовых соединений в гидроцилиндре

Определим усилие F, Н, действующее на резьбовое соединение по формуле (4.31).

,

(4.31)

Определим расчетную нагрузку Т, Н по формуле (4.32)

Т = k·F,

(4.32)

где k - коэффициент затяжки (k = 2,5…4 – при переменной нагрузке).

Задняя и передняя крышки гидроцилиндра крепятся четырьмя шпильками М12.

Внутренний диаметр резьбы – d = 10 мм = 0,01 м.

Наружный диаметр резьбы – d_о = 12 мм = 0,012 м.

Определяем растягивающее σ, напряжение на одну шпильку - (4.33).

,

(4.33)

где z – количество резьбовых соединений участвующих в работе (z = 4 шт.).

Определим наибольшее касательное напряжение τ, Н / м² в резьбе - (4.34).

(4.34)

где k₁ = 0,12 - коэффициент, зависящий от коэффициента трения фрикционной пары.

Определяем приведенное напряжение σ_пр, Н / м² в резьбе - (4.35).

(4.35)

Определяем коэффициент запаса n по пластическим деформациям - (4.36).

,

(4.36)

где _Т = 1100 МПа - для материала шпильки Сталь 40Х ГОСТ 4543-71 с закалкой в масле и высоким отпуском - НRC42.

Условие прочности выполняется, принимаем материал шпильки Сталь 40Х ГОСТ 4543-71.

Выбираем материал гайки.

Из условия равенства связывающего усилия для витков шпильки и гайки имеем следующее соотношение (4.37):

,

(4.37)

где _ш. и _г – предел прочности на срез материала шпильки и гайки (k_ш+ k_г =1).

Учитывая практический опыт расчета и эксплуатации резьбовых соединений гидроцилиндров, принимаем:

, [9].

Тогда , 195 МПа = 3·65 МПа.

Принимаем материал гайки Сталь 30 ГОСТ 1050-88, нормализованную.