Кинематический расчет

4.3.3 Кинематический расчет

Допустимая скорость перемещения [28]:

, (93)

где V_доп – скорость перемещения устройства в точке Б (ось заготовки), м/с;

S – линейный ход устройства, конструктивно принимается S=0,4 м;

∆ - погрешность позиционирования, ∆=0,1 мм;

m – масса перемещаемых частей, m=50 кг.

 (м/с).

Принимаем скорость движения заготовки V_з=0,03 м/с.

Угловая скорость устройства подъема:

, (94)

 (с^-1)

Скорость устройства в т.А (движущая скорость на штоке гидроцилиндра):

V_д1=V_д2=w×r, (95)

V_д1=V_д2=0,174×0,115=0,02 (м/с).

4.3.4 Расчет силового гидроцилиндра

Исходные данные для расчета:

конструкция – двухсторонний, не симметричный;

тяговое усилие F=700 Н;

скорость прямого хода – V=1,8 м/мин = 0,03 м/с;

длина хода – 400 мм.

В качестве рабочей жидкости для гидропривода всей системы выбрано масло ИГП-18, кинематическая вязкость ν=18,5 сСт.

Выбор рабочего давления в штоковой полости гидроцилиндра.

Используя формулу (67), имеем:

,

где D – диаметр поршня цилиндра, мм; конструктивно по ГОСТ 6540-68 принимается стандартный D=40 мм;

d – диаметр штока, по ряду стандартных размеров принимаем d=20 мм.

 (МПа).

Усилие, развиваемое гидроцилиндром при обратном ходе по формуле (69):

,

 (Н).

Расход масла определяется по формуле (70):

,

 (м³/с) = 2,3 л/мин.

Используя формулу (71), определяем скорость штока при обратном ходе:

,

 (м/с) = 2,5 м/мин.

Выбор конструкции и типа уплотнений поршня и штока гидроцилиндра.

Конструкция и тип уплотнений поршня и штока гидроцилиндра принимается аналогично гидроцилиндру в рычаге коренных шеек - кольцо резиновое уплотнительное круглого сечения. Основные размеры колец по ГОСТ 6969-54:

- уплотнения поршня D=40 мм, d=36 мм;

- уплотнения штока D=26 мм, d=22 мм.

Расчет корпуса гидроцилиндра.

Внутренний диаметр расточки корпуса соответствует диаметру поршня и принимается d_к=40 мм.

Используя формулу (72), имеем:

,

 (мм).

Для обеспечения жесткости гидроцилиндра принимаем толщину стенки δ=4 мм.

Расчет потерь давления в трубопроводе.

Безразмерное число Рейнольда по формуле (73):

,

где d – внутренний диаметр трубопровода, d=4,6 мм.

.

Поскольку R_е меньше критической величины [R_е]=2100, поток масла в трубопроводе ламинарный, поэтому потери давления определяем по формуле (74):

,

где d – внутренний диаметр трубопровода, d=4,6 мм;

L – длина трубопровода, мм; L=2 м.

 (МПа).

Так как потери слишком малы, далее их можно не учитывать.

Наружный диаметр корпуса считаем по формуле (75):

D=d+2δ,

где d – внутренний диаметр корпуса, d=40 мм;

δ – толщина стенки гидроцилиндра, δ=4 мм.

D=40+2×4=48 (мм).

Принимаем D=48 мм.

Корпус гидроцилиндра изготавливается из стальных труб бесшовных горячекатаных по ГОСТ 8734-75.

Для крепления гидроцилиндра из расчета на смятие определяем диаметр проушины по формуле (81):

,

где [δ] – допускаемое напряжение для опоры скольжения, [δ]≈20 МПа.

 (мм).

Принимаем диаметр проушины D=15 мм.

Т.к. ход поршня S>8D, требуется расчет гидроцилиндра на устойчивость.

Осевой момент инерции штока рассчитывается по формуле:

, (96)

где d – диаметр штока, d=22 мм.

 (мм⁴).

Критическая сила для потери штоком устойчивости:

, (97)

где Е – модуль Юнга I рода, Е=200000 МПа;

l_ш – длина штока, l_ш=400 мм

 (кН).

Условие устойчивости: Р_кр≥F

Т.к. 46000 Н > 700 Н, условие устойчивости выполнено, значит шток устойчив.