Наружный диаметр гидроцилиндра

Введение

 

В процессе разборки и сборки агрегатов и машин значительный объем работ затрачивается на узловую сборку прессовых соединений и подшипниковых узлов. Например, для автомобилей это достигает 40% от общей трудоемкости разборочных и сборочных работ. При механизации процессов снятия и установки деталей с натягом должна обеспечиваться их сохранность, а также гарантированный натяг.

Снимают и устанавливают детали с гарантированным натягом, втулки и обоймы подшипников, прикладывая осевое усилие и используя тепловые деформации детали (нагрев охватывающей или глубокое охлаждение охватываемой детали)

Для приложения осевого усилия, необходимого для выпрессовки или запрессовки деталей, применяют различные съемники, приспособления и прессы.

Поэтому в данном курсовом проекте разрабатывается гидравлический пресс с усилием в 50 тонн для запрессовки и выпрессовки деталей.

 

 

Расчет гидроцилиндра

Расчет гидравлического пресса начинаем с определения площади поршня

;                                                  (1)

где P— требуемое усилие на штоке в кН; Р = 490 кН.

р — давление масла, развиваемое насосом, в Па;

ή — коэффициент, учитывающий потери давления в системе

(ή =0.8 - 0.9).

Давление р принимается в зависимости от типа насоса. Принимаем давление в системе р =100× 10⁵ Па.

 см² = 0, 6125 м²;

 

Диаметр поршня определяют по формуле,

;                                                 (2)

 см = 0, 279 м;

Принимаем D = 30 см = 0, 3 м;

Диаметр штока принимаем d = (0, 7-0, 8) D.         (3)

 см = 0, 21 м;

Принимаем по ГОСТ 8755-88 d = 21 см = 0, 21 м;

Тогда по ГОСТ 8755-88 принимаем гидроцилиндр марки ЦС-80.

 Ход поршня определяется из конструктивных соображений.

Наружный диаметр гидроцилиндра

;                                                 (4)

Где D — диаметр поршня в см.

р — давление масла, развиваемое насосом, в Па;

σ _р – допускаемое напряжение растяжения стенки цилиндра, в Па;

;                                                               (5)

Материал цилиндра сталь 40Х

Предел текучести материала цилиндра в Н/мм²

 МПа

 мм = 0, 45445 м;

Принимаем D₁ = 400 мм = 0, 40 м;

 

Выбор масляного насоса

 

Производительность насоса равна:

;                                                                    (6)

где: Q – производительность насоса, л/мин;

d – диаметр поршня цилиндра, м;

l_n – ход поршня рабочего цилиндра, определяется при кинематическом расчете проектируемого оборудования, м;

t – время рабочего хода исполнительного органа технологического оборудования, с, принимаем t=5с;

h_n – объемный КПД гидросистемы оборудования, h_n=0, 8;

n – число одновременно работающих цилиндров, n=1.

Производительность насоса равна по:

                          л/мин.

Принимаем насос шестеренчатый по ГОСТ 8753-88: НШ-200В

Частота вращения вала насоса:

                         ,                                          (7)

где q – теоретическая производительность насоса за 1 оборот приводного вала, см³/об., q = 32, 57 см³/об.;

h₀ – объемный кпд насоса, h₀ = 0, 9.

Тогда                 об/мин

 

При установке насоса высота столба рабочей жидкости под всасывающей трубкой должна быть не менее 150 мм.

 

Расчет трубопроводов

 

Диаметры всасывающих и нагнетательных трубопроводов определяются в зависимости от скорости рабочей жидкости.

Скорость рабочей жидкости в трубопроводе определяем по формуле:

                          ;                                            (11)

где Q – расход жидкости, л/мин, Q = 260 л/мин;

d – внутренний диаметр трубопровода, м.

 

Скорость не должна превышать для всасывающего трубопровода 1, 5 м/с, а для нагнетательного 4…5 м/с.

 

Тогда                                                            (12)

 

Всасывающий трубопровод:

                          мм = 0, 0598 м;

Принимаем по ГОСТ 8755-88 d = 60 мм = 0, 06 м;

 

Нагнетательный трубопровод:

                          мм = 0, 0371 м;

Принимаем по ГОСТ 8755-88 d = 40 мм = 0, 04 м;

Толщина стенки трубы маслопровода:

                                                                       (13)

где S – толщина стенки, м;

t _доп – допустимое напряжение на разрыв, Па, для резинового трубопровода t _доп = 80 Па.

 

Тогда для всасывающего трубопровода:

                          мм = 0, 00375 м;

Принимаем S = 4 мм = 0, 004 м;

 

Для нагнетательного трубопровода:

                          мм = 0, 0025 м;

Принимаем S = 2, 5 мм = 0, 0025 м;

Следовательно, по ГОСТ 5496-78 принимаем резиновый трубопровод:

трубка 4П25´ 4 ГОСТ 5496-78 и трубка 4П16´ 2, 5 ГОСТ 5496-78

 

Расчет винта

 

Определяем внутренний диаметр винта, приняв материал – сталь 35

[d]_см = 70 МПа.

                                                             (18)

 мм = 0, 034 м.

Принимаем трапециидальную резьбу (ГОСТ 9484-81) d₁ = 0, 034 м, d₂ = 0, 039 м, d₃ = 0, 043 м.

 

Расчет момента трения

 

Момент трения в резьбе и на торце винта, т.е. момент необходимый для вращения винта:

                         (21)

 Н× м

Определим число витков гайки:

Ст. 35 [d]_см = 70 × 10² МПа.

                                                (22)

 

 

Расчет высоты гайки

 

                                                                   (23)

 мм.

Принимаем 60 мм.

Расчет рамы

 

Площадь и момент инерции поперечного сечения одного швеллера №24 соответственно равны F=30, 6 см² и J_y=208 см⁴. Для всего сечения

F=2 30, 6=61, 2 см²=0, 0612м²

и

Минимальный радиус инерции

                             (35)

Коэффициент длинны для составного стержня с решеткой из распорок определяется по формуле:

                                                                       (36)

где J– момент инерции всего сечения относительно оси y₀ J=J_y0;

F_р– площади поперечного сечения распорки F_р=9, 42 см² =0, 000942м²;

l– длинна стержня l=700 см=7м;

Приведенная гибкость стержня

                                                                (37)

Коэффициент снижения допускаемого напряжения φ =0, 821.

 

Допускаемая нагрузка равна:

[Р]=φ × [σ ]× F=0, 21× 1600× 61, 2=80400кг≈ Р=80000кг

 

 

Проверка прочности. Площадь поперечного сечения стержня ослаблена 6 отверстиями под болты диаметром 2см

F_нетто=61, 2– 4× 2× 1=53, 2см²=0, 00532 м²

Сжимающие напряжение в ослабленном сечении

σ = ‹ [σ ]=1600 Па

 

Заключение

 

В результате расчетов были подобраны гидроцилиндр 400м, сечение трубопроводов d = 40мм., тип насоса НШ-200В, электродвигатель 4А80АЧУЗ, тип следящего устройства Р-75, размеры гидробака 0, 7٭ 0, 7٭ 0, 9 м.и другое.

Прочностной расчет конструкции показал, что проектируемый стенд будет иметь двукратный запас прочности [Р] = 80000 кг, поскольку напряжение, на изгиб возникающее в раме меньше допустимого в два раза. А также проектируемая установка будет отличаться трех кратным запасом надежности δ = 1600Па и обеспечит безопасность обслуживающего персонала при использовании данного стенда на производстве.

 

 

Введение

 

В процессе разборки и сборки агрегатов и машин значительный объем работ затрачивается на узловую сборку прессовых соединений и подшипниковых узлов. Например, для автомобилей это достигает 40% от общей трудоемкости разборочных и сборочных работ. При механизации процессов снятия и установки деталей с натягом должна обеспечиваться их сохранность, а также гарантированный натяг.

Снимают и устанавливают детали с гарантированным натягом, втулки и обоймы подшипников, прикладывая осевое усилие и используя тепловые деформации детали (нагрев охватывающей или глубокое охлаждение охватываемой детали)

Для приложения осевого усилия, необходимого для выпрессовки или запрессовки деталей, применяют различные съемники, приспособления и прессы.

Поэтому в данном курсовом проекте разрабатывается гидравлический пресс с усилием в 50 тонн для запрессовки и выпрессовки деталей.

 

 

Расчет гидроцилиндра

Расчет гидравлического пресса начинаем с определения площади поршня

;                                                  (1)

где P— требуемое усилие на штоке в кН; Р = 490 кН.

р — давление масла, развиваемое насосом, в Па;

ή — коэффициент, учитывающий потери давления в системе

(ή =0.8 - 0.9).

Давление р принимается в зависимости от типа насоса. Принимаем давление в системе р =100× 10⁵ Па.

 см² = 0, 6125 м²;

 

Диаметр поршня определяют по формуле,

;                                                 (2)

 см = 0, 279 м;

Принимаем D = 30 см = 0, 3 м;

Диаметр штока принимаем d = (0, 7-0, 8) D.         (3)

 см = 0, 21 м;

Принимаем по ГОСТ 8755-88 d = 21 см = 0, 21 м;

Тогда по ГОСТ 8755-88 принимаем гидроцилиндр марки ЦС-80.

 Ход поршня определяется из конструктивных соображений.

Наружный диаметр гидроцилиндра

;                                                 (4)

123Следующая ⇒

Поделиться: