Курсовая работа: Гидроцилиндр с односторонним штоком
В период разгона при отсутствии полезного усилия, суммарная нагрузка на штоке равна:
SPраз =Ри +Рт +Ртц + G (4)
где Ри - сила инерции подвижных частей, Н;
Сила инерции подвижных частей определяется по формуле (5): Ри = (5)
где upx - скорость перемещения рабочего органа, м/с;
m - масса подвижных частей, кг;
Dt - время ускорения от нуля до наибольшей скорости стола (Dt=0,5с).
 |
Ри = =46 Н
Силу трения в период разгона определяем по формуле (2) при коэффициенте трения покоя m2 =0,16).
Силу трения поршня в цилиндре Ртц определяем по формуле (3): Ртц =841,1H
Суммарная нагрузка на штоке в период разгона, равна:
SPраз =564+841,1+2254+46=3705,1 Н
SPуст =19334,1Н
SРраз =3705,1 H
По суммарной нагрузке SР, преодолеваемой штоком гидроцилиндра в период установившегося режима и в период разгона, устанавливается наибольшее ее значение: SP=SPуст =19334,1Н.
Давление в цилиндре принимаем р=1,4 МПа.
Для цилиндра с подачей масла в штоковую полость предварительный диаметр поршня определяется по формуле (6):
 |
D= (6)
Где b=d/D. Учитывая, что принятое давление в цилиндре р=1,4 МПа, принимаем d=0,3D. Тогда b=0,3.
Подставляя в формулу (6) числовые значения, получаем диаметр поршня равным: D=134,4 мм.
Диаметр штока определяется, исходя из условия d=0,29D. Диаметр штока равен: d=38,98мм.
Руководствуясь ГОСТ 12447-80, принимаем стандартные параметры цилиндра, которые приведены в таблице 1
Таблица 1 - Номинальные параметры гидроцилиндра
| Давление р, МПа | Диаметр поршня D, мм | Диаметр штока d, мм |
| 1,4 | 125 (140) | 36 |
1.2 Проектирование и выбор гидроцилиндра
Уточненное значение давления в гидроцилиндре, исходя из уравнения (6):
 |
р= (7)
где b=d/D, тогда формула (7) примет вид:
 |
р=
Подставляя числовые значения в формулу, получаем:
|