Главная  Промышленность 

0 1 2 3 4 5 [ 6 ] 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33

с ним частей механизма: магистральное давление по одну сторону поршня и атмосферное по другую. Вследствие этого поршень быстро разгоняется до скорости 4-7 м/с. При дальнейшем движении поршня давление в ресивере и бесштоковой полости падает, а в штоковой начинает возрастать. Скорость поршня уменьшается, ход заканчивается сравнительно плавно, без удара о переднюю крышку. Для возврата поршня в исходное положение сжатый воздух подают в штоковую полость цилиндра, а ресивер соединяют с атмосферой.

В пневмоцилиндре со встроенным коицентрично расположенным ресивером (см. рис. 2.8, б) рабочая полость сообщается с резервуаро.м посредством кольцевой щели / в гильзе цилиндра. В исходном положении поступлению сжатого воздуха из ресивера в рабочую полость препятствует уплотнительное кольцо 2 и воздух поступает только через дроссель S. Когда поршень сдвигается с места и открывает щель 1, то через нее поступает воздух и поршень,цилиндра разгоняется.

Рассмотренные типы ударных пиевмоцилиндров обеспечивают высокую скорость движения поршня только в одном направлении. Показанный на рис. 2.8, в ударный пнев.моцилнндр имеет высокую скорость перемещения поршня в обоих направлениях. Но в отличие от пневмоцилиндра, изображенного на рис. 2.8, а, в нем нельзя обеспечить эффективное торможение в конце хода из-за большого объема вредного пространства выхлопной полости.

Расчет пиевмоцилиндров подразделяют на проектный и поверочный. При проектном расчете по заданной нагрузке, магистральному давлению, массе перемещаемых деталей, скорости перемещения поршня определяют диаметр поршня, штока и подводящих отверстий, расход воздуха и пропускную способность пневмо-линии [6]. При поверочном расчете [3, 6] определяют время срабатывания пневмоцилиндра и возможность торможения поршня (для цилиндров с торможением).

Пневмоцилиндры в зависимости от характера применении условно разделяют на две группы: 1) зажимные цилиндры (подпружинивающие, фиксирующие, прижимные и др.), которые обеспечивают передачу заданного усилия после завершения хода или при весьма малых перемещения поршня с «ползучей» скоростью, и 2) транспортирующие цилиндры, развивающие требуемое усилие на всем пути перемещения поршня.

Диаметр поршня зажимных цилиндров без учета их быстродействия определяют, исходя из заданного усилия (при зажиме или транспортировании).

Результирующая сила, преодолеваемая силами давления, в общем случае равна сумме значений вредного Р (сила трения), полезного Р сопротивления, веса Рз поршня и перемещаемых частей привода (при вертикальном положении цилиндра), а также силы Pq предварительного натяжения пружины

Р= ЯхЧ- /2+ -Рз+ Ро.

Диаметр зажимного цилиндра одностороннего действия без пружины D

где Рм - минимальное абсолютное давление в магистрали или на выходе редукционного клапана; Ра - атмосферное давление.

Диаметр зажимного цилиндра одностороннего действия с пружинным возвратом

D - 1 13 "\f 1+Р2 + Рз + Ро + Сп5

где Сц -- жесткость пружины; s - ход поршня. Здесь для создания запаса принято, что усилие зажима создается при давлении 0,9рм. При вертикальном положении зажимного цилиндра нужно учитывать вес Р.

Иногда силу трения учитывают посредством коэффициентов, как это показано ниже, при расчете транспортирующих цилиндров.

Диаметр транспортирующего цилиндра определяют по следующим формулам:

для горизонтально расположенных цилиндров

В = \ЛЪ I/ --j--т-,

ХРм(1-*тр)

для вертикально расположенных цилиндров

Z? = I,I3 ]/-

2 +3

Х/7м(1-*тр)

где X - безразмерный параметр нагрузки; йтр - коэффициент, учитывающий потери на трение в цилиндре.

Ориентировочные значения тр ДЛя различных величин полезной нагрузки при уплотнении манжетами по ГОСТ 6678-72 и магистральном давлении 0,5- 0,6 МПа приведены ниже:

Яг, кН......До 0,60

........0,5-0,2

0,60-6,0 0.2 - 0,12

6,0-25 0,12 - 0,03

25 - 60 0,03 - 0,05

Большие значения йтр принимают для меньших диаметров пиевмоцилиндров. Безразмерный параметр нагрузки

Р

где F - площадь поршня. л /i •

Для транспортирующих пиевмоцилиндров оптимальное значение X - 0,4-7--0,5, при Х> 0.5 время срабатывания цилиндра значительно возрастает, малые значения X (-0,1-0,2) свидетельствуют о неэффективном использовании пневмоцилиндра, но могут быть необходимы для получения максимальной скорости срабатывания [3, 6].

Максимально допустимые значения Хтах

0,4 0,65

0,5 0,6 - 1,0 0,7 0,75

Расчетное значение диаметра поршня округляют до ближайшего по ГОСТ 6540-68 значения. Рекомендуется округлять в большую сторону, однако, если расчетный диаметр поршня отличается от стандартного не более чем на 5, то можно принимать меньшее значение. По полученному расчетному диаметру и ГОСТ 15608-70 определяют основные конструктивные параметры пневмоцилиндра.

При расчете специальных пиевмоцилиндров основные конструктивные параметры выбирают следующим образом. Ход поршня определяется в основном требуемым значениям перемещения рабочего органа, детали и т. п., но при выборе максимального хода следует учитывать технологичность изготовления гильзы и штока, устойчивость штока в максимально выдвинутом положении и др. Максимальное значение хода пиевмоцилиндров двустороннего действия рекомендуют ограничивать 8-10 диаметрами поршня. Если треб>ется ход, значение которого превышает десять диаметров поршня, то необходимо рассчитать шток на устойчивость, определяя по формуле .Эйлера критическую силу, выводящую шток из устойч ивого положения

»

где Е - модуль упругости материала штока; /щш -• минимальный момент инерции сечения штока; /-максимальная длина выдвинутой части штока; Ц - коэффициент приведенной длины, зависящий от способа закрепления стержня и места приложения сжимающей нагрузки.



Если шток не соединен с нагрузкой, то он работает как стержень, жесткс закрепленный одним концом, и = 2. При соединении штока с нагрузкой и перемещении нагрузки по направляющим допускаемая критическая сила возрастает, так как в этом случае шток работает как стержень, закрепленный с двух сторон, для которого J- имеет меньшее значение и лежит в пределах 0,5-2 в зависимости от способа закрепления конца штока и вида направляющих [14].

Диаметр штока определяется условиями его прочности в наиболее опасном сечении и возможным выходом его из устойчивого положения:

Ош= 1,13

где Р - максимально возможное усилие на штоке; [Pj, ] - допускаемое напряжение материала штока на разрыв.

Определив диаметр штока в наиболее опасном сечении, конструктивно выбирают способ крепления и посадочный диаметр под поршень. Искомый диаметр штока принимают несколько большим посадочного диаметра, округляя его до-ближайшего по ГОСТ 6540-68 значения.

Диаметр присоединительных отверстий цилиндров опред&тяется скоростью перемещения поршня, объемным расходо.м, размером крышек и т. п. Существуют рекомендации по выбору диаметра d„ этих отверстий в зависимости от диаметра поршня D; для максимальной скорости поршня 0,3-0,5 м/с принимают d„ = = 0,Ш.

Так как предельные скорости движения поршня на практике встречаются сравнительно редко, нет необходимости во всех случаях устанавливать трубопроводы и соединения номинального размера. В некоторых случаях этот размер можно уменьшить, что даст экономию металла.

Расход воздуха, приведенного к нормальным условиям, определяют по следующим фор.мулам:

для цилиндра одностороннего действия с бесштоковой рабочей полостью

Q = 0,785О%-«д;

для цилиндра двустороннего действия

Q= 0,785 (2D2-D)s-«„, . , . .

где Ид - число двойных ходов.

Заданный закон движения поршня пневмоцилиндра (например, плавное нарастание скорости, безударный останов в конце хода, равномерное или равноускоренное движение и т. п.), заданное быстродействие или минимальные размеры цилиндра обеспечиваются выбором диаметра поршня, проходных сечений напорной и выхлопной линий, начального объема полостей пневмоцилиндра и др.

Методика выбора параметров цилиндров двустороннего действия для безударного останова и высокой скорости перемещения поршня из условия обеспечения заданного или наибольшего быстродействия приведена в гл. 11 ив работе [6].

Методика выбора параметров цилиндров одностороннего и двустороннего действия для обеспечения закона движения с плавным нарастанием скорости перемещения поршня до конца хода или для его движения с торможением в конце хода приведена в работах [3, 5, 6, 13].

Методика выбора параметров различных пневмоприводов с установившимся и неустановившимся движением поршня рассмотрена в работе [6].

Время срабатывания пневмоприводов с выбранными или заданными параметрами рассчитывают по методике, приведенной в работах [3, 6] и гл. И.

Методика расчета пневмоприводов с торможением (со встроенными в крышки или установленными на трубопроводах тормозными устройствами) приведена в работах [6, 12], а ударных пневмоцилиндров - в работах [5, 13].

2.2. МЕМБРАННЫЕ ПНЕВМОДВИГАТЕЛИ

Мембранные пневмодвигатели применяют в зажимных, фиксирующих, переключающих, тормозных, прессующих устройствах станков, прессов, сварочных н других машин, в приводах арматуры с тяжелыми условиями работы, обусловленными загрязненностью окружающей среды, низким качеством очистки сжатого воздуха от механических частиц и влаги. Преимущества мембранных цилиндров - малая трудоемкость при изготовлении, высокая герметичность рабочей полости, отсутствие необходимости в подаче распыленного масла и низкие эксплуатационные расходы; недостатки - малая величина хода, непостоянство усилия по ходу, относительно низкая долговечность мембран.

Мембранные двигатели применяют преимущественно одностороннего действия с пружинным возвратом и без него, реже двустороннего действия. Мембраны могут быть эластичные (из резины, резинотканевых и синтетических материалов) и металлические (из специальных сортов стали, бронзы и латуни толщиной листа 0,2-1,5 мм). В пневмоприводах станков, прессов и других машин применяют, как правило, эластичные мембраны, которые в зависимости от формы поперечного сечения разделяют на плоские и фигурные.

Плоские мембраныпри работе на поверхности не имеют изгибов сечения, достигающих 180°, а фигурные имеют, что дает им возможность сворачиваться при ходе штока с поверхности опорного диска на внутреннюю цилиндрическую поверхность камеры, при этом обеспечивается относительно больший ход с высоким механическим КПД. Конструкции мембранных цилиндров с плоской и фигурной мембраной приведены на рис. 2.9.

Диаметр мембраны (в месте заделки) определяют по следующим формулам:

при толкающем усилии

0„ = 1,95

+ + Рм

при тянущем уснлнн

У (>+р,+>;)(>.

где Р - заданная сила сопротивления на штоке; Рм - избыточное магистральное давление; Ощ - диаметр штока (Р и Dm определяют так же, как для поршневых


Рис. 2.9. Мембранные пневмодвигатели одностороннего действия с плоской мембраной (а) и двустороннего действия с фигурной мембраной (б)



Массимальный ход штока двигателей с плоскими мембранами

Таблица 2. 4

Мембранный двигатель

Ход штока при магистральном давлении, МПа

Одностороннего действия......

Двустороннего действия .......

0.08£>„ 0,06£>„

0,10D„ 0,08£1„

0,12D„ 0,10D„

0.15D„ 0.12D„

цилиндров); Pi = Z?o/Z?M - коэффициент; Dq-диаметр опорного диска; Z)m- диаметр мембраны в месте заделки.

Коэффициент обычно принимают в пределах 0,6-0,8. При меньших зна-. чениях Pi усилие, развиваемое мембранным цилиндром, более равномерно в пределах хода штока, но эффективная площадь мембраны и развиваемое усилие на штоке уменьшаются.

Не рекомендуется выбирать > 0,8, так как это приводит к уменьшению хода штока и увеличению нелинейности статической характеристики мембраны.

Толщина плоских резиновых мембран без гофра [7]

б = 0,175

РмРм(-Р

где [Тср] - допускаемое напряжение на срез.

Для листовой резины с прочностью на разрыв 5 МПа при использовании ее с одной тканевой прокладкой можно принимать значения [Тср] в зависимости от толщины резиновых мембран, приведенные ниже:

б, мм.............. 2,7 5,0

[тр], МПа ........... 3,0 2,4

7,0 2,1

Величину хода штока определяют в зависимости от допустимого прогиба плоской мембраны. Чрезмерное увеличение прогиба приводит к снижению усилия, снимаемого со штока вследствие потерь давления на растяжение, и снижению долговечности мембраны.

В табл. 2.4 даны рекомендуемые значения максимального хода штока мембранных Цилиндров с плоскими мембранами в зависимости от избыточного магистрального давления.

Для плоских штампованных мембран с гофром максимальное значение прогиба рекомендуется принимать не более (0,20-0,25) Z)m-

Камеры с фигурными мембранами можно рассчитывать по формулам, приведенным для поршневых цилиндров со следующими дополнениями.

Диаметр мембраны

Z)m=-Dk+2(6-f г),

где Dk - актив.чый диаметр мембраны; б - толщина мембраны; /- - внутренний радиус перегиба фигурной мембраны. Активный диаметр мембраны определяют по формулам для диаметра D поршневого цилиндра. Толщина фигурных мембран с тканевой прослойкой из нейлона, дакрона, стекловолокна и других равных им по прочности материалов обычно равна 0,5-1 мм для давления до 1,0 МПа. Радиус г принимают 0,9-1 мм для мембран диаметром в месте заделки до 60 мм и толщиной 0,45 мм; г= 1,5 1,75 мм - для мембран диаметром заделки от 100 мм и более и толщиной 0,55-1,0 мм. Диаметр опорного диска

/?о = Z)k - 2 (б +/•).

Максимальное значение хода штока устройства с фигурными мембранами приближенно определяют в соответствии с активной частью высоты мембраны по формуле

Л = Я - Яз - пг,

где Н - общая высота меиЛраны; - часть высоты мембраны, находящаяся в заделке.

Уточненные методы расчета мембранных двигателей приведены в работах [3, 6].

2.3. СИЛЬФОННЫЕ ПНЕВМОДВИГАТЕЛИ

На рис. 2.10, о н б представлены конструктивные схемы сильфо1!ных пневмодвигателей с внешним и внутренним подводом .сжатого воздуха. В пневмодвигателях первого типа (см. рис. 2.10, а) сжатый воздух через входной канал А корпуса цилиндра / поступает в полость Б, вызывая осевое перемещение сильфона за счет сжатия его гофрированной части. В пневмодвигателях второго типа (см. рис. 2.10, б) сжатый воздух через входной канал А опорного диска 1 цилиндра поступает во внутрь сильфона (полость Б), вызывая осевое перемещение за счет растяжения его гофрированной части. При соединении полости Б с ат.мосферой сильфоны возвращаются в исходное положение в результате упругих свойств материала, из которого они изготовлены. При использовании сильфонов, изготовленных из материала с низкой упругостью (резины, пластиков и др.), для возврата сильфона в исходное положение требуется установка пружин.

Сильфонные пневмодвигатели применяют для получения относительно небольших перемещений при высокой герметичности. Они обладают значительной работоспособностью в сравнительно широком диапазоне температуры окружающей среды. Рекомендуемая величина максимального перемещения в одну сторону: металлических сильфонов 5-15% его свободной длины, резиновых сильфонов - до 50%. При повышенных требованиях к долговечности изменение длины сильфонов должно быть в 2-2,5 раза меньше максимально допустимой деформации.

В сильфонах с внешним подводом сжатого воздуха допустимое давление на 25-30% выше, чем у сильфонов с внутренним нагружением [2]. Сильфоны изготовляют из латуни, коррозионно-стойкой стали и других металлов, а также из резины и упругих синтетических материалов. В пневматических сильфонных двигателях нашли применение сильфоны с наружным диаметром от 16 до 100 мм.

Усилие, которое может развить сильфов при своем перемещении.

где Гв и Гн -- внутренний и наружный радиусы сильфона; р - давление сжатого воздуха, воздействующее на сильфом; q - жесткость сильфона; h - текущее значение перемещения сильфона.

Жесткость сильфонов Ci, выпускаемых отечественной промышленностью, приведена в технических условиях.

2.4. ПОВОРОТНЫЕ ПНЕВМОДВИГАТЕЛИ

Поворотные пневмодвигатели предназначены для поворота на ограниченный угол рабочих органов автоматизируемых объектов [9, 10]. В зависимости от конструкции


Рис- 2,10. Сильфонные тели

пневмодвига-



0 1 2 3 4 5 [ 6 ] 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33