2 Разработка пневматической схемы управления поршневым пневматическим исполнительным механизмом

1. Компрессор

2. Вентиль

3.1, 3.2, 3.3 Обратный клапан

4. Фильтр влагоотделитель

5. Пневмораспределитель 3/2 с кнопочным управлением и возвратом от пружины

6. Главный пневмораспределитель 4/2

7. Пневмораспределитель 3/2 с кулачковым управлением и возвратом от пружины

8. Пневмораспределитель 3/2 с ручным управлением

9. Пневмораспределитель 5/2 с ручным управлением

10. Исполнительный механизм

11.1, 11.2, 11.3 Дроссели

3. Расчет пневматического поршневого исполнительного механизма (ппим)

3.1 Расчет поршневых исполнительных механизмов

Определение коэффициента нагрузки К, учитывающего действие силы вредного сопротивления, таблица 1.1:

К=1,12;

Определение приближенного значения усилия Nпор, развиваемого поршнем (для тендема):

(3.1)

- учитывается только при расчете пружинных исполнительных механизмов.

Выбор величины давления в выхлопной полости механизма

Рв=0,2кгс/ см².

Определение предварительного значения диаметра поршня ИМ:

(3.2)

Округлим полученное значение диаметра поршня до большего стандартного значения (ГОСТ 12447-80):

D = 280 мм.

Определим условный ход поршня:

; (3.3)

Произведем выбор пневматического цилиндра: так как подходящего нам цилиндра типа тандем не нашлось выбираем цилиндр другого исполнения.

Определение предварительного значения диаметра поршня ИМ:

(3.4)

Округлим полученное значение диаметра поршня до большего стандартного значения (ГОСТ 12447-80):

D = 400 мм.

Определим условный ход поршня:

; (3.5)

Выберем цилиндр московского завода «Пневмоаппарат»: 11М – 400 – 600.

1 – односторонний (вид штока);

1 – трубная цилиндрическая (присоединительная резьба для подвода воздуха);

М – с магнитом на поршне;

400 – диаметр поршня цилиндра;

600 – ход поршня цилиндра;

d=90 – диаметр штока цилиндра.

Определим сумму сил вредного сопротивления N_{т м} :

Шток уплотняется резиновыми кольцами:

; (3,6)

где: p₂ – радиальное давление кольца на стенку цилиндра или крышки,

кгс/ см², ориентировочно р₂=6 кгс/ см²;

μ – коэффициент трения, примем μ=0,15;

D – диаметр поршня, D=40см;

d – диаметр штока, d=9см;

b – ширина уплотнительного кольца в месте контакта с крышкой или стенкой гильзы цилиндра, b=0,4см;

n – число уплотнительных колец, n=2;

.

Поршень уплотняется резиновыми кольцами:

_(3,7)

Сумма сил вредного воздействия равна:

; (3.8)

Найдем эффективную площадь поршня по формуле:

; (3.9)

.

Определим значение действительного (расчетного) давления трогания поршня:

; (3.10)

.

Определение усилия противодавления на выхлопе:

; (3.11)

.

Определение уточненного значения усилия, развиваемого поршнем механизма двухстороннего действия:

; (3.12)

.

Уточненное значение без учета N_В, N_пор =2410,779 кгс, не должно отличаться более чем на 15 % от приближенного. Найдем 15% от приближенного значения: 15% = 361,62 кгс, т.е. уточненное значение не отличается от приближенного более чем на 15%, то выбранный вариант пневматического цилиндра удовлетворяет условиям эксплуатации.

3.2 Расчет параметров трубопровода пневматического питания

Определим величину условного прохода пневмопривода:

; (3.13)

Определим среднюю установившуюся скорость V₁ движения выходного элемента механизма, которую рекомендуется выбирать равной (0,05 – 0,3) м/с и скорость воздуха в пневмоприводе V₂, рекомендуемое значение которой лежит в пределах (7-15) м/с.

Выбираем скорость движения выходного элемента (штока) механизма: V₁ = 0,1 м/с, скорость воздуха в пневмоприводе V₂=20 м/с.

Подставив значения в формулу (3.11) получим:

.

Вычислим коэффициент расхода пневмопривода:

; (3.14)

где ∆Р – сумма общих потерь давления в пневмоприводе от командного блока системы управления до исполнительного механизма;

р – плотность воздуха при абсолютном давлении.

Величину ∆Р вычисляют по формуле:

; (3.15)

где ∆Р₁ – потери давления на прямых участках пневмопровода.

∆Р₂ – потери давления на местных сопротивлениях.

∆Р₁ найдем из таблицы 2.1 [2]:

Исходя из материала трубопровода и диаметра условного прохода выбираем значение ∆Р₁ = (0,18-0,22) кгс/см² на длине 10 м. Так как длина трубопровода составляет 17 м., то ∆Р₁=0,2*1,7=0,34 кгс/см².

∆Р₂ найдем из таблицы 2.2 [2]:

Местные сопротивления –фильтр-влагоотделитель, вентиль проходной, пневмораспределитель, три поворота на 90⁰, поворот на 135⁰ и поворот на 45⁰.

∆Р₂=0,2+0,12+0,13+0,1=0,55 кгс/см².

∆Р=0,89 кгс/см².

Так как суммарные потери в трубопроводе превышают давление питания более чем на 10%, то необходимо увеличить давление питания до 6 кгс/см².

Определим плотность воздуха по таблице 2.3 [2]:

ρ=7 кг/м³.

Подставив значения в формулу (3.12) получим:

.

Найдем величину параметра нагрузки, который характеризует плавность хода штока:

; (3.16)

.

Определим функцию параметра нагрузки φ(α), значение которой в зависимости от α приведены в таблице 2.4 [2]:

φ(α) = 0,255.

Вычислим максимальный расход воздуха по формуле:

; (3.17)

.

Полученное значение не должно превышать более чем на 10% значение Q = 4 м³/мин, найденное по таблице 2.1 [2].

Трубопровод выбранного диаметра способен пропускать необходимое количество воздуха.