2.3.1 Основные размеры гидроцилиндров.
На основе известной эффективной площади поршня Ап=А.х, максимального давления в гидроцилиндре Рmax, максимальной внешней силе на выходном штоке гидроцилиндра Fн max, можно перейти к определению базовых конструктивных размеров силового гидроцилиндра. Методику их определения рассмотрим на примере расчета типового гидроцилиндра, конструктивная схема которого показана на рис.2.9.
Основные технические требования к приводу и его базовые параметры.
- максимальный ход поршня привода от среднего (нейтрального) положения Хштmax;
- максимальная развиваемая приводом сила – Fрmax;
- максимальное рабочее давление рабочей жидкости в приводе – Pmax;;
- максимальное давление в магистрали слива Pсл;
Рабочая жидкость – минеральное масло типа АМГ-10.
Рис.2.9
Конструктивная схема типового поршня гидроцилиндра.
В соответствии с методикой, которая изложена в разделе 2.1, будем полагать известной величину эффективной площади поршня Ап.
Определение основных конструктивных размеров гидравлических цилиндров рулевых приводов целесообразно осуществлять в следующей последовательности:
Приближённое определение параметров узла крепления привода.
Размеры подшипника переднего и заднего узлов крепления привода типа ШС выбираются по ГОСТ3635-78 по максимальной силе Fрmax, которая развивается гидроцилиндром в процессе эксплуатации и с учётом количества циклов нагружения конструкции гидроцилиндра, т.е. с учётом циклических нагрузок. Внутренний диаметр серьги (dвн.с), в которую устанавливается подшипник равен внешнему диаметру подшипника. Наружный диаметр серьги в первом приближении может быть оценен следующим эмпирическим выражением [2.1]:
(2.19)
Внутренний диаметр серьги (dвн.с ) и её ширину (bc) приближённо можно оценить по следующим выражениям:
(2.20)
В эти выражения следует подставить силу Fдоп в кгс., а значения размеров серьги будут в сантиметрах. В обоих случаях слабым местом соединения является внутренний диаметр dвн резьбы, который рассчитывается с учётом изгибающего момента, равного моменту трения в шарнирном подшипнике:
(2.21)
где: Rсф – радиус сферы шарнирного подшипника;
Fтр =0,1+0,2 – коэффициент трения,
откуда:
(2.22))
здесь
-
предел текучести;
=
1,5+2 – коэффициент запаса по текучести.
Размеры
шарнирного подшипника выбираются по
усилию
в соответствии с ГОСТ 3635-78.
|
|
Рис.2.10
Варианты крепления выходной серьги со сферическим подшипником к штоку гидроцилиндра: 1-серьга; 2-гайка; 3-шток
Найденное
значение
округляется до ближайшего большего
значения, указанного в ГОСТе на метрическую
резьбу. Для резьбовых соединений до
диаметра M10
используется крупный шаг; для резьбовых
соединений с диаметром примерно до M36
применяется шаг 1,5 мм, для больших
диаметров шаг увеличивается до 2 мм.
Из
условия обеспечения равной прочности
конструкции определяется наружный
диаметр
серьги или штока поршня
:
(2.23)
где
=
-
для варианта рис.2.3.2а
и
=
- для варианта б.
При этом принимается, что внутренний
диаметр канавки в серьге или расточки
в штоке поршня
где
-
наружный диаметр резьбы;
-
диаметр канавки. Ненагруженная сторона
штока имеет меньшую толщину, но не менее
1.5 мм.
2. Наружный диаметр штока можно оценить по эмпирической формуле:
(2.24)
Рис. 2.11