4. Конструктивная часть

Требуется разработать подъемный транспортер для подачи пиломатериалов на разметочный стол линии дефектации и вырезки пороков древесины.

4.1. Разработка принципиальной схемы и общего вида транспортера

На рис. 4.1 представлена схема загрузочного устройства для пиломатериалов с разборкой штабеля сверху.

Подъем пакета 1 осуществляется с помощью пневмоцилиндра 2. Устойчивость штабеля на подъемном столе обеспечивается за счет направляющих 3. Ряд пиломатериалов в обработку снимается рабочими вручную. Пневматический подъемный механизм размещен в специальном колодце. В силу этого обстоятельства такой механизм можно лишь использовать в первом, нижнем этаже производственного здания. Питание пневмоцилиндра осуществляется от компрессора.

Рис. 4.1. Загрузочное устройство для пиломатериалов

с разборкой штабеля сверху

Ход поршня h₁ должен превышать высоту штабеля h₂ на 12…15 % для нормальной подачи пиломатериалов на разметочный стол.

4.2. Расчет пневмоцилиндра

В пневматических системах применяют разнообразные силовые цилиндры. Различают цилиндры одностороннего и двухстороннего действия.

У односторонних цилиндров расход воздуха считается меньше, и они признаются более экономичными. Однако при их применении следует учитывать:

• при малых диаметрах цилиндров (до 100 мм) сила, поглощаемая пружи-ной, приводит к значительному уменьшению усилия на штоке

• применение пружины возможно только при малых ходах поршня и тре-ует большой затраты времени, нежели на возвращение сжатым воздухом.

Поэтому будет использован цилиндр двухстороннего действия.

а) двухстороннего действия б) одностороннего действия

1 – шток; 2 – поршень; 3 – цилиндр; 4 – пружина.

Рис. 4.2. Схемы пневмоприводов

4.2.1. Расчет усилия, развиваемого на штоке, р, н

Расчетная схема привода двухстороннего действия приведена на рисунке 4.3.

Рис. 4.3. Расчетная схема привода

Нагрузка, развиваемая на штоке, Р, Н, рассчитывается по формуле (4.1)

. (4.1)

Формула (4.1) может иметь следующий вид

, (4.2)

где р – давление в пневмосистеме, Па;

р_а – давление близкое к атмосферному (р_а = 1∙10), Па;

D – диаметр поршня, м;

d – диаметр штока, м;

Р_Н – нагрузка на шток со стороны рабочего механизма, Н;

Т – сила трения механизма, Н.

Нагрузка на шток со стороны рабочего механизма Р_Н, Н, рассчитывается по формуле (4.2)

, (4.2)

где т_шт – масса штабеля, кг;

g – ускорение свободного падение, м/с².

Масса штабеля т_шт, кг, рассчитывается по произведению плотности пиломатериалов ρ, кг/м³, и объема штабеля V, м³,

. (4.3)

Максимальной плотностью обладает дуб ρ = 750 кг/ м³. Объем штабеля составляет 16,2 м³

12150 кг.

119070Н.

Сила трения механизма Т, Н, рассчитывается по формуле (4.4)

, (4.4)

где F_тр1 – сила трения между поршнем и поверхностью цилиндра, Н;

F _тр2 – сила трения между штоком и уплотнителем, Н.

Сила трения между поршнем и поверхностью цилиндра F_тр1, Н, рассчитывается по формуле (4.5)

, (4.5)

где μ_тр – коэффициент трения скольжения между манжетом и цилиндром;

b – длина уплотнения, м;

D – диаметр манжета, м;

р₁ – давление воздуха, Па.

Коэффициент трения скольжения для резины, поливинилхлорида μ_тр = 0,1.

Сила трения между штоком и уплотнителем F _тр2, Н, определяется по

формуле

, (4.6)

где μ_тр – коэффициент трения скольжения между манжетом и цилиндром;

d – диаметр штока, м;

b – длина уплотнения, м;

i – число манжетов в уплотнении;

р_к – удельное давление между штоком и манжетным уплотнением, Па;

р₁ – давление воздуха, Па.

Потери на трение в уплотнениях поршня и штока пневмоцилиндра можно принять равным 10…15 % от максимального усилия.

,

где K – коэффициент, учитывающий потери на трение в уплотнениях.

Отсюда диаметр манжета D, м, можно найти по формуле (4.7)

. (4.7)

Давление в пневмосистеме принимаем МПа.

0,59 м.

Стандартный диаметр поршня равен 0,60 м.

С увеличением диаметра штока d, м, скорость обратного хода поршня увеличиваеся. В простых цилиндрах диаметр штока определяется следующим образом

. (4.8)

0,15 м.

Стандартный диаметр штока равен 0,16 м.

Определив все неизвестные значения требуемых параметров продолжим расчет и определим силу трения между поршнем и поверхностью цилиндра F_тр1, Н по формуле (4.4)

11304 Н.

Силу трения между штоком и уплотнителем F _тр2, Н определим по формуле(4.6)

3617 Н.

Сила трения механизма Т, Н определяется по формуле (4.4)

14921 Н.

160241,4 Н = 160,2 кН.

Основные данные стационарного пневматического цилиндра

МН 2936-62, выбранного по расчетным данным, представлены в таблице 4.1. Толкающее усилие на штоке при давлении в цилиндре представлено в

таблице 4.2.

Таблица 4.1

Основные данные стационарного пневматического цилиндра

МН 2936-62

Диаметр поршня D, мм	Диаметр штока d, мм	Диаметр отверстия для подвода воздуха d0, мм	Толщина стенок цилиндра для пнвмоцилиндра, мм	Давление трогания без нагрузки, МПа
600	160	6,35	18	0,03

Таблица 4.2

Толкающее усилие на штоке (без учета КПД), кН

давление трогания без нагрузки, МПа	Давление в цилиндре, МПа
	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6
0,03	28	57	85	113	141	170

В таблице приведены расчетные усилия на штоке. Действительные усилия во время перемещения штока вследствие потерь на трение будут меньше расчетных на 10–15%.

Р,кН Р, МПа

Рис. 4.4. График зависимости давления в цилиндре от нагрузки на штоке или высоты штабеля (без учета КПД)

Коэффициент полезного действия системы η определяется по формуле

, (4.9)

где т – масса штабеля, кг;

h – высота подъема штабеля, м;

р – необходимое давление, МПа;

D – диаметр поршня, м;

Δl – ход поршня, м.

0,47