Расчет усилий действующих на гидроцилиндры

Содержание

Раздел 1……………………………………………………………………………4

1.1 Описание устройства………………………………………………………………….4

1.2 Техническая характеристика………………………………………………………….4

1.3 Расчет усилий действующих на гидроцилиндры…………………………………5

Раздел 2……………………………………………………………………………7

2.1 Разработка гидравлической схемы………………………………………………...7

2.2 Описание работы гидросистемы……………………………………………………8

2.3 Расчет гидроцилиндра подъема лотка…………………………………………….8

2.3.1 Расчет гидроцилиндра………………………………………………………8

2.3.2 Определение расхода жидкости в гидроцилиндре……………………11

2.4 Расчет гидроцилиндра отсекателя………………………………………………..11

2.4.1 Расчет гидроцилиндра……………………………………………………...11

2.4.2 Определение расхода жидкости в гидроцилиндре…………………….14

2.5 Определение проходных сечений трубопроводов………………………………15

2.6 Проверка трубопровода на гидроудар…………………………………………….16

2.7 Выбор гидроаппаратуры управления системой…………………………………17

2.8 Определение гидравлических потерь в системе………………………………..17

2.8.1 Гидролиния всасывания…………………………………………………….17

2.8.2Гидролиния нагнетания………………………………………………………18

2.8.3.Гидролиния слива……………………………………………………………19

2.9 Выбор типа насоса……………………………………………………………………20

2.10 Расчет емкости гидробака………………………………………………………….21

2.11 Расчет проушины гидроцилиндра подъема лотка……………………………..22

2.12 Расчет цапфы………………………………………………………………………...22

2.13 Определение толщины днища цилиндра……………………………………….23

Раздел 3……………………………………………………………………………24

3.1 Разработка электрогидросхемы……………………………………………………24

3.2 Описание работы электрогидросхемы……………………………………………25

Раздел 4……………………………………………………………………………26

4.1 Рабочие жидкости для гидравлической системы………………………………..26

 

Раздел 1

Описание устройства

 

Устройство предназначено для дозированной загрузки подвесок подвесного толкающего конвейера мелкими и средни­ми поковками или отливками.

Лоток, загруженный поковками (отливками), гидроцилиндром наклоняется на определенный угол до момента начала сполза­ния деталей на движущийся траковый питатель, который, пода­вая попавшие на него детали, дозирует загрузку ими подвески тол­кающего конвейера. Лоток, гидроцилиндр и траковый питатель монтируются на металлоконструкции.

Конструкция загрузочного устройства рассчитана на эксплуата­цию в кузнечных и литейных цехах.

 

 

Техническая характеристика

 

Производительность установки, кг/мин 270-400

 

Ширина тракового питателя, мм 500

 

Скорость движения тракового полотна, м/мин 3,44

 

Вес загрузочного устройства, кг 2800

 

 

Расчет усилий действующих на гидроцилиндры

 

 

 

Рис. 1.1 Расчетная схема нагрузок на гидроцилиндры

где G – вес лотка и груза;

F_ц – усилие гидроцилиндра подъема лотка;

G_г – вес груза, действующий на отсекатель;

F_ц’ – усилие гидроцилиндра привода отсекателя;

G = 7900 Н;

G_г = 600 Н;

 

Составим уравнение моментов относительно точки В:

 

F_ц’ ∙ 0,178 - G_г ∙ 0,322=0,

Тогда усилие гидроцилиндра привода отсекателя:

 

F_ц’ = ;

 

F_ц’ = =1078 Н.

 

Составим уравнение моментов относительно точки А:

 

F_ц ∙ 0,834 -G ∙ 0,346=0,

Тогда усилие гидроцилиндра подъема лотка:

 

F_ц = ;

 

F_ц = =3277 Н.

 

 

Раздел 2

 

Разработка гидравлической схемы

 

 

 

Рис. 2.1 Гидравлическая схема

 

 

 

 

Описание работы гидросистемы

 

Рабочая жидкость из бака Б засасывается насосом Н, очищается в фильтре Ф1 и подается к гидрораспределителям подъема лотка ГЦ₁ и отсекателя ГЦ₂. При нейтральном положении секций распределителей рабочая жидкость проходит через них не совершая полезной работы, охлаждается в охладителе О, очищается в фильтре Ф2 и сливается в бак.

При включении одного из потребителей жидкость через обратный клапан ОК проходит через включенный распределитель - совершает полезную работу

В гидравлической системе предусмотрен предохранительный клапан КП, который при превышении расчетного рабочего давления открывается и пропускает жидкость в обход потребителей.

 

Расчет гидроцилиндра подъема лотка

 

Расчет гидроцилиндра

 

Внутренний диаметр D₁ гильзы гидроцилиндра вычисляется по найденному значению расчетной нагрузки на гидроцилиндр F и давлению без учета потерь:

 

D₁ = ,

где F =3277 H - расчетная нагрузка на гидроцилиндр;

= 0.4 МПа - давление в системе;

 

D₁= = 102.2 мм;

 

Найденное значение D₁ округляется до ближайшего нормального:

D₁ =105 мм;

 

Диаметр штока D₂ выбирается из соотношения:

 

D₂ / D₁ =0,4….0,5;

D₂= (0,4…..0,5) ∙ D₁ = (0,4….0,5) ∙105=42…..52.5 мм;

 

Найденное значение D₂ округляется до ближайшего нормального:

D₂ =50 мм;

 

В качестве уплотнений поршня и штока рекомендуется использовать эластомерные материалы, резинотканевые шевронные манжеты.

Количество манжет назначается в зависимости от уплотняемого диаметра и давления.

При давлении 0.4 МПа количество манжет n принимается равным:

 

На поршень: D₁=105 мм.;

для 55<D≤280 мм;

n₁=4 шт.

 

На шток: D₂ =50мм.; для 55 ≤ D₂;

n₂ =3 шт.;

 

Среднею высоту h одной манжеты можно принять равной 6 мм, в уплотнении с четырьмя манжетами:

h₁=6 мм

 

И h= 4 мм – в уплотнениях с тремя манжетами:

h₂=4 мм.

 

Сила трения Т для резинотканевых уплотнителей из шевронных манжет определяется по формуле:

Т =Т∙D∙h∙n∙ ,

где D - уплотняемый диаметр, мм;

h – высота манжеты, мм.;

n - число манжет;

- напряжение силы трения (удельное трение);

≈0,2МПа;

 

Сила трения Т₁ в уплотнении поршня:

Т₁ = ∙ D₁ ∙ h₁∙ n₁∙ = 3,14∙105 ∙ 6 ∙ 4 ∙ 0,2 = 1583H;

 

Сила трения Т₂ в уплотнений штока:

Т₂ = ∙ D₂ ∙ h₂ ∙ n₂ ∙ = 3,14 ∙ 50 ∙ 4 ∙ 3 ∙ 0,2 = 377H;

 

Давление жидкости в полостях гидроцилиндра (р₁ – в поршневой и р₂ – в штоковой) с учетом сил трения в уплотнительных узлах поршня и штока при установившемся движении определяется согласно уравнению:

 

р₁ ∙ S₁ - р₂ (S₁ - S₂) – F -T₁ - T₂ =0;

где р₁- давление в поршневой полости гидроцилиндра;

р₂ = 0,2 МПа, - давление в штоковой полости гидроцилиндра (р₂= потеря давления в линии слива и ≈ 0,2 МПа;

S₁ и S₂ – рабочие площади соответственно поршня и штока;

 

Определим S₁:

S₁ = = = 8655 мм²;

 

Определим S₂:

S₂ = = = 1963 мм²;

Тогда давление в полости гидроцилиндра р₁ определяется по формуле:

р₁ = ;

 

р₁ = =0.76 МПа;

 

Толщина стенки гильзы определяется по величине давления р₁ и допускаемому напряжению[ _р]:

= + а₁, мм;

где а₁ – допуск на обработку;

а₁ =0,8мм.;

- допускаемое напряжение растяжения;

Для стального литья ≈ (80-100) МПа;

=90 МПа;

 

= + 0,8 =0.44мм;

 

=1мм.;

 

Выбор способа крепления гидроцилиндра и определение минимального диаметра штока из условий прочности при расчете на устойчивость.

 

Рис. 2.2 К расчету гидроцилиндра.

 

Зная расчетное усилие F = 3277H, определяем критическое усилие F_кр.по формуле:

F= F _кр /m;

где m = 2-3- коэффициент запаса прочности;

m=2;

 

F _кр= F ∙ m= 3277 ∙ 2=6594H;

 

Зная критическую силу можно определить момент инерции i:

 

F _кр = ;

где i_ш – момент инерции штока,мм⁴;

Е= 2,1•10⁵ МПа - модуль упругости;

ℓ_пр. – длина продольного изгиба, определяемая при полностью выдвинутом штоке гидроцилиндра с учетом размеров креплений гидроцилиндра и его штока.

Определим ℓ_пр:

ℓ_пр=1*(ℓ₁+2∙ℓ_хода+ℓ₂);

где

ℓ₁ = 200мм – конструкционные размеры;

ℓ_хода =300 мм – длина рабочего хода;

ℓ₂ =200мм – конструкционные размеры;

 

ℓ_пр=(200 + 2 ∙ 300 + 200)=500мм;

 

Из формулы выразим i штока:

i_ш = = = 3359 мм⁴;

Для определения i штока используют и такую формулу:

i штока=

 

тогда

D_2min = / = =16.6мм;

 

То есть минимальный диаметр штока D_2min = 16.6мм;

Так как принятый ранее D₂ = 50мм > D_2min, то D₂ =50мм, удовлетворяет условию прочности.

 

 

Расчет гидроцилиндра

 

Внутренний диаметр D₁ гильзы гидроцилиндра вычисляется по найденному значению расчетной нагрузки на гидроцилиндр F и давлению без учета потерь:

 

D₁ = ,

где F =1078 H - расчетная нагрузка на гидроцилиндр;

= 0.4 МПа - давление в системе;

 

D₁= = 58.6 мм;

 

Найденное значение D₁ округляется до ближайшего нормального:

D₁ =65 мм;

 

Диаметр штока D₂ выбирается из соотношения:

 

D₂ / D₁ =0,4….0,5;

D₂= (0,4…..0,5) ∙ D₁

D₂ = 0,45 ∙ 65 =29,6 мм;

 

Найденное значение D₂ округляется до ближайшего нормального:

D₂ =32 мм;

 

В качестве уплотнений поршня и штока рекомендуется использовать эластомерные материалы, резинотканевые шевронные манжеты.

Количество манжет назначается в зависимости от уплотняемого диаметра и давления.

При давлении 0.4 МПа количество манжет n принимается равным:

 

На поршень: D₁=65 мм.;

для 55<D≤280 мм;

n₁=4 шт.

 

На шток: D₂ =32 мм; для 55 ≤ D₂;

n₂ =3 шт.;

 

Среднею высоту h одной манжеты можно принять равной 6 мм, в уплотнении с четырьмя манжетами:

h₁=6 мм

 

И h= 4 мм – в уплотнениях с тремя манжетами:

h₂=4 мм.

 

Сила трения Т для резинотканевых уплотнителей из шевронных манжет определяется по формуле:

Т =Т ∙ D ∙ h ∙n ∙ ,

где D - уплотняемый диаметр, мм;

h – высота манжеты, мм.;

n - число манжет;

- напряжение силы трения (удельное трение);

≈0,2МПа;

 

Сила трения Т₁ в уплотнении поршня:

Т₁ = ∙ D₁∙h₁∙n₁∙ = 3,14 ∙ 65 ∙ 6 ∙ 4 ∙ 0,2 = 980 H;

 

Сила трения Т₂ в уплотнений штока:

Т₂ = ∙ D₂∙h₂∙ n₂∙ = 3,14 ∙ 32 ∙ 4 ∙ 3 ∙ 0,2 = 241 H;

 

Давление жидкости в полостях гидроцилиндра (р₁ – в поршневой и р₂ – в штоковой) с учетом сил трения в уплотнительных узлах поршня и штока при установившемся движении определяется согласно уравнению:

 

р₁∙S₁- р₂ (S₁-S₂)-F-T₁-T₂ =0;

где р₁- давление в поршневой полости гидроцилиндра;

р₂ = 0,2 МПа, - давление в штоковой полости гидроцилиндра (р₂= потеря давления в линии слива и ≈ 0,2 МПа;

S₁ и S₂ – рабочие площади соответственно поршня и штока;

 

Определим S₁:

S₁ = = = 3318 мм²;

 

Определим S₂:

S₂ = = = 804 мм²;

Тогда давление в полости гидроцилиндра р₁ определяется по формуле:

р₁ = ;

 

р₁ = =0,83 МПа;

 

Толщина стенки гильзы определяется по величине давления р₁ и допускаемому напряжению[ _р]:

= + а₁, мм;

где а₁ – допуск на обработку;

а₁ =0,8мм.;

- допускаемое напряжение растяжения;

Для стального литья ≈ (80 -100) МПа;

=90 МПа;

 

= + 0,8 =0,29мм;

 

=1 мм.;

 

Выбор способа крепления гидроцилиндра и определение минимального диаметра штока из условий прочности при расчете на устойчивость.

Рис. 2.3 К расчету гидроцилиндра.

 

Зная расчетное усилие F = 1078 H, определяем критическое усилие F_кр.по формуле:

F= F _кр /m;

где m = 2-3- коэффициент запаса прочности;

m=2;

 

F _кр= F ∙ m= 1078 ∙ 2=2156 H;

 

Зная критическую силу можно определить момент инерции i:

 

F _кр = ;

где i_ш – момент инерции штока,мм⁴;

Е= 2,1•10⁵ МПа - модуль упругости;

ℓ_пр. – длина продольного изгиба, определяемая при полностью выдвинутом штоке гидроцилиндра с учетом размеров креплений гидроцилиндра и его штока.

Определим ℓ_пр:

ℓ_пр= ℓ₁+2 ∙ ℓ_хода+ℓ₂;

где

ℓ₁ = 200мм – конструкционные размеры;

ℓ_хода =400 мм – длина рабочего хода;

ℓ₂ =200мм – конструкционные размеры;

 

ℓ_пр=200 + 2 ∙ 400 + 200=1200 мм;

 

Из формулы выразим i штока:

i_ш = = = 1497 мм⁴;

Для определения i штока используют и такую формулу:

i штока=

 

тогда

D_2min = = =13,2 мм;

 

То есть минимальный диаметр штока D_2min = 13,2 мм;

Так как принятый ранее D₂ = 32 мм > D_2min, то D₂ = 32 мм, удовлетворяет условию прочности.

 

 

Гидролиния всасывания

 

Гидравлические потери (в единицах давления) ΔР_вс в гидролинии всасывания:

ΔР_вс = ΔР + ΔР + ΔР , Па;

где ΔР - потери давления по длине гидролинии всасывания, МПа;

ΔР - потери давления в местных сопротивлениях на линии всасывания, МПа;

ΔР - потери давления в гидроаппаратах;

 

Определим ΔР по формуле Вейсбаха-Дарси:

ΔР = ∙ , Па;

где - гидравлический коэффициент трения;

300мм – длина линии (всасывания);

d =d_в =32мм – диаметр трубопровода (всасывания);

V=3м/с – скорость потока в трубопроводе (всасывания);

= 850 кгс/см³;

 

Определим :

Число Рейнольда Re по которому можно судить о режиме течения жидкости:

Re = V ∙ d_t / ;

где V= 3 м/с – средняя скорость потока;

d_t– гидравлический диаметр (при круглом сечении он соответствует внутреннему диаметру трубы, м: d_t = 0,032м);

- кинематическая вязкость, м²/с; = 10 мм²/с = 0,000010 м²/с;

Re = = 9600> 2300 → турбулентное движение;

Для турбулентного течения коэффициент гидравлического трения :

= ; = = 0.031;

 

ΔР =0,031 ∙ ∙ = 1112Па;

 

ΔР = ∙ b ∙ ;

где - коэффициент местного сопротивления

=2;

b – поправочный коэффициент, который учитывает зависимость потерь от числа Re

При Re >2300; b =1;

 

ΔР = 2 ∙ 1 ∙ ∙850 = 7650Па;

 

ΔР = 0, так как между баком и насосом гидравлическая аппаратура (согласно схеме) отсутствует.

 

ΔР_вс= ΔР +ΔР + ΔР = 1112+7650 = 8762Па=0,009МПа;

 

Гидролиния нагнетания

 

Гидравлические потери ∆Р_Hв гидролинии нагнетания:

ΔР_H=ΔР +ΔР + ΔР ;

где ΔР , ΔР , ΔР ; - потери давления по длине, местные сопротивления и гидравлическую аппаратуру соответственно, Па.

 

Определим ΔР :

Re = = 9690>2300 движение турбулентное;

= 0,031.

 

ΔР = 0,031 ∙ ∙ = 3705 Па;

 

Определим ΔР :

Потери в местных сопротивлениях определяются как 25-30% от потерь давлений по длине гидролинии.

ΔР = 0,3 ∙ ΔР =0,3 ∙ 3705 = 1125 Па

 

Определим ΔР :

ΔР = ΔР + ΔР + ΔР , МПа;

Определим ΔР - потери давления в обратном клапане и потери в гидрозамке

ΔР = ΔР^{о 2};

где ΔР^о – потери давления в гидроаппарате при пропускании номинального расхода Q^о (паспортные данные);

Q– расчетный расход жидкости, пропускаемый через аппарат.

 

ΔР^о = ΔР = 0,09МПа;

Q^о = 250л/мин;

Q= 0,1311 м³/мин = 131.1 л/мин

ΔР =0,09 =0,024 МПа;

Т.к. гидрозамок имеет такую же техническую характеристику, то учтем:

0,024 ∙ 2=0,048 МПа

 

Определим ΔР :

 

ΔР = 0,2 = 0,20 МПа=200000 Па;

ΔР = 0,4 =0,3 МПа=300000 Па;

∆Р_H=ΔР + ΔР + ΔР =3705 +1125+(48000+200000+300000)=552830 Па=0,56 МПа;

 

Гидролиния слива.

 

ΔР = ΔР +ΔР + ΔР ,

где ΔР , ΔР и ΔР -потери давления по длине, на местные сопротивления и гидравлическую аппаратуру соответственно, Па.

 

Определим ΔР :

Re = = 8320>2300 движение турбулентное;

= = = 0,033;

ΔР =0,033 ∙ = 3287Па;

 

Определим ΔР :

ΔР =0,3 ∙ ΔР =0,3 ∙ 3287= 986 Па;

 

Определим ΔР :

ΔР = ΔР + ΔР + ΔР + ΔР ;

где ΔР - потери давления на охладителе жидкости, Па;

ΔР - потери давления на магистральном фильтре, Па;

 

Определим ΔР :

ΔР = 0,4 = 0,28МПа= 280000 Па;

 

Определим ΔР :

ΔР = 0,1 = 0,07МПа=70000Па;

Определим ΔР :

ΔР = 0.4 =0,18 МПа=180000 Па;

Определим ΔР :

ΔР =0,09 =0,015 МПа=15000 Па

 

ΔР = 0,28+0.07+0.18 + 0,41+0.015 = 0,885 МПа=885000 Па;

ΔР = ΔР +ΔР + ΔР = 3287+986+885000= 889273 Па=0,89 МПа;

 

 

Выбор типа насоса

 

Для выбора насоса определяются расчетные значения его рабочих параметров: производительность (подача) Q_H, давление Р_H и мощность N_H.

Определим производительность насоса. Производительность насоса должна превышать расчетный расход в системе на величину утечек ΔQ:

Q_H = Q + ΔQ;

 

Определим ΔQ:

ΔQ = К_у∙ Р; (величина ΔQ зависит от степени герметичности элементов системы вязкости и давления рабочей жидкости).

где К_у = 0,005 - среднее значение расчетного коэффициента утечек;

Р = 0,76 МПа - расчетное давление;

ΔQ = 0,005 ∙ 0,76= 0,0038 = 0,0000038 л/с =0,000228 л/мин.;

 

Q_H = 131,1+0,000228 = 131,100228 л/мин.;

 

Определим рабочее давление насоса Р_H:

Р_H = Р_ман.+ Р_вак, МПа;

где Р_ман. – манометрическое давление в линии нагнетания и слива;

Р_вак – вакуум в линии всасывания.

 

Определим Р_ман.:

Р_ман. = Р₁+ ΔР_H + ΔР_сл,

Р_ман. = 0.76+0,56 +0.89 = 2.21 МПа;

 

Определим Р_вак.:

Вакуум во всасывающей линии насоса определяется по формуле:

Р_вак.= ∙ g∙Z_вс+ ΔР_вс,

где Z_вс – геометрическая высота всасывания.

Z_вс = 300мм= 0,3м;

ΔР_вс= 8762 Па;

Р_вак.=850 ∙ 9,81 ∙ 0,3+8762 = 11173,55 Па = 0,011 МПа;

 

Р_H= Р_ман+Р_вак= 2,21+0,011 = 2,221 МПа = 2221000 Па;

 

Эффективная мощность насоса:

N_H=Р_H ∙ Q_H, Вт;

Р_H = 2221000 Па; Q_H = 131.100228 л/мин = 0,002185м³/с.

N_H = 2221000 ∙ 0,002185= 4852 Вт.

На основании Q_H = 131,100228 л/мин, Р_H= 2,221 МПа и N_H = 4,852кВт, выберем:

Насос пластинчатый типа Г12-35АМ, с подачей 140 л/мин, мощностью 5 кВт, давлением на выходе 2,5 МПа

Объемный КПД насоса 0,93, Механический КПД насоса 0,85.

 

Определим мощность приводного двигателя к насосу:

N_g = ;

где - полный КПД насоса.

 

Определим :

= ∙ ;

где = 0,96 - объемный КПД выбранного насоса;

= 0,85 - механический КПД выбранного насоса;

N_g = = 5,95 кВт;

Принимаем N_g = 6 кВт.

 

Расчет емкости гидробака

 

Объем гидробака определяется по его 3÷5 минутной производительности.

С учетом запаса по высоте объем бака определяется по формуле:

W= 1,2(3÷5)Q_H;

W= 1,2 ∙ 3 ∙ 131,100228 = 472 л;

 

 

Расчет цапфы

 

Расчет цапф производится по зависимости:

где L –рабочая длина цапфы, мм;

L= 10мм;

Рис. 2.6 Цапфа.

 

Раздел 3

 

РАЗДЕЛ 4

 

Содержание

Раздел 1……………………………………………………………………………4

1.1 Описание устройства………………………………………………………………….4

1.2 Техническая характеристика………………………………………………………….4

1.3 Расчет усилий действующих на гидроцилиндры…………………………………5

Раздел 2……………………………………………………………………………7

2.1 Разработка гидравлической схемы………………………………………………...7

2.2 Описание работы гидросистемы……………………………………………………8

2.3 Расчет гидроцилиндра подъема лотка…………………………………………….8

2.3.1 Расчет гидроцилиндра………………………………………………………8

2.3.2 Определение расхода жидкости в гидроцилиндре……………………11

2.4 Расчет гидроцилиндра отсекателя………………………………………………..11

2.4.1 Расчет гидроцилиндра……………………………………………………...11

2.4.2 Определение расхода жидкости в гидроцилиндре…………………….14

2.5 Определение проходных сечений трубопроводов………………………………15

2.6 Проверка трубопровода на гидроудар…………………………………………….16

2.7 Выбор гидроаппаратуры управления системой…………………………………17

2.8 Определение гидравлических потерь в системе………………………………..17

2.8.1 Гидролиния всасывания…………………………………………………….17

2.8.2Гидролиния нагнетания………………………………………………………18

2.8.3.Гидролиния слива……………………………………………………………19

2.9 Выбор типа насоса……………………………………………………………………20

2.10 Расчет емкости гидробака………………………………………………………….21

2.11 Расчет проушины гидроцилиндра подъема лотка……………………………..22

2.12 Расчет цапфы………………………………………………………………………...22

2.13 Определение толщины днища цилиндра……………………………………….23

Раздел 3……………………………………………………………………………24

3.1 Разработка электрогидросхемы……………………………………………………24

3.2 Описание работы электрогидросхемы……………………………………………25

Раздел 4……………………………………………………………………………26

4.1 Рабочие жидкости для гидравлической системы………………………………..26

 

Раздел 1

Описание устройства

 

Устройство предназначено для дозированной загрузки подвесок подвесного толкающего конвейера мелкими и средни­ми поковками или отливками.

Лоток, загруженный поковками (отливками), гидроцилиндром наклоняется на определенный угол до момента начала сполза­ния деталей на движущийся траковый питатель, который, пода­вая попавшие на него детали, дозирует загрузку ими подвески тол­кающего конвейера. Лоток, гидроцилиндр и траковый питатель монтируются на металлоконструкции.

Конструкция загрузочного устройства рассчитана на эксплуата­цию в кузнечных и литейных цехах.

 

 

Техническая характеристика

 

Производительность установки, кг/мин 270-400

 

Ширина тракового питателя, мм 500

 

Скорость движения тракового полотна, м/мин 3,44

 

Вес загрузочного устройства, кг 2800

 

 

Расчет усилий действующих на гидроцилиндры

 

 

 

Рис. 1.1 Расчетная схема нагрузок на гидроцилиндры

где G – вес лотка и груза;

F_ц – усилие гидроцилиндра подъема лотка;

G_г – вес груза, действующий на отсекатель;

F_ц’ – усилие гидроцилиндра привода отсекателя;

G = 7900 Н;

G_г = 600 Н;

 

Составим уравнение моментов относительно точки В:

 

F_ц’ ∙ 0,178 - G_г ∙ 0,322=0,

Тогда усилие гидроцилиндра привода отсекателя:

 

F_ц’ = ;

 

F_ц’ = =1078 Н.

 

Составим уравнение моментов относительно точки А:

 

F_ц ∙ 0,834 -G ∙ 0,346=0,

Тогда усилие гидроцилиндра подъема лотка:

 

F_ц = ;

 

F_ц = =3277 Н.

 

 

Раздел 2