Элементарные зажимные устройства приспособлений

Зажимные устройства приспособлений разделяются на простые и комбинированные, состоящие из нескольких простых.

Простые зажимные устройства состоят из одного элементарного зажима, например, винтового, эксцентрикового, клинового, рычажного и т.п. В зависимости от источника силы зажимные устройства разделяются на ручные и механизированные. В ручных зажимных устройствах сила на рукоятке не должна превышать 150 Н (15 кгс).

Винтовые зажимы применяются в приспособлениях, как с ручным закреплением деталей, так и с механизированным (например, в сочетании с пневмоприводом). Они просты по конструкции и надежны в работе. Недостатки: значительное вспомогательное время, необходимое для зажима и разжима детали, и быстрый износ резьбы вследствие температурного воздействия сварочной дуги, и попадания брызг металла.

Для закрепления деталей винтовыми зажимами используются ключи, ручки, гайки, гайки-головки, установленные на конце винта. Зажимные винты и гайки изготовляются из стали 35 и 45 с точностью резьбы 9…11-го квалитета СТСЭВ 145-75 (по 3-му классу в системе ОСТ).

Усилие, развиваемое винтовым зажимом, зависит от длины рукоятки 2 и величины приложенной к ней силы Q, формы зажимного винта 1 и вида резьбы (рис. 5.7).

Без учета потерь на трение сила зажима, развиваемая винтом со сферическим торцом (рис. 5.7, а),

P = Ql /[ r_cptg (α + φ _пр)]. (5.18)

Развиваемая винтом с плоским торцом (рис. 5.7, б), сила зажима

P = Ql /[ r_cptg (α + φ _пр) + 0,67 fr ].                               (5.19)

Сила зажима, развиваемая винтом со сферическим торцом, упирающимся в конусное гнездо зажимного башмака, предупреждающего порчу поверхности детали (рис. 5.7, в),

P = Ql /[ r_cptg (α + φ _пр) + fRctg (β / 2)].                (5.20)

где Q – сила на рукоятке или ключе резьбового зажима, Н; для ручных винтов Q = I50 Н; P – требуемая сила зажима винтом детали, Н; l – расстояние от оси винта до точки приложения силы, l ≈ I4 d (d – номинальный наружный диаметр резьбы), см; r_cp – средний радиус резьбы винта, см; α ≈ 2^о30'...3^о30' – угол подъема витка резьбы; R – радиус конусного гнезда башмака, см.

Рассчитанное усилие зажима должно быть проверено на условие прочности резьбы. Для основной метрической резьбы

                                  (5 21)

Отсюда номинальный внутренний диаметр винта (см)

                                                         (5.22)

где [σ _в ] – допускаемый предел прочности на растяжение, MПa; для винтов из стали 45 с учетом износа резьбы [σ _в ] = 80...100 МПа.

Диаметр округляют до ближайшего большего значения. В приспособлениях применяют резьбы от М8 до М42.

Для небольших сил зажима целесообразно применять штыковое (байонетное) (рис. 5.8, а) устройство, а для значительных сил плунжерное (рис. 5.8,6). Эти устройства позволяют отводить зажимающий элемент 1 на большое расстояние от детали 2 и крепить ее поворотом стержня на небольшой угол.

Эксцентриковые зажимы. В приспособлениях используются обычно круглые эксцентрики (ГОСТ 9061-68) из стали 20Х с цементацией на глубину 0,8…1,2 мм с последующей закалкой до твердости НРС 55...60. Дисковой эксцентрик показан на рис. 5.9,а, а эксцентриковый валик с Г-образным прихватом – на рис. 5.9,6.

У стандартных круглых эксцентриков D = 32...70 мм и е = 1,7...3,5 мм. Следовательно, круглые эксцентрики имеют небольшой линейный ход и их не следует применять для зажима деталей с большим допуском на размеры в направлении зажима.

Достоинство круглых эксцентриков – простота изготовления; недостатки – изменение угла подъема и силы зажима при закреплении обрабатываемых деталей с большими колебаниями размеров в направлении зажима. Применение самотормозящих эксцентриковых устройств в соответствии с ГОСТом 12.2.029-77 допустимо при развивающемся расчетам усилии зажима, не превышающем 2200 Н.

Эксцентрик является самотормозящим, если угол подъема эксцентрика α в определенном его положении не больше угла трения φ.

Для установления зависимости между требуемой силой зажима и моментом на рукоятке эксцентрика в конце закрепления детали рассмотрим схему, изображенную на рис. 5.10.

В процессе закрепления на эксцентрик действуют сила на рукоятке Q, реакция заготовки T и реакция S от цапфы (оси) эксцентрика. Под действием этих сил система находится в равновесии. Реакция T представляет собой равнодействующую силы Р и силы трения F

Сумма моментов всех действующих сил относительно оси поворота эксцентрика равна нулю:

Ql – P е sin α ' – fP (R + lcos α ') – sρ = 0                  (5.23)

где f – коэффициент трения скольжения между эксцентриком и заготовкой;

l – плечо, на котором прилагается усилие Q, см;

е – эксцентриситет эксцентрика, см;

α – угол поворота эксцентрика от начального положения α ' = 180º – α. град;

ρ – радиус круга трения цапфы, см;

R – радиус наружной поверхности эксцентрика, см.

Сила S мало отличается от нормальной силы Р. Приняв S = Р, получим момент на рукоятке эксцентрика

Ql = P fR [ + ρ + е (sinα ' + f cos α ')].                       (5.24)

Для упрощения подученного выражения примем:

1) fR = tg φ R ≈ sin φ R (для угла трения покоя φ = 6º ошибка меньше 1%;

2) выражение sinα ' + f cos α ' заменим весьма близким, но более простым sin (α ' + φ), ошибка 1%.

После подстановок получим упрощенную формулу:

Ql= P [ Rsin φ + ρ + е sin (α' + φ)].                (5.25)

Радиус наружной поверхности эксцентрика R определяем из условий самоторможения. Из рассмотрения сил, действующих на круглый эксцентрик, следует, что равнодействующая реакции и сила трения F должна быть равна и противоположно направлена реакции со стороны цапфы. Последняя проходит касательно к кругу трения радиусом ρ. Из рис. 5.10

                                                    (5.26)

отсюда

                                               (5.27)

Приняв во внимание выражение для R (5.27), получим

Ql = P е [ 1 + sin (α ' + φ)].                                         (5.28),

Эта приближенная формула позволяет определить значение момента Ql с точностью до 10%, что вполне допустимо.

Отсюда

Р = Ql / е [ 1 + sin (α ' + φ)]                                        (5.29)

Клиновые зажимы обычно применяют в качестве промежуточного звена в сложных зажимных системах. Они просты в изготовлении, компактны, легко размещаются в приспособлении, позволяют увеличивать и изменять направление передаваемой силы. Для надежного закрепления детали в приспособлении клин должен быть самотормозящим, т.е. зажимать деталь после прекращения действия на клин исходной силы Q (рис. 5.11).

При расположении передаваемых сил односкосным клиновым механизмом между силами Р и Q, т.е. под прямым углом, получается зависимость, определяемая из силового многоугольника как

         (5.30)

где Q – усилие, приложенное к клину, Н; Р – усилие зажатия, развиваемое клином, Н; α – угол скоса клина, град.

Знак "+" относится к закреплению клина, а знак "–" – к его откреплению.

Самоторможение клина имеет место при

α < φ₁ + φ₂.                                (5.31)

Если угол трения постоянен и равен φ, т.е. φ₁ = φ₂ = φ₃ = φ (t g φ = f = 0,1...0,15), то зависимость является более простой:

Q = Ptg (α ± 2 φ).                       (5.32)

Отсюда сила зажатия, развиваемая клином,

P = Q/ tg (α ± 2 φ)

Рычажные зажимы применяются, как и клиновые, в сочетании с другими элементарными зажимами, образуя более сложные системы (механизмы). При помощи рычага можно изменять величину и направление передаваемой силы, а также одновременно и равномерно закреплять деталь в двух местах.

Для наиболее распространенного в зажимных устройствах двухплечевого рычага (рис. 5.12, а) отношение между силами Р и Q c учетом трения можно найти, беря сумму моментов относительно оси вращения 0.

Силу реакции на оси рычага S можно найти из силового многоугольника (рис. 5.12, б). Приближенно

При l ₁ < l ₂ S ≈ 0,96 P + 0,4 Q;

при l ₁ = l ₂ = l S ≈ 1,41 Q;

при l ₁ > l ₂ S ≈ 0,96 Q + 0,4 N.

Подставляя значения S в уравнение равновесия, получим усилие зажима Q:

для условия l ₁ < l ₂

                             (5.33)

для условия l ₁ = l ₂ = l

                              (5.34)

для условия l ₁ > l ₂

                                        (5.35)

В этих формулах радиус круга трения ρ = f ' r. Значение f ' можно брать в пределах 0,18... 0,2.

Анализируя полученные зависимости, можно видеть, что для уменьшения потерь в рычажной передаче полезно уменьшать радиус оси и плечи l '₁ и l '₂.

Для рычага, изображенного на рис. 5.1I2, в, уравнение равновесия будет таким же, как для предыдущего случая. Однако

S = (Q + P)  .

Подставляя S в уравнение равновесия и решая его относительно Q, получим

                              (5.36)

Для рычага, представленного на рис. 5.I2, г, эта зависимость приобретает следующий вид:

 (5.37)

Центрирующие зажимные устройства (цанги, разжимные оправки) применяются при использовании в качестве установочных баз наружных или внутренних цилиндрических (многогранных) поверхностей.

Цанги, представляющие собой разрезные пружинящие гильзы (рис. 5.1З), выполняют из высокоуглеродистых сталей типа У10A и термически обрабатывают до твердости НРС 58…62 в местах губок и до твердости HRC 39…45 в хвостовой части. Угол конуса цанги α = 30...40º. При меньших углах возможно заклинивание цанги. Угол конуса сжимающей втулки делают на 1º меньше (см. рис. 5.13, а) или больше (см. рис. 5.13, б) угла конуса цанги.

Цанги обеспечивают концентричность установки в пределах 0,02…0,05 мм. Базовая поверхность деталей для закрепления в цангах должна иметь 7…9 квалитет по СТ CЭВ 145-75 (2…3-й класс точности в системе ОСТ).

Сила затяжки цанги при отсутствии упора (см. рис.5.13, а)

                                       (5.38)

где Q – суммарная сила зажима, распределенная по базовой поверхности детали, Н;

Q ' – сила сжатия лепестков цанги, используемая для выбора зазора между ее губками и деталью, Н;

φ – угол трения между цангой и втулкой, град.

                             (5.39)

где r – радиус базовой поверхности детали, см;

M – момент, передаваемый цангой, Н см;

N – осевая сила, cдвигающая деталь, Н;

f ₁ – коэффициент трения между деталью и цангой;

К – коэффициент запаса.

Силу Q ' находим, рассматривая лепесток цанги как консольно закрепленную балку:

                                         (5. 4())

где E — модуль упругости материала цанги, МПа;

I – момент инерции сектора тонкого кольца в заделе лепестка цанги в см (сечение A–А на рис. 5.13, а),

                           (5.41)

здесь D – наружный диаметр поверхности лепестка, см;

S – толщина стенки лепестка, см; α₁ – половина угла сектора лепестка цанги;

l – длина лепестка от места задела до середины конуcа, см;

п – число лепестков цанги;

f – стрела прогиба лепестка, равная половине зазора по диаметру между заготовкой и цангой, см.

При наличии осевого упора (см. рис. 5.13,б) возникает трение между губками цанги и деталью (угол трения φ₁). В этом случае

                            (5.42)

Разжимные оправки различных конструкций показаны на рис. 5.14.

На рис. 5.14, а представлена консольная разжимная оправка 1 с прорезями на рабочей шейке. Деталь 2 закрепляется затяжкой внутреннего конуса 3. Точность центрирования для оправки находится в пределах 0,02…0,04 мм. Для консольной оправки силу затяжки можно определить по формуле для цанги:

                             (5.43)

Оправка с выдвижными радиальными сухарями (см.рис. 5.14,б) может быть рекомендована для толстостенных деталей с грубообработанной или черновой базой. Точность центрирования составляет 0,05…0,1 мм. Силу на штоке можно подсчитать, используя формулу для клина, приняв в ней φ = 0.

                  (5.44)

где W – суммарная сила, с которой кольцевая пружина оттягивает сухари к центру оправки, Н.

 

Приводы зажимных устройств

Пневматические приводы состоят из пневмодвигателей, пневматической аппаратуры и воздухопроводов. Энергоносителем в пневмоприводе является сжатый воздух с давлением q = 0,4...0,6 МПа (4…6 кгс/см²).

Пневматические силовые приводы разделяют по виду пневмодвигателя:

а) на пневматические цилиндры с поршнем (поршневые);

б) пневматические камеры с диафрагмами (диафрагменные);

в) пневматические шланги (пневмошланговые).

Пневматические силовые приводы изготовляют одно- и двухстороннего действия. У двигателей одностороннего действия обратный ход осуществляется пружиной, таким образом обеспечивается экономия сжатого воздуха до 30…40%, однако их габариты увеличиваются из-за установки пружины. В двигателях двухстороннего действия обратный ход осуществляется также сжатым воздухом. Они применяются в случаях, когда при зажиме и разжиме детали требуется большая сила, например, в приспособлениях с самотормозящими зажимными устройствами.

Достоинства пневмодвигателей: значительное сокращение времени на зажим и разжим деталей вследствие быстроты действия (0,5…1,2 с), постоянство силы зажима, возможность регулировали силы зажима, простота управления.

Недостатки: недостаточная плавность перемещения рабочих элементов, небольшое давление сжатом воздуха, относительно большие размеры пневмодвигателей для получения значительных сил на штоке.

Пневматические поршневые приводы двухстороннего действия регламентированы ГОСТом 15608-81 и выпускаются в следующих исполнениях:

а) по способу торможения:

1 – без торможения,

2 – с регулируемым торможением в конце хода;

б) по виду крепления:

0 – на удлиненных стяжках,

1 – на лапах,

2 – на переднем фланце,

3 – на заднем фланце,

4 – на пружине,

5 - на цапфах;

в) по выполнению конца штока:

1 – с наружной резьбой,

2 – с внутренней резьбой;

r) по присоединительной резьбе для подвод воздуха:

1 – с метрической резьбой,

2 – с конической резьбой.

Условные графические обозначения цилиндров должны соответствовать указанным на рис. 5.15.

Например, цилиндр без торможения, с креплением на удлиненных стяжках, с наружной резьбой на конце штока, с метрической присоединительной резьбой для подвода воздуха, диаметром D = 100 мм и ходом поршня S = 1000 мм обозначается так: пневмоцилиндр 1011 – 100х1000 ГОСТ 15608-81.

Основные параметры цилиндров должны соответствовать указанным в табл. 5.2.

Таблица 5.2

Основные параметры пневмоцилиндров (ГОСТ 15608-81)

 

Диаметр, мм		Статическое усилие на штоке (Н) при давлении воздуха в пневмосети 0,4 МПа
цилиндра	штока	толкающее	тянущее
25	12	I60	130
32		250	220
40	14	400	350
50	18	640	550
63	25	1000	900
80		1750	1560
100		2700	2550
125	32	4200	4000
160	40	7200	6800
200		11400	10800
250	63	17700	16500
320	80	30000	28000
360		37600	36000
400	90	46800	44500

 

Основные размера цилиндров без торможения с креплением на удлиненных стяжках приведены на рис. 5.16 и в табл. 5.3.

 

Таблица 5.3

Основные размера цилиндров без торможения с креплением на удлиненных стяжках

D	d	Резьба				B	l, не более	К	К1	Ход поршня по ГОСТу 6540-68
		наружная		внутренняя
		d2	l	d2	l
25	12	М 10х1,25	22	–	–	38	10	92	115	10…250
32						45				10…320
40	14	М 12х1,25	24	–	–	55	20	98	127	10…400
50	18	М 16х1,5	32	М12х1,25	24	70	24	106	143	10…500
63						78				10…630
80	25	М 20х1,5	40	М 16х1,5	32	93	28	120	160	10…800
100						115			170	10…1000
125	32	М 27х2	54	М 24х2	48	140	30	130	190	10…1250
160						180	33		203	10…1600
200	40	М 36х2	72	М 30х2	60	220	40	142	230	10…2000
250	63	М 42х2	84	М 42х2	84	275	50	160	255
320	80	М 48х2	96	М 48х2	96	345	67	180	290	10…2500

 

Расчет силовых цилиндров производится по формулам, основанным на известной зависимости силы на штоке Р от диаметра цилиндра D и давления в цилиндре q (расчетное значение q = 0,40 МПа).

В цилиндрах двухстороннего действия при толкающем движении штока

                                                     (5.45)

при обратном — тянущем – движении штока

                                        (5.46)

где d — диаметр штока.

В цилиндрах одностороннего действия с возвратной пружиной

                                          (5.47)

Пользуясь этими формулами, можно решить обратную задачу, т.е. определить внутренний диаметр цилиндра D по заданному усилию на штоке Р и давлению сжатого воздуха q.

Коэффициент полезного действия η оценивает потери на трение в манжетах и уплотнениях, а также в направляющих штоках.

Для цилиндров средних размеров (D = 150...300 мм) приближенно можно принять η = 0,85. Однако в ответственных случаях следует непосредственно подсчитывать прямые потери на трение в манжетах поршня и штока /1/.

Для уплотнения и поршней, и штоков пневмоцилиндров чаще всего применяются манжеты угловые воротниковые (ГОСТ 6678-72) и V -образные (ГССТ 6969-54), а также кольцо круглого сечения. Все манжеты изготовляются из маслостойкой резины.

Разновидностью пневмоцилиндров являются вращающиеся пневмоцилиндры, которые с помощью воздухоподводящей муфты соединяются с сетью подачи сжатого воздуха (рис. 5.17).

Основные размеры и усилия, вращающихся пневмоцилиндров двухстороннего действия приведены в табл. 5.4 (ГОСТ 21821-76).

 

 

Таблица 5.4

Основные размеры и усилия, вращающихся пневмоцилиндров

 

Обозначение цилиндра	Тип	Основные размеры, мм							Усилие на штоке, Н при давлении воздуха в пневмосети 0,4 МПа		Частота вращения С –1, об/мин
		D	d 3	D 4	L	L 1	l2	L 2	толкающее	тянущее
7020 – 0101	I	100	25	135	32	125	30	340	2710	2540	50 (3000)
7020 – 0103	I	125		165					4230	4070	50 (3000)
7020 – 0105	I	160		200					7250	6950	50 (3000)
7020 – 0107	2	160	32	200		205		420	13820	13520	50 (3000)
7020 – 0109	I	200		240		125		340	11300	10980	50 (3000)
7020 – 0112	2	200		240		125		420	21850	21560	41,66(2500)
7020 – 0114	I	250		290	40	145		370	17700	17050	41,66(2500)
7020 – 0116	2	250	45	290		245	40	460	34300	33720	33,33(2000)
7020 – 0118	I	320		360		145		370	29000	28420	33,33(2000)
7020 – 0121	2	320		360	50	255		470	56350	56450	33,33(2000)

Время срабатывания пневмоцилиндра может быть приближенно подсчитано по формуле

 .                                      (5.48)

где D – диаметр цилиндра, см; L – ход поршня, мм; d ₀ — диаметр воздухопровода, мм.

Диафрагменные пневмокамеры имеют ряд преимуществ перед пневмоцилиндрами: они проще в изготовлении и дешевле, долговечнее, так как диафрагма работает дольше и надежнее, чем поршневые уплотнения; в камерах практически отсутствует утечка воздуха, так как обе полости изолированы друг от друга; в камерах может быть использован сжатый воздух, более влажный и загрязненный, так как он не соприкасается с трущимися частями. К недостаткам пневмокамер относятся сравнительно малый ход штока (30…60 мм), ограниченный допускаемой деформацией диафрагмы; увеличенный (по сравнению с цилиндром того же усилия) наружный диаметр камеры.

Конструкция диафрагменной пневмокамеры одностороннего действия представлена на рис. 5.18, двухстороннего действия – на рис. 5.19, их размеры приведены в табл. 5.5 и 5.6.

В пневмокамерах применяются диафрагмы автомобильных тормозных камер, выпускаемые специализированными заводами. Материал диафрагм – бензомаслостойкая резина с двумя слоями ткани толщиной 1,8…2 мм.

Так как промышленность выпускает пневмокамеры в крайне ограниченном ассортименте, нередко их проектируют заново (особенно для больших усилий).

 

Таблица 5.5

Основные размеры диафрагменных пневмокамер одностороннего действия, мм

 

D	Ход на штоке L	D 1	Т	Н	l	l1	d	s	Усилие на штоке (Н) при 0,4 МПа
175	30	115	132	88	30	35	М16	80	2750
200	35	125	150	94	35	35	М16	88	3250
230	40	140	180	101	35	40	М20	120	6000

 

Усилие на штоке или диаметр пневмокамер могут быть подсчитаны по формулам, приведённым в табл. 5.7.

Таблица 5.6

Основные размеры диафрагменных пневмокамер двухстороннего действия, мм

 

D	Ход на штоке L	D 1	D 2	Н	d	К	Т	М	Усилие на штоке (Н) при 0,4 МПа
174	40	154	130	122	М12х1,75	17	48	48	3500
200	40	178	160	137	М 16х2	17	56	45	4800
228	40	204	180	137	М 16х2	17	56	45	6750

 

Пневмошланговые приводы (рис.5.20) отличаются простотой, портативностью и надежностью действия. Существенными их недостатками являются сравнительно малый рабочий ход и зависимость полезного усилия шланга от степени его сплющивания, т.е. от высоты внутренней полости шланга, а, следовательно, и от рабочего хода шланга.

При давлении воздуха q полезное усилие шланга на 1 мм погонной длины

Q = bq, Н/мм,                                      (5.49)

где b – ширина площадки давления, мм.

Так как шланг армирован тканью и поэтому не может растягиваться по окружности, то в деформированном по рис. 5.20, б шланге приближенно соблюдается геометрическое равенство π d _ш = 2 b + π (h+ Δ), откуда

                          (5. 50)

где h – вертикальный рабочий ход шланга, мм;

Δ – остаточный зазор внутри полости сплющенного шланга в его рабочем состоянии (для зажимных устройств можно принимать Δ = 3... 5 мм).

Если заданными величинами являются q, p и h, то необходимый внутренний диаметр шланга определяется совместным решением уравнений, т.е.

    (5. 51)

По имеющимся сортаментам подбирают шланг ближайшего большего диаметра, обычно прорезиненный пожарный рукав. При конструировании пневмошлангового привода следует иметь в виду, что обычный шланг или пожарный рукав при переходе от рабочего состояния (под давлением) в нерабочее (без давления) не может сплющиться самопроизвольно под действием собственного веса, так как этот вес явно недостаточен для преодоления жесткости шланга и тем более для быстрого вытеснения воздуха из него. Поэтому в пневмошланговом приводе, как правило, предусматривается то или иное устройство для быстрого принудительного возврата шланга в нерабочее состояние. Наиболее распространены следующие типы возвратных устройств:

Таблица 5.7

Расчетные формулы для определения исходного усилия,

развиваемого пневмокамерами

 

Пневмокамера	Эскиз пневмокамеры	Расчетные формулы
Пневмокамеры одностороннего действия	Тарельчатые диафрагмы	В исходном положении штока В положении после перемещения штока на расстояние 0,3 D
	Плоские диафрагмы	В исходном положении штока. В положении после перемещения штока на расстояние 0,07 D
Пневмокамеры двухстороннего действия	Тарельчатые диафрагмы	В исходном положении штока. В положении после перемещения штока на расстояние 0,3 D
	Плоские диафрагмы	В исходном положении штока. В положении после перемещения штока на расстояние 0,07 D

 

добавочный груз, постоянно действующий на шланг; возвратные пружины (рис. 5.21), всасывающие эжекторы или эксгаустеры, образующие (на короткое время) вакуум в шланге; вспомогательный возвратный шланг-рукав (рис. 5.22). Первые два из этих устройств являются для рабочего шланга нагрузкой, снижающей величину его полезного усилия; возвратные устройства двух других типов не влияют на величину полезного усилия рабочего шланга.

Опыт показал, что для быстрого возврата шланга в нерабочее состояние достаточно усилия Р_доб = 0,05 Q или, в случае всасывающего устройства, достаточно создать разряжение в рабочем шланге примерно 0,02 МПа.

Гидравлические приводы поршневого типа приводятся в действие от отдельного или группового насоса. Гидравлическая установка состоит из электродвигателя, рабочих гидроцилиндров, насоса для подачи масла в цилиндры, бака масла, аппаратуры управления и регулирования, трубопроводов. Рабочей жидкостью служат минеральные масла II-го класса чистоты по ГОСТ 17216-71.

По сравнению с пневматическими гидравлические силовые узлы имеют меньшие габариты вследствие применения более высокого давления масла
(6 МПа и выше).

Недостатками устройства являются наличие трубопроводов для слива выпускаемого из цилиндра масла, а также необходимость работы нагнетательного насоса и электродвигателя в течение цикла зажима.

Гидроцилиндры могут быть одностороннего действия со сплошным (ГОСТ 19897-74) и с полым (ГОСТ 19898-74) штоком, а также двухстороннего действия (ГОСТ 19899-74, в том числе укороченные по ГОСТу 19900-74).

Конструкция и основные размеры гидроцилиндров одностороннего действия со сплошным штоком (ГОСТ 19897-74) на номинальное давление 10 МПа представлены на рис. 5.23 и в табл. 5.8.

Конструкция и основные размеры гидроцилиндров двухстороннего действия на номинальное давление 10 MIIa (100 кгс/см²) по ГОСТУ 19899-74 представлены на рис. 5.24 и в табл. 5.9.

Исходными данными для расчета гидравлических зажимных устройств являются: требуемая сила Р на штоке гидроцилиндра, длина хода поршня L и время рабочего хода поршня t.

 

Таблица 5.8

Основные размеры гидроцилиндров одностороннего действия

со сплошным штоком, мм (ГОСТ 19897-74)

Обозначение цилиндров	D	D 1	d	d 1	L	Ход поршня, l	Усилие теоретическое (Н) при давлении 10 MIIa
7021– 0061	40	56	22	М12	90	12	11760,0
7021– 0065	50	67	25	М16	100	16	18453,4
7021– 0069	63	80	32	М20	105	16	29263,0
7021– 0074	80	105	36	М24	110	16	47530,0

 

Для толкающих гидроцилиндров одностороннего действия:

сила на штоке

                                  (5.52)

для тянущих гидроцилиндров

                        (5.53)

Для гидроцилиндров двухстороннего действия при подаче масла в бесштоковую полость

      (5.54)

а при подаче масла в штоковую полость

(5.53)

где D – диаметр поршня гидроцилиндра, мм; q – давление масла на поршень, МПа; η = 0,85…0,9 – КПД цилиндра; Р_пруж – сила сопротивления сжатой пружины при крайнем рабочем положении поршня, Н; d – диаметр штока, мм.

 

Пневмогидравлические приводы позволяют без применения насосных станций и специальной гидросети высокого давления осуществить питание рабочих силовых цилиндров жидкостью (маслом) вместо сжатого воздуха.

Для этого достаточно использовать пневмогидравлические мультипликаторы, подключенные к цеховой сети сжатого воздуха. Схемы питания рабочих гидроцилиндров с помощью простейших беспоршневых мультипликаторов, имеющих коэффициент мультипликации, равный единице, представлены на рис. 5.25 и 5.26. В этих схемах пневмогидравлические мультипликаторы 3 представляют собой простые цилиндрические сосуды, рассчитанные на давление сжатого воздуха до 0,7 МПа, с емкостью, несколько большей, чем суммарный полезный объем всех питаемых рабочих гидроцилиндров.

Таблица 5.9

Основные размеры гидроцилиндров двухстороннего действия, мм

Обозначение цилиндров	D	D 1	d 1	d 2	L	Ход поршня, l	Усилие теоретическое (Н)
							толкающее	тянущее
7021-0121	40	56	22	М12	105	12	12308,8	8684,8
7021-0126					125	32
7021-0129					145	50
7021-0134					175	80
7021-0138	50	67	25	М16	110	16	19237,4	14425,4
7021-0143					125	32
7021-0147					145	50
7021-0152					175	80
7021-0156	63	80	32	М20	115	16	30536,8	22657,6
7021-0161					130	32
7021-0166					150	50
7021-0169					180	80
7021-0174	80	105	36	М24	125	16	49235,2	39268,6
7021-0178					140	32
7021-0183					155	50
7021-0187					185	80
7021-0192	100	125	45	М30	125	16	76930,0	61348,0
7021-0196