Коммерческие объявления города Аргуна

На рабочий цилиндр одновременно действует сила затяжки и внутреннее давление, поэтому расчетная схема должна учитывать частичную разгрузку цилиндра:

Рр — Рае

Пс1цдц

Ра

_ _ Р

Тду

Пйцдц ’

Где 6Ц — толщина стенки цилиндра.

В стенках рабочего цилиндра возникают также растягиваю­щие напряжения, перпендикулярные к оси и равные <тгтах =

_ Ртах^ц

26 ц

Эквивалентное напряжение по энергетической теории проч­ности

— ~/ &сж всж^г — 0^1)

Сравнением а3 с допустимыми величинами а можно оценить прочностные свойства трубы только для идеального случая, т. е. без учета возможности внецентренного приложения силы Рр и продольного изгиба трубы рабочего цилиндра, который возни­кает при Рр ^ РКр (РКр — критическая сила). Продольный изгиб приводит к «заеданик?» поршня, задирам и заклиниванию поршня амортизатора. Поэтому необходима проверка запаса устойчивости трубы, определяемого выражением

РКр Окр

Пи — -5— или пи=————————————————————— ^ 1,5). (172)

* р ®сж тах

Критическая сила определяется по формуле Эйлера (при Окр < “С о„):

Г, n2EJ0 л3Ейцдц л2£ /1-704

РкР~ (Мт)2 ^ И °Кр~~ Х2п ’ ( ^

Где J0 — момент инерции поперечного сечения трубы;

— приведенная длина трубы (рис. 87);

Хт — гибкость трубы (хт = ; г2т ]/ —^- — радиус

Оэ

Инepцииj.

Если аКр > ап (ст„ — предел пропорциональности), то можно пользоваться эмпирической формулой Ясинского—Тетмайера: аКр = а = ЬХт, где а — 3200 и b = 12 — для стальных цилин­дров.

Рис. 87. Расчетные схемы продольно­поперечного изгиба рабочего цилиндра при различном закреплении концов:

Практический метод расчета на продольный изгиб состоит в понижении допускаемого напряжения и осуществляется введе­нием коэффициента фт продольного изгиба (по Ф. Е. Ясинскому). Допускаемая нагрузка

Рр доп < Фт^ДстК/). (174)

•т, ГДЄ С 50 и

Для низкоуглеродистых сталей ф„, = 1 — сК, с 25-10~4 при Кт с = 30-н45-10-4 при Я, т>50.

Более сложно определить силу Рр, если она приложена не по оси поршня, что имеет место при перекосах в мон­тажных узлах, неудачной кинематике и т. п.

Для расчета можно при­нять, что вся сила Рр при­ложена в точке на краю цилиндра и

Мр

Max —

0,5Pp(d4 + 264). (175)

А—ннжиий конец установлен несоосно с верх­ним свободным концом; б — иижиий конец шарнирно оперт (посадка на конусную поверх­ность); в — нижний конец заделан несоосно с верхним концом; г — заделка обоих концов при действии боковой силы

Боковая сила поршня Рп создает момент Мпха ах =

0,25Рп1т, а совпадение пло­скостей действия моментов обусловливает

М.% — М-р тах ± М. п

(176)

При совпадении направлений действия моментов возникает

М

Мптя* Мпmax и наибольшее сжимающее напряжение

TOC o "1-5" h z Рр доп М v

У иии 2 шах — _ /177

Шах — фтябиС(ц + Ц7 (177)

Прогиб рабочего цилиндра в среднем наиболее опасном се­чении не должен превышать величины

М

Smln^4

2А„

Тах Ркр-Рр ‘

Где

№ — момент сопротивления поперечного сечения рабочего цилиндра;

5щ)п — минимальный радиальный зазор между поршнем и ра­бочим цилиндром;

— высота поршня по образующей цилиндра.

Последние выражения определяют условия прочности и от­сутствие заеданий.

Заметим, что условия продольно-поперечного изгиба часто возникают от нагрузок на шток амортизатора в монтажных сочле­нениях. При этом шток также подвергается продольно-попереч­ному изгибу, который в отдельных случаях приводит к остаточным деформациям, погнутости штока. Расчет прочности и жесткости штока можно выполнять по формулам (172) и (177) при соответ­ствующей замене конструктивных параметров, действующих сил И моментов {Рас шах ВМеСТО Рр Мш ВМеСТО Ms maxl 0,785dhqin вместо ф„,:п:d4ф4; ny ^2; Лш ^ и т. д. Особое значение

Приобретает расчет штока на продольно-поперечный изгиб в связи с введением регулирования амортизаторов, — усиление сопро­тивления Р^ — а также для пневмогидравлических устройств.