Расчет клавишных зажимных устройств

P – погонное усилие прижатия кромки листа к стенду;

Q – усилие прижатия шланга;

G – вес клавишей и шланга, приходящийся на единицу длины.

l – l4 – плечи действия сил.

P1 – сопротивление возвратных прижил, приходящиеся на единицу длины кромки.

Общее уравнение моментов в рабочем состоянии

(1)

Для удаления воздуха и сплющивания шланга требуется приложить к нему усилие, равное 5% от полезной нагрузки шланга Q.

(2)

Подставив получим , или

(3)

Подставив это значение в (2), получим расчетное усилие, не зависящее от величины Q:

(4)

По конструктивным соображениям, а также из условия равномерного распределения усилия по длине стыка выбирается шаг клавишей t (от 50 дл 500 мм). Следовательно необходимое давление шланга на каждую клавишу

,

а усилие возвратной клавишной пружины

По условиям эксплуатации прижима и ввиду возможной волнистости листов и упругой деформации балок приспособления выбирается вертикальный ход прижимного конца клавиш .

Тогда ход шланга , а ход возвратной пружины .

Необходимый диаметр шланга определяется

,

где - давление воздуха, - остаточный зазор внутри полости сплющенного шланга мм.

Затем подбирается прорезиненный пожарный рукав и уточняется допускаемое давление при применении регулятора давления:

Исходя из наибольшего изгибающего момента , действующего под шлангом, определяются ширина и толщина пластины клавиши.

.

Размеры возвратной клавишной пружины подбирают по ГОСТ 13764-68-13776-68 или рассчитывают по необходимому усилию Рпруж и ходу пружины х. Если вместо шланга-пневматика в качестве силового привода применить ряд пневмо- и гидроцилиндров, то упругие деформации балки и её начальная кривизна не будут влиять на величину прижимного усилия, так как усилие на поршни цилиндра, в противоположность усилию шланга, не зависит от величины его хода.

Количество цилиндров и их параметры рассчитывают по числу клавишей и требуемым усилиям.

Механические усилители для зажимных устройств.

Большинство сборочно-зажимных устройств имеют в качестве силового привода пневматические или гидравлические цилиндры, либо пневмокамеры, снабженные механическими усилителями в виде рычажных или клиновых механизмов.

I рода

,

где r – радиус оси шарнира,

f – коэффициент трения.

II рода

,

где r – радиус оси шарнира,

f – коэффициент трения.

В рассмотренных случаях a и b – расчетные плечи рычага, как перпендикуляры, опущенные из центра шарнира по направлению действия силы, а не как конструктивный размер рычага.

В реальном рычажном механизме с большим ходом, плечи a и b являются величинами переменными, зависящими от угла поворота:

,

при

Односторонний Двухрычажный шарнирный усилитель с ломающимся рычагом

где - приведенный угол трения, учитывающий потери на трение скольжения в шарнире; d – диаметр оси шарнира.

Двухрычажный односторонний плунжерный усилитель с «ломающимся» рычагом

,

где - приведенный коэффициент трения в направляющих плунжерах

Для двухрычажного двустороннего шарнирного усилителя с «ломающимся» рычагом усилие Q определяется также, как и для одностороннего усилителя, т.е. по формуле

Однако ход каждого из 2-ух зажимов будет вдвое меньше хода зажима в одностороннем усилителе.

Аналогично и для двухрычажного двустороннего плунжерного усилителя.

Механизмы с «ломающимся» рычагом должны конструироваться так, чтобы при любом допускаемом изменении размера занимаемой детали было , т.е чтобы рычаг не занял вертикального положения и не перешел через мертвую точку. Учитывая упругость передаточных звеньев и неизбежную неточность их изготовления, угол при зажатии рекомендуется принимать не менее 6 градусов.

Если начальный угол рычага (в нерабочем положении) выбран равным , а минимальный угол, допустимый при зажатии, - , то для односторонних усилителей с «ломающимся» рычагом ход прижима h = 2L ( ), для двусторонних усилителей

h = L ( ),

Ход поршня для всех усилителей с «ломающимся» рычагом

= L ( ),

При , неуст. При .