Гидроцилиндр с односторонним штоком

• 1. Расчет и выбор гидроцилиндра
• 1.1 Определение диаметра поршня и штока гидроцилиндра
• 1.2 Проектирование и выбор гидроцилиндра
• 1.3 Определение расхода жидкости, необходимого для получения скорости перемещения рабочего органа
• 1.4 Выбор насоса
• 2. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода
• 3. Расчет трубопроводов гидросистемы
• 3.1 Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов
• 3.2 Определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса
• 4. Определение скорости рабочего и холостого хода, времени двойного хода поршня со штоком цилиндра
• 5. Определение коэффициента полезного действия гидропривода
• 6. Тепловой расчет гидропривода
• 7 Построение пьезометрической линии
• Библиографический список

1. Расчет и выбор гидроцилиндра

1.1 Определение диаметра поршня и штока гидроцилиндра

Рисунок 1 — Расчетная схема гидроцилиндра с односторонним штоком

В период установившегося движения суммарная нагрузка на штоке:

P_уст=Р_п+Р_т+Р_тц +G (1)

где Р_п — полезное передаваемое усилие, Н; Р_т — сила трения в направляющих станка, Н; Р_тц — сила трения в цилиндре, Н.

Сила трения вычисляется по формуле (2):

Р_т= + (2)

где ₁ — коэффициент трения при установившемся движении (₁=0,06);

— угол наклона направляющих станка к вертикальной оси (=45);

P^N — нормальная составляющая полезного усилия, прижимающая рабочий орган станка к станине. P^N=2800 Н;

G — вес подвижных частей. G=mg; G=230Ч9,8=2254 H.

Р_т= + =138,02+98=236 Н

Сила трения поршня в цилиндре определяется по формуле (3): P_пц= (3)

где _мц — механический КПД гидроцилиндра учитывающий потери на трение поршня в цилиндре и штока в уплотнении (_мц=0,95);

Р_тц= =842,1Н

Подставляя значения в формулу (1), получаем:

P_уст=16 000+842,1+238+2254=19 334,1Н

В период разгона при отсутствии полезного усилия, суммарная нагрузка на штоке равна:

P_раз=Р_и+Р_т+Р_тц+G (4)

где Р_и— сила инерции подвижных частей, Н;

Сила инерции подвижных частей определяется по формуле (5): Р_и= (5)

где _px — скорость перемещения рабочего органа, м/с;

m — масса подвижных частей, кг;

t — время ускорения от нуля до наибольшей скорости стола (t=0,5с).

Р_и= =46 Н

Силу трения в период разгона определяем по формуле (2) при коэффициенте трения покоя ₂=0,16).

Силу трения поршня в цилиндре Р_тц определяем по формуле (3): Р_тц=841,1H

Суммарная нагрузка на штоке в период разгона, равна:

P_раз=564+841,1+2254+46=3705,1 Н

P_уст=19 334,1Н

Р_раз=3705,1 H

По суммарной нагрузке Р, преодолеваемой штоком гидроцилиндра в период установившегося режима и в период разгона, устанавливается наибольшее ее значение: P=P_уст=19 334,1Н.

Давление в цилиндре принимаем р=1,4 МПа.

Для цилиндра с подачей масла в штоковую полость предварительный диаметр поршня определяется по формуле (6):

D= (6)

Где b=d/D. Учитывая, что принятое давление в цилиндре р=1,4 МПа, принимаем d=0,3D. Тогда b?=0,3.

Подставляя в формулу (6) числовые значения, получаем диаметр поршня равным: D=134,4 мм.

Диаметр штока определяется, исходя из условия d=0,29D. Диаметр штока равен: d=38,98 мм.

Руководствуясь ГОСТ 12 447–80, принимаем стандартные параметры цилиндра, которые приведены в таблице 1

Таблица 1 — Номинальные параметры гидроцилиндра

1.2 Проектирование и выбор гидроцилиндра

Уточненное значение давления в гидроцилиндре, исходя из уравнения (6):

р= (7)

где b=d/D, тогда формула (7) примет вид:

р=

Подставляя числовые значения в формулу, получаем:

р= =1,719 МПа

Давление в цилиндре выберем в соответствии ГОСТ 6540–68 p=2,5 МПа. Толщина стенок тонкостенного цилиндра рассчитываем по формуле (8)

(8)

где р_кл — внутреннее давление, равное давлению настройки предохранительного клапана. р_кл=1,5р; р_кл=3,75 МПа;

D — внутренний диаметр цилиндра;

[] - допускаемое напряжение для материала цилиндра по окружности [] =120 МПа.

Подставляем значения в формулу (8):

> =1,9 мм

Толщину стенки тонкостенного цилиндра принимаем равной 6 мм

1.3 Определение расхода жидкости, необходимого для получения скорости перемещения рабочего органа

Расход жидкости Q л/мин, нагнетаемой насосом, определяется по заданной скорости _рх перемещения силового органа при рабочем ходе по формуле (9):

Q= (9)

где F — площадь поршня гидроцилиндра, дм²;

_рх — скорость перемещения рабочего органа, дм/мин;

₀ — объемный КПД гидроцилиндра, учитывающий утечки (₀=0,99)

Площадь поршня F определяется по формуле (10):

F=pЧD²/4 (10), F₁= (1,25/2) ²—Ч 3,14=1,23 дм², F₂= (0,36/2) ²—Ч 3,14=0,1 дм²

Подставив числовые значения в формулы (10), (9), получаем:

Q= =76,3 л/мин

1.4 Выбор насоса

По условию Q_ном Q; p_ном p, выбирается пластинчатый насос БГ12−24АМ с номинальными данными приведенными в таблице 2.

Таблица 2 — Параметры насоса Г15−24Р

2. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода

На основании номинальных данных насоса, выбираем гидроаппаратуру с параметрами, представленными в таблицах 3−7.

Манометр

Манометр выбирается по следующему условию:

0,75р_max і?р_кл (12)

р_max і?4,5/0,75=6 МПа

Принимает манометр типа МТП класса точности 1,5 и верхним пределом измерения р_ном=5МПа.

Гидробак

Объем гидробака заполняется на 80…90% маслом, а объем масла определяется по формуле (13):

V=3Q_ном (13)

V=3Ч77=231 л

Из стандартного ряда по ГОСТ 12 448–80 принимаем объем гидробака V=250 л. Форма прямоугольного параллелепипеда 1: 1:

1.

Рабочая жидкость

В качестве рабочей жидкости выбираем индустриальное гидравлические масло ИГП — 18. Параметры масла приведены в таблице 3.

Таблица 3- Параметры масла ИГП-18

Распределитель Принимаем распределитель В16 (схема 14).

В напорной линии расход Q_н=77 л/мин, потери давления в напорной линии р^н_ном=0,0583 МПа при Q_н=77 л/мин (по графику Г.4).

В сливной линии расход Q_сл=Q_номЧ (F/ (F-f)).

Q_сл=77Ч (0,123/ (0,123−0,1)) =77Ч1,09=83,8 л/мин

Q_сл=83,8 л/мин.

р^сл_ном=0,183 МПа, при Q_сл=83,8 л/мин (по графику Г.4).

Параметры распределителя представлены в таблице 4:

Таблица 4 — Параметры распределителя

Параметры остальной аппаратуры представлены в таблице 5.

Таблица 5 — Параметры гидроаппаратуры

3. Расчет трубопроводов гидросистемы

3.1 Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов

Скорости в линиях принимаем:

для всасывающего трубопровода =1,6 м/с;

для сливного трубопровода =2 м/с;

для напорного трубопровода =3,2 м/с (при р<6,3 МПа).

Зная расход Q (расход жидкости во всасывающей, напорной и сливной линиях), диаметр трубопровода определяется по формуле (14):

(14)

где — скорость движения рабочей жидкости.

Для всасывающей линии внутренний диаметр трубопровода равен:

d_вс==31,97 мм

Для сливной линии:

Q_сл=Q_ном (F/ (F-f)) (15), F=—D²/4=3,14Ч_, 125²/4=_,_12 266—м²

f=pd²/4=3,14Ч0,036/4=0,001 м²

Q_сл=54,9Ч (0,12 266/ (0,12 266−0,001)) =77Ч?, 09=83,8 л/мин

Определяем диаметр трубы сливной линии:

d_сл==29,83 мм

Для напорной линии:

Q_н=Q_вс=56 мм (16)

d_н==22,6 мм.

Толщину стенок трубопровода можно определить по формуле (17):

(17)

где — максимальное давление в гидросистеме;

d — внутренний диаметр трубопровода;

=6 — коэффициент безопасности;

— предел прочности на растяжение материала трубопровода, принимаем материал медь, для которой =250 МПа.

Толщину стенок трубопровода всасывающей линии, при максимальном давлении:

???

d_вс==1,44.

Толщина стенок трубопровода напорной линии, при максимальном давлении:

d_н==1,017 мм.

Выбираем толщину трубопровода напорной линии 0,8 мм.

Толщина стенок трубопровода сливной линии, при максимальном давлении:

d_сл==1,34 мм.

По ГОСТ 617–90 выбираем стандартные наружные и внутренние диаметры труб:

D_нар^вс=d_вс+2_вс=23+2Ч1,5=26 мм

D_нар^сл=d_сл+2_сл =34+2Ч2=36 мм

D_нар^н=d_н+2_н =21,9+2Ч1,5=34 мм

При определении диаметров трубопроводов, производим уточненный расчет скорости рабочей жидкости по формуле (18):

. (18)

Для всасывающей линии:

u_вс==1,41 м/с

Для напорной линии:

u_н==3,09м/с

Для сливной линии:

u_сл==1,85 м/с

3.2 Определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса

Плотность масла при рабочей температуре можно определить по формуле:

_t= (19)

где — плотность масла, кг/м³;

t — изменение температуры, С;

₁ — коэффициент температурного расширения жидкости (для минеральных масел). ₁=710^-4), C^-1

_t= =879,4 кг/м³

Кинематический коэффициент вязкости _р при р=3,75 МПа определяется по формуле (20):

_р= (1+0,03р) — (20), _р= (1+0,033,75)—21=23,78 мм²/с

Коэффициенты сопротивления по длине трубопровода л определяется в зависимости от режима движения жидкости и зоны сопротивления. Сначала определяется число Рейнольдса:

(21)

Для всасывающей линии:

Re_вс=140 034/23,78=2001,68

Число Рейнольдса Re<2320, значит, режим движения ламинарный и коэффициент сопротивления л определится по формуле:

(22)

л_вс=75/2001,68=0,037

Для напорной линии:

Re_н=3090 23/23,78=2988,64

Число Рейнольдса 2310

л_н=2,7/Re ^{0,53 (}23)

л_н=2,7/ (2988,64) ^0,53

Для сливной линии:

Re_сл=1850Ч31/23,78=2411,68

Число Рейнольдса 2320

л_сл=2,7/2411,69^0,53=0,042

При ламинарном режиме коэффициенты местных сопротивлений о_лр зависят от числа Рейнольдса и определяются по формуле:

_лр=Чb (24)

где b — поправочный коэффициент, учитывающий зависимость потерь в местном сопротивлении от числа Рейнольдса при ламинарном режиме.

Для всасывающей линии b_вс=1,09, для напорной линии b_н=1, для сливной линии поправочный коэффициент не учитывается.

Коэффициент местных сопротивлений о рассчитывается согласно схеме гидросистемы.

Таблица 6 — Коэффициент местного сопротивления

Площадь сечения трубопровода определяется по формуле (11):

Для всасывающей линии: F_вс=3,14Ч34²/4=907,5 мм²

Для напорной линии: F_н=3,14Ч23²/4=415,3 мм²

Для сливной линии: F_сл=3,14Ч31²?4=754,4 мм²

Определение потерь давления в гидроаппаратах:

Напорная линия: МПа Для напорного фильтра:

Сливная линия: МПаОбщие потери давления, состоящие из потерь во всасывающей, напорной и сливной, приведенной к напорной, линиях определяются по формуле:

(25)

Выражая скорости движения жидкости в трубопроводах, потери давления в аппаратах У, Уи расход жидкости в сливной линии Q_сл через расход Q_н в напорной линии, можно получить:

(26)

где

D=F/ (F-f) или D=1/ (1-f/F); D=

л — коэффициент сопротивления трения по длине трубопровода, Уо — сумма коэффициентов местных сопротивлений в соответствующей линии (вход и выход из трубы, внезапное расширение и сужение трубы, повороты, тройники и т. д.),

l_вс, l_н, l_сл — длины трубопроводов соответственно всасывающей, напорной и сливной линии,

d_вс, d_н, d_сл — диаметры соответственно всасывающей, напорной и сливной линии, с — плотность жидкости, У, Употери давления в гидроаппаратах, установленных в напорной и сливной линиях соответственно.

Используя для расчета потерь давления формулу (26), получаем:

ЧD³)—ЧQ_н²Ч??4³)—Ч10¹⁰ЧQ_н²=77,223Ч10¹⁰ЧQ_н² НЧс²/м⁸

В начале трубопровода гидросистемы необходимо иметь давление р для создания полезной нагрузки на гидродвигателе, а также для преодоления потерь давления Др, начиная от всасывающей линии до конца сливной линии, то есть:

р_тр=р+р=р+77,22 310¹⁰Q²_н (27)

Насос работает на трубопровод. Поэтому должны соблюдаться условия материального и энергетического баланса, то есть, какая будет подача насоса, такой же расход будет в трубопроводе и какое давление будет создавать насос, такое же давление будет в начале напорного трубопровода.

Эти условия будут выполняться в точке пересечения характеристики насоса р_н=f₁ (Q) с характеристикой трубопровода р_тр=f₂ (Q).

Характеристику насоса (рис.2) строим по двум точкам: первая точка (р_ном; Q_ном). Вторая точка: р=0, а расход жидкости определится по формуле (28):

Q_т=VЧn_ном=86Ч10^-3Ч960=76,3л/мин (28)

Характеристику трубопровода строим по нескольким точкам, меняя значение расхода жидкости в выражении (27).

Таблица 7 — Значение полного давления в трубопроводе в зависимости от расхода

По точке пересечения характеристики трубопровода с характеристикой насоса — рабочей точке, А находится действительная подача Q_н=76,4 л/мин, развиваемое им давление р_н=2,52 МПа и общие потери Др=1,12 МПа в трубопроводах гидросистемы.

р_кл=1,121,15=1,288 МПа р_клр_ном

1,2886,3

Предварительно выбранный насос удовлетворяет условиям давления в системе.

Зная действительную подачу Q_н пересчитываем потери давления в гидроаппаратуре:

В напорной линии: для распределителя:

р_распр=0,0581 МПа при Q=76,4 л/мин Для гидроклапана давления:

р_{гидрокл. давл.} =р_откр+ р_ном, где р_откр=0,15 МПа (29)

р_{гидрокл. давл.} =0,1510⁶+0,610⁶=0,741 МПа Для напорного фильтра:

р_фильтр= р_ном

р_фильтр=0,1610⁶=0,158 МПа В сливной линии:

Для распределителя:

р_распр=0,141 МПа при Q=83,16л/мин Для регулятора потока (расхода):

р_{регулятор. потока}= (30)

гдекоэффициэнт расхода дросселя (=0,65)

F — площадь отверстия щели (0,094 м²)

р_{регулятор. потока.} = =0, 191 МПа Общая потеря давления в гидроаппаратуре:

р_га=Sр_i^н+Sр_i^сл =р_распр^н+р_{гидроклапн. давл.} + р_фильтр+ (р_распр^сл+р_{регю. пот)}—Q_cл/Q_н (31)

р_га=0,0581+0,741+0,158+ (0,141+0, 191)—0,99=0,7991+0,33=1,129 МПа Сравнивая потери давления в гидроаппаратуре с общей потерей давления гидросистемы, получим, что оно составляет:

р_га/р=1,129/1,12 100%=100,8% (32)

4. Определение скорости рабочего и холостого хода, времени двойного хода поршня со штоком цилиндра

Уточненная скорость рабочего хода поршня со штоком определяется по формуле

_{р. х}= (34)

_{р. х}=76,41/ (0,0123−0,001) =76,4/0,0113=6,76 м/мин

Скорость холостого хода определяется по формуле (36):

_{х. х}=Q_нh_оц/F (35)

Скорость холостого хода равна: _{х. х}=76,41/0,0123=6,22 м/мин

Время одного двойного хода поршня без учета сжимаемости жидкости рассчитывается по формуле (37):

t = (36)

где S — ход поршня

t — время реверса. t=с. При массе подвижных частей m=230 кг принимаем с=0,055 с^1,5м^0.5.

t=0,055=0,0550,466=0,0256 с

Используя формулу (37), получаем:

t=0,1 130,2560000/76,4+0,0256=2,24с

5. Определение коэффициента полезного действия гидропривода

Коэффициент полезного действия для данной схемы определится по формуле

_{г. п}= = (37)

где Q_н — подача насоса при р_н

Р_п — полезное усилие на штоке гидроцилиндра

_н — полный К.П.Д. насоса. _н =_0мг

_г — гидравлический К.П.Д. насоса (_г=1)

₀ — объемный К.П.Д. насоса

_м — механический К.П.Д. насоса

h_?= (38)

h_?=76,4/?76,3?1

h_м= (39)

h_м=0,9/0,97=0,93

_н=1,00,931,0=0,93

Используя формулу (38), получаем:

_{г. п}=160 000,113600000,93/2,5210⁶76,4=0,617 (61,7%)

6. Тепловой расчет гидропривода

Рабочая температура масла в гидросистеме должна быть 50…55⁰С.

Установившаяся температура масла определяется по формуле:

(40)

где t_В = 20…25⁰С — температура воздуха в цехе,

К — коэффициент теплоотдачи от бака к окружающему воздуху, Вт/ (м²?⁰С)

К=17,5 Вт/ (м²?⁰С) — при отсутствии местной интенсивной циркуляции воздуха.

N_пот — потеря мощности, определяется, как:

N_пот=р_нQ_н (1-_гп) /_{н (}41)

N_пот=2,5210⁶76,4 (1−0,617) /0,9 360 000=1,321 кВт

Расчетная площадь гидробака F, определяется по формуле (43):

2,54 м² (42)

где б — коэффициент, зависящий от отношения сторон гидробака: б = 6,4 при отношении сторон бака от 1: 1: 1 до 1: 2: 3.

Используя формулу (41), получаем:

t_м=23+1321/ (17,52,54) =52,71 ⁰С

Получившаяся температура ниже 55 ⁰С, такая температура допускается.

7. Построение пьезометрической линии

На всасывающей линии существует только потери напора на прямолинейном участке. Они очень малы, значит

В напорной линии потери напора:

Для насоса: = = 291,9 м

Для распределителя: = =6,73 м

Для гидроклапан давления: = =85,89 м

Для напорного фильтра: = = 18,31 м

Потери в гидроцилиндре: = =424,69 м

В сливной линии потери напора:

Для распределителя: = =16,36 м

Для гидроклапана давления: = =22,14 м

Библиографический список

1. Акчурин Р. Ю. Расчет гидроприводов. Учебное пособие. 1998.

2. Богданович Л. Б. Гидравлические приводы. Киев. 1980.

3. Свешников В. К. Станочные гидроприводы: справочник. 1996.

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. 1992.

5. ГОСТ 2.781−68 ЕСКД. Обозначения условные графические. Аппаратура распределительная и регулирующая, гидравлическая и пневматическая.

6. Грубе А. Э., Санев В. И. Основы расчета элементов привода деревообрабатывающих станков