Расчет гидроцилиндра

Раздел механики, в котором изучают равновесие и движение жидкости, а также силовое взаимодействие между жидкостью и обтекаемыми ею телами или ограничивающими ее поверхностями, называется гидромеханикой.

Науку о законах равновесия и движения жидкостей и о способах приложения этих законов к решению практических задач называют гидравликой. В гидравлике рассматривают, главным образом, потоки жидкости, ограниченные и направленные твердыми стенками, т. е. течения в открытых и закрытых руслах (каналах). В понятие «русло» или «канал» включают поверхности (стенки), которые ограничивают и направляют поток, следовательно, не только русла рек, каналов и лотков, но и различные трубопроводы, насадки, элементы гидромашин и других устройств, внутри которых протекает жидкость.

Под гидроприводом понимают совокупность устройств, предназначенных для приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением. В качестве рабочей жидкости в станочных гидроприводах используется минеральное масло.

Применение гидроприводов в станкостроении позволяет упростить кинематику станков, снизить металлоемкость, повысить точность, надежность и уровень автоматизации.

Широкое использование гидроприводов определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов и, прежде всего, возможностью получения больших усилий и мощностей при ограниченных размерах гидродвигателей. Гидроприводы обеспечивают широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости, возможность работы в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов, защиту системы от перегрузки и точный контроль действующих усилий. С помощью гидроцилиндров удается получить прямолинейное движение без кинематических преобразований, а также обеспечить определенное соотношение скоростей прямого и обратного ходов.

Гидроприводы имеют недостатки, которые ограничивают их использование в станкостроении. Это потери на трение и утечки, снижающие КПД гидропривода и вызывающие разогрев рабочей жидкости.

При правильном конструировании, изготовлении и эксплуатации гидроприводов их недостатки могут быть сведены к минимуму. Для этого нужно хорошо знать унифицированные узлы гидропривода и типовые узлы специального назначения.

1. Определение диаметра гидроцилиндра Dц и диаметра штока d

а) Выбираем рабочее давление в гидроцилиндре P, для чего используем рекомендации о соответствии между P и F.

Согласно исходным данным: P1 = 1,3 МПа, P2 = 2,1 МПа, P3 = 3,3 МПа.

б) Согласно рекомендации о соответствии между P и dшт/Dп принимаем dшт/Dп = 0,5.

в) Пренебрегая сопротивлением трения в уплотнениях и противодавлением, находим площадь поперечного сечения гидроцилиндра:

тогда диаметр гидроцилиндра:

Дальнейший расчёт проводится по наибольшему диаметру, в соответствии с ГОСТ 12 447–80. принимаем D=110 мм.

Тогда площадь гидроцилиндра:

Значит, диаметр штока будет равен:

В соответствии с ГОСТ 12 447–80 принимаем =56мм.

Тогда площадь штока:

2. Определение потребной подачи насоса

3. Определение наибольшего и наименьшего расходов рабочей жидкости в гидролиниях

4. Выбор диаметров гидролиний

Для упрощения расчетов принимаем диаметр трубопроводов одинаковым для всех гидролиний.

В соответствии с рекомендациями принимаем скорость течения жидкости в трубопроводе Vср = 2 м/с.

Откуда диаметр трубопровода:

Принимаем согласно ГОСТ 12 447–80 dтр = 36 мм.

5. Выбор рабочей жидкости

Рабочие жидкости бывают на нефтяной и синтетической основе. В основном применяют рабочие жидкости на нефтяной основе с различными улучшающими свойства масел присадками. Присадка способствует сохранению механических свойств масел при повышенных температурах, уменьшают пенообразование, улучшают их сопротивление износу и антикоррозионные свойства. Концентрация присадок в рабочих жидкостях составляет от 0,05% до 22%.

Рабочая жидкость должна удовлетворять двум условиям:

1) Температура застывания должна быть на 15−20 0С ниже наименьшей температуры окружающей среды.

2) При давлении до 7 МПа рекомендуется применять минеральные масла, имеющие =(16,5…20,5) 10−6 м2/с при t =50 0C.

Выбираем масло индустриальное ИГП — 18. Оно имеет tзаст = -15 0С, что на 20оС ниже заданной минимальной температуры (5оС) и при t = 50оС имеем = 18•10−6 м2/с, поэтому первое условие выполнено.

Температура окружающего воздуха tокр = 30оС.

Также этим условиям удовлетворяют масла:

ИС — 30;

ИС — 20;

ВМГЗ;

МГ8;

МГ10.

Рис. 1

АМГ-19

ВМГЗ Трансформаторное АУ Индустриальное ИС-12

Индустриальное ИС-20

Турбинное — 22

Индустриальное ИС-30

Турбинное — 30

Индустриальное — 45

Индустриальное — 450

Дизельное ДП-8 (МГ-8), ДП-11 (МГ-10)

МГЗ ВГМ Марка А

6. Определение типоразмера гидрораспределителя

Типоразмер определяем из условия: Qнаиб. Qтабл.

где Qтабл — рекомендованный максимальный расход через гидрораспределитель.

Выбираем типоразмер гидрораспределителя Р-203, который обеспечивает пропускную способность жидкости Qmax = 170 л/мин.

160,63 л/мин < 170 л/мин Потери давления в секциях p=0,53МПа, тонкость фильтрации 10 мкм.

Номинальное давление pномин = 32 МПа.

Максимальное давление pmax = 32МПа.

Максимальная утечки 200 см3/мин.

7. Определение типоразмера фильтра

Согласно заданию выбираем на сливную магистраль тип фильтра ФС.

Типоразмер определяем из условия .

Его пропускная способность = 400л/мин; номинальное давление Р=0,63 МПа; перепад давления 0,1 МПа, тонкость фильтрации 25 мкм.

На напорную магистраль выбираем дисковый сетчатый фильтр ФС.

гидроцилиндр шток теплоизолирующий поверхность

8. Выбор гидронасоса

Для выбора насоса необходимо знать подачу Q и величину давления нагнетания Pн, которую определяем из условия:

где:

— гидросопротивление в гидролинии: насос — гидроцилиндр;

— гидросопротивление в гидролинии: гидроцилиндр — бак;

Pз-гидросопротивление в золотнике;

Pз сл-сопротивление в золотнике при сливе;

Pф-гидросопротивление в фильтре;

шт-площадь штока;

ц-площадь гидроцилиндра;

F-усилие на штоке гидроцилиндра;

Pтр-требуемое давление.

Коэффициент сопротивления в напорной магистрали :

3(входа)вх+ 6(углов)у + 7(тройники)т +1(гидроклапан)гк + +1(дроссель)д+ + 3(штуцера)шт где:

вх-коэффициент входа в гидроаппарат (0,9);

вых-коэффициент выхода из гидроаппарата (0,7);

у-коэффициент сопротивления в углах поворота (0,15);

т-коэффициент сопротивления в тройниках (2);

гк-коэффициент сопротивления в гидроклапане (2);

д-коэффициент сопротивления в дросселе (2,5);

шт-коэффициент сопротивления в штуцере (0,1);

Подставляя известные величины, получим:

Потери в сливной гидролинии будут равны:

Коэффициент сопротивления в сливной магистрали :

3(выхода)вых+ 5(углов)у + 7(тройники)т +1(гидроклапан)гк + 3(штуцера)шт Подставляя известные величины, получим гидравлическое сопротивление в сливной гидролинии.

Уплотнительные устройства предназначены для предотвращения наружных и внутренних утечек рабочей жидкости. Поскольку рабочей средой гидравлических приводов являются жидкости, то в местах разъёма и, тем более, в подвижных соединениях возникает необходимость в уплотнительных устройствах.

Принимаем уплотнение для поршня: U-образные резиновые манжеты

ГОСТ 14 896–84.

Коэффициент трения м=0,1…0,13.

D-диаметр уплотняемой поверхности 71 мм

H-ширина манжеты 9 мм

p-давление масла 4 МПа; pk-контактное давление (2…5) МПа Тогда трение в подвижном соединении:

Подставляя приведенные расчетные данные в формулу, получим:

Насос должен обеспечить подачу Q = 119 л/мин при Pн = 2,76 МПа. Этому условию удовлетворяет пластинчатый насос типа 2Г12−55АМ; с рабочим объёмом 80 см³; давление Pmax = 6,3МПа; частота вращения 1500 об/мин; КПД 0,9; масса 46 кг.

9. Расчет и выбор регулирующей гидроаппаратуры

Площадь сечений проходных окон и каналов определяем по формуле:

где: Q — поток рабочей жидкости через сечения; V — скорость потока жидкости.

Перепад давления на дросселях:

где: — плотность жидкости; - расход жидкости; - площадь сечения дроссельного отверстия; коэффициент местного сопротивления; b — поправочный коэффициент, учитывающий влияние вязкости на местные потери давления.

Выбираем дроссель типа ПГ типоразмера ПГ77−12 с рабочим давлением 20МПа табл. 5,13 [с. 146, 3].

10. Расчет КПД гидропривода машины

Коэффициент полезного действия гидропривода позволяет установить эффективность спроектированной машины.

Общий КПД гидропривода:

Гидравлический КПД:

где: Рном — номинальное давление в гидросистеме (6,3 МПа); - суммарные потери давления (0,53+0,63+0,1+0,2+0,247+0,245=1,952 МПа).

Механический КПД:

где:, , — механические КПД соответственно насоса, распределителя и гидродвигателя.

Объемный КПД:

где:, , — объемные КПД соответственно насоса, распределителя и гидродвигателя принимаем равным 1.

11. Выбор вместимости гидробака и определение площади теплоизлучающих поверхностей

Согласно ГОСТ 12 448–80 выбираем вместимость гидробака 200 л.

Площадь теплоотдачи:

Площадь теплоизлучающих поверхностей гидропривода:

12. Тепловой расчет гидропривода

Количество тепла, получаемое в единицу времени:

где: кп = 0,6 — коэффициент продолжительности работы под нагрузкой;

кд =0,7 — коэффициент использования номинального давления.

Определение установившейся температуры рабочей жидкости:

Так как установившаяся температура рабочей жидкости не превышает предельно допустимую, то в гидроприводе нет необходимости применять теплообменник.

Определяем текущую температуру рабочей жидкости в гидроприводе по формуле:

где: — время за которое выделяется тепло; - масса гидропривода и рабочей жидкости; - средняя теплоемкость материалов.

В этой формуле неизвестной величиной является только средняя удельная теплоемкость:

где: — теплопроводность рабочей жидкости; - теплоемкость материала; - масса гидрооборудования; - масса рабочей жидкости.

Определяем массу жидкости, полагая, что ее объем в гидросистеме превышает объем в гидробаке в 1,5 раза:

Предавая значения, определим текущую температуру, через 1200 с. после начала работы:

1. Башта Т. М., Руднев Б. Б. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: учебник для машиностроительных вузов. — М., 1982. — 423 с.

2. Каверзин С. В. Курсовое и дипломное проектирование по гидроприводу самоходных машин: Учебное пособие. — Красноярск, 1997. — 384 с.

3. Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы: Справочник. — М.: Машиностроение, 1988. — 512 с.