Гидроцилиндр с односторонним штоком

26

Содержание

• 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 гидроцилиндра1.1 Определение диаметра поршня и штока гидроцилиндраРисунок 1 - Расчетная схема гидроцилиндра с односторонним штокомВ период установившегося движения суммарная нагрузка на штоке:Pуст=Рп+Рт+Ртц +G (1)где Рп - полезное передаваемое усилие, Н; Рт - сила трения в направляющих станка, Н; Ртц - сила трения в цилиндре, Н.Сила трения вычисляется по формуле (2):Рт= + (2)где 1 - коэффициент трения при установившемся движении (1=0,06); - угол наклона направляющих станка к вертикальной оси (=45);PN - нормальная составляющая полезного усилия, прижимающая рабочий орган станка к станине. PN=2800 Н;G - вес подвижных частей. G=mg; G=230Ч9,8=2254 H.Рт= + =138,02+98=236 НСила трения поршня в цилиндре определяется по формуле (3): Pпц= (3)где мц - механический КПД гидроцилиндра учитывающий потери на трение поршня в цилиндре и штока в уплотнении (мц=0,95);Ртц= =842,1НПодставляя значения в формулу (1), получаем:Pуст=16000+842,1+238+2254=19334,1НВ период разгона при отсутствии полезного усилия, суммарная нагрузка на штоке равна:Pраз=Ри+Рт+Ртц+G (4)где Ри- сила инерции подвижных частей, Н;Сила инерции подвижных частей определяется по формуле (5): Ри= (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).Ри= =46 НСилу трения в период разгона определяем по формуле (2) при коэффициенте трения покоя 2=0,16).Силу трения поршня в цилиндре Ртц определяем по формуле (3): Ртц=841,1HСуммарная нагрузка на штоке в период разгона, равна:Pраз=564+841,1+2254+46=3705,1 НPуст=19334,1НРраз=3705,1 HПо суммарной нагрузке Р, преодолеваемой штоком гидроцилиндра в период установившегося режима и в период разгона, устанавливается наибольшее ее значение: P=Pуст=19334,1Н.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=38,98мм.Руководствуясь ГОСТ 12447-80, принимаем стандартные параметры цилиндра, которые приведены в таблице 1Таблица 1 - Номинальные параметры гидроцилиндра1.2 Проектирование и выбор гидроцилиндраУточненное 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 МПаДавление в цилиндре выберем в соответствии ГОСТ 6540-68 p=2,5 МПа. Толщина стенок тонкостенного цилиндра рассчитываем по формуле (8) (8)где ркл - внутреннее давление, равное давлению настройки предохранительного клапана. ркл=1,5р; ркл=3,75 МПа;D - внутренний диаметр цилиндра;[] - допускаемое напряжение для материала цилиндра по окружности [] =120 МПа.Подставляем значения в формулу (8):> =1,9ммТолщину стенки тонкостенного цилиндра принимаем равной 6 мм1.3 Определение расхода жидкости, необходимого для получения скорости перемещения рабочего органаРасход 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 дм2Подставив числовые значения в формулы (10), (9), получаем:Q= =76,3 л/мин1.4 Выбор насосаПо условию Qном Q; pном p, выбирается пластинчатый насос БГ12-24АМ с номинальными данными приведенными в таблице 2.Таблица 2 - Параметры насоса Г15-24Р2. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидроприводаНа основании номинальных данных насоса, выбираем гидроаппаратуру с параметрами, представленными в таблицах 3-7.МанометрМанометр выбирается по следующему условию:0,75рmax і?ркл (12)рmax і?4,5/0,75=6 МПаПринимает манометр типа МТП класса точности 1,5 и верхним пределом измерения рном=5МПа.ГидробакОбъем гидробака заполняется на 80…90% маслом, а объем масла определяется по формуле (13):V=3Qном (13)V=3Ч77=231 лИз стандартного ряда по ГОСТ 12448-80 принимаем объем гидробака V=250 л. Форма прямоугольного параллелепипеда 1: 1:1.Рабочая жидкостьВ 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 Qн=77 л/мин, потери давления в напорной линии рнном=0,0583 МПа при Qн=77 л/мин (по графику Г.4).

В сливной линии расход Qсл=QномЧ (F/ (F-f)).

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

Qсл=83,8 л/мин.

рслном=0,183 МПа, при Qсл=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 гидросистемы3.1 Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводовСкорости 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:dвс==31,97 ммДля сливной линии:Qсл=Qном (F/ (F-f)) (15), F=--D2/4=3,14Ч_,1252/4=_,_12266--м2f=pd2/4=3,14Ч0,036/4=0,001 м2Qсл=54,9Ч (0,012266/ (0,012266-0,001)) =77Ч?,09=83,8 л/минОпределяем диаметр трубы сливной линии:dсл==29,83 ммДля напорной линии:Qн=Qвс=56 мм (16)dн==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:??????dвс==1,44.Толщина стенок трубопровода напорной линии, при максимальном давлении:dн==1,017 мм.Выбираем толщину трубопровода напорной линии 0,8 мм.Толщина стенок трубопровода сливной линии, при максимальном давлении:dсл==1,34 мм.По ГОСТ 617-90 выбираем стандартные наружные и внутренние диаметры труб:Dнарвс=dвс+2вс=23+2Ч1,5=26 ммDнарсл=dсл+2сл =34+2Ч2=36 ммDнарн=dн+2н =21,9+2Ч1,5=34 ммПри определении диаметров трубопроводов, производим уточненный расчет скорости рабочей жидкости по формуле (18):. (18)Для всасывающей линии:uвс==1,41 м/сДля напорной линии:uн==3,09м/сДля сливной линии:uсл==1,85 м/с3.2 Определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насосаПлотность 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-1t= =879,4 кг/м3Кинематический коэффициент вязкости р при р=3,75 МПа определяется по формуле (20):р= (1+0,03р)-- (20), р= (1+0,033,75)--21=23,78мм2/сКоэффициенты сопротивления по длине трубопровода л определяется в зависимости от режима движения жидкости и зоны сопротивления. Сначала определяется число Рейнольдса: (21)Для всасывающей линии:Reвс=140034/23,78=2001,68Число Рейнольдса Re<2320, значит, режим движения ламинарный и коэффициент сопротивления л определится по формуле: (22)лвс=75/2001,68=0,037Для напорной линии:Reн=3090 23/23,78=2988,64Число Рейнольдса 2310<Re<4000, значит, режим движения переходный и коэффициент сопротивления л определится по формуле (23):лн=2,7/Re 0,53 (23)лн=2,7/ (2988,64) 0,53Для сливной линии:Reсл=1850Ч31/23,78=2411,68Число Рейнольдса 2320<Re<4000, значит, режим движения переходный и коэффициент сопротивления л определится как:лсл=2,7/2411,690,53=0,042При ламинарном режиме коэффициенты местных сопротивлений олр 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 bвс=1,09, для напорной линии bн=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: Fвс=3,14Ч342/4=907,5 мм2

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

Для сливной линии: Fсл=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 Qсл через расход Qн 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.),

lвс, lн, lсл - длины трубопроводов соответственно всасывающей, напорной и сливной линии,

dвс, dн, dсл - диаметры соответственно всасывающей, напорной и сливной линии,

с - плотность жидкости,

У, У- потери давления в гидроаппаратах, установленных в напорной и сливной линиях соответственно.

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

ЧD3)--ЧQн2Ч??43)--Ч1010ЧQн2=77,223Ч1010ЧQн2 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:

ртр=р+р=р+77,2231010Q2н (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 рн=f1 (Q) с характеристикой трубопровода ртр=f2 (Q).

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

Qт=VЧnном=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 Qн=76,4 л/мин, развиваемое им давление рн=2,52 МПа и общие потери Др=1,12 МПа в трубопроводах гидросистемы.

ркл=1,121,15=1,288 МПа

рклрном

1,2886,3

Предварительно выбранный насос удовлетворяет условиям давления в системе.

Зная действительную подачу Qн пересчитываем потери давления в гидроаппаратуре:

В напорной линии: для распределителя:

рраспр=0,0581 МПа при Q=76,4 л/мин

Для гидроклапана давления:

ргидрокл. давл. =роткр+ рном, где роткр=0,15 МПа (29)

ргидрокл. давл. =0,15106+0,6106=0,741 МПа

Для напорного фильтра:

рфильтр= рном

рфильтр=0,16106=0,158 МПа

В сливной линии:

Для распределителя:

рраспр=0,141 МПа при Q=83,16л/мин

Для регулятора потока (расхода):

ррегулятор. потока= (30)

где -коэффициэнт расхода дросселя (=0,65)

F - площадь отверстия щели (0,094 м2)

ррегулятор. потока. = =0, 191 МПа

Общая потеря давления в гидроаппаратуре:

рга=Sрiн+Sрiсл =рраспрн+ргидроклапн. давл. + рфильтр+ (рраспрсл+ррегю. пот)--Qcл/Qн (31)

рга=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:

рга/р=1,129/1,12100%=100,8% (32)

4. Определение скорости рабочего и холостого хода, времени двойного хода поршня со штоком цилиндраУточненная скорость рабочего хода поршня со штоком определяется по формулер. х= (34)р. х=76,41/ (0,0123-0,001) =76,4/0,0113=6,76 м/минСкорость холостого хода определяется по формуле (36):х. х=Qнhоц/F (35)Скорость холостого хода равна: х. х=76,41/0,0123=6,22 м/минВремя одного двойного хода поршня без учета сжимаемости жидкости рассчитывается по формуле (37):t = (36)где S - ход поршняt - время реверса. t=с. При массе подвижных частей m=230 кг принимаем с=0,055 с1,5м0.5.t=0,055=0,0550,466=0,0256 сИспользуя формулу (37), получаем:t=0,01130,2560000/76,4+0,0256=2,24с5. Определение коэффициента полезного действия гидроприводаКоэффициент полезного действия для данной схемы определится по формулег. п= = (37)где Qн - подача насоса при рнРп - полезное усилие на штоке гидроцилиндран - полный К.П.Д. насоса. н =0мгг - гидравлический К.П.Д. насоса (г=1)0 - объемный К.П.Д. насосам - механический К.П.Д. насосаh?= (38)h?=76,4/?76,3?1hм= (39)hм=0,9/0,97=0,93н=1,00,931,0=0,93Используя формулу (38), получаем:г. п=160000,113600000,93/2,5210676,4=0,617 (61,7%)6. Тепловой расчет гидроприводаРабочая температура масла в гидросистеме должна быть 50…550С.Установившаяся температура масла определяется по формуле:, (40)где tВ = 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.Nпот - потеря мощности, определяется, как:Nпот=рнQн (1-гп) /н (41)Nпот=2,5210676,4 (1-0,617) /0,9360000=1,321 кВтРасчетная 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:tм=23+1321/ (17,52,54) =52,71 0СПолучившаяся температура ниже 55 0С, такая температура допускается.7. Построение пьезометрической линииНа всасывающей линии существует только потери напора на прямолинейном участке. Они очень малы, значит В напорной линии потери напора:Для насоса: = = 291,9 мДля распределителя: = =6,73 мДля гидроклапан давления: = =85,89 мДля напорного фильтра: = = 18,31 мПотери в гидроцилиндре : = =424,69 мВ сливной линии потери напора:Для распределителя: = =16,36 мДля гидроклапана давления: = =22,14мБиблиографический список1. 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