Гидроцилиндр с односторонним штоком
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
Рисунок 1 - Расчетная схема гидроцилиндра с односторонним штоком
В период установившегося
движения суммарная нагрузка на штоке:
SPуст=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 m1 - коэффициент трения при установившемся движении (m1=0,06);
a
- угол наклона направляющих станка к вертикальной оси (a=45°);
PN - нормальная
составляющая полезного усилия, прижимающая рабочий орган станка к станине. PN=2800
Н;
G - вес подвижных частей. G=mg; G=230×9,8=2254 H.
Рт= + =138,02+98=236
Н
Сила трения поршня в цилиндре
определяется по формуле (3): Pпц= (3)
где hмц - механический КПД гидроцилиндра учитывающий
потери на трение поршня в цилиндре и штока в уплотнении (hмц=0,95);
Ртц=
=842,1Н
Подставляя значения в формулу (1),
получаем:
SPуст=16000+842,1+238+2254=19334,1Н
В период разгона при отсутствии
полезного усилия, суммарная нагрузка на штоке равна:
SPраз=Ри+Рт+Ртц+G (4)
где Ри- сила инерции
подвижных частей, Н;
Сила инерции подвижных частей
определяется по формуле (5): Ри= (5)
где upx - скорость перемещения рабочего органа, м/с;
m - масса подвижных частей, кг;
Dt
- время ускорения от нуля до наибольшей скорости стола (Dt=0,5с).
Ри= =46
Н
Силу трения в период разгона
определяем по формуле (2) при коэффициенте трения покоя m2=0,16).
Силу трения поршня в цилиндре Ртц
определяем по формуле (3): Ртц=841,1H
Суммарная нагрузка на штоке в
период разгона, равна:
SPраз=564+841,1+2254+46=3705,1 Н
SPуст=19334,1Н
SРраз=3705,1
H
По суммарной нагрузке SР, преодолеваемой штоком гидроцилиндра в
период установившегося режима и в период разгона, устанавливается наибольшее ее
значение: SP=SPуст=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 1
Таблица 1 - Номинальные параметры
гидроцилиндра
|
Давление р, МПа
|
Диаметр поршня D, мм
|
Диаметр штока d, мм
|
|
1,4
|
125 (140)
|
36
|
Уточненное значение давления в
гидроцилиндре, исходя из уравнения (6):
р= (7)
где b=d/D,
тогда формула (7) примет вид:
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)
d> (8)
где ркл - внутреннее
давление, равное давлению настройки предохранительного клапана. ркл=1,5×р; ркл=3,75 МПа;
D - внутренний диаметр цилиндра;
[s]
- допускаемое напряжение для материала цилиндра по окружности [s] =120 МПа.
Подставляем значения в формулу (8):
d> =1,9мм
Толщину стенки d тонкостенного цилиндра принимаем равной 6
мм
Расход жидкости Q л/мин,
нагнетаемой насосом, определяется по заданной скорости uрх перемещения силового органа при рабочем ходе по
формуле (9):
Q=
(9)
где F - площадь поршня
гидроцилиндра, дм2;
uрх
- скорость перемещения рабочего органа, дм/мин;
h0
- объемный КПД гидроцилиндра, учитывающий утечки (h0=0,99)
Площадь поршня F определяется по
формуле (10):
F=p×D2/4 (10), F1= (1,25/2) 2 × 3,14=1,23
дм2, F2= (0,36/2) 2 ×
3,14=0,1 дм2
Подставив числовые значения в
формулы (10), (9), получаем:
Q= =76,3
л/мин
По
условию Qном Q; pном p, выбирается пластинчатый насос БГ12-24АМ с номинальными
данными приведенными в таблице 2.
Таблица 2 - Параметры насоса Г15-24Р
|
Рабочий объем,V
см3
|
Номинальная подача, Qном л/мин
|
Номинальное давление, Рном, МПа
|
КПД при номинальном режиме
|
Частота вращения nном, об/мин
|
|
hо ном
|
hном
|
|
80
|
77
|
6,3
|
0,96
|
0,8
|
960
|
На основании номинальных данных
насоса, выбираем гидроаппаратуру с параметрами, представленными в таблицах 3-7.
Манометр
Манометр выбирается по
следующему условию:
0,75рmax ³ркл (12)
рmax ³4,5/0,75=6 МПа
Принимает манометр типа МТП
класса точности 1,5 и верхним пределом измерения рном=5МПа.
Гидробак
Объем гидробака заполняется на
80…90% маслом, а объем масла определяется по формуле (13):
V=3Qном (13)
V=3×77=231 л
Из стандартного ряда по ГОСТ
12448-80 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
|
Плотность при 50 °С
r, кг/м3
|
Кинематический коэффициент вязкости n, мм2/с
|
Температура °С
|
|
40°
|
50°
|
60°
|
Вспышки
|
Застывание
|
|
880
|
27
|
16,5-20,5
|
13,5
|
-15
|
Распределитель
Принимаем распределитель В16 (схема
14).
В напорной линии расход Qн=77
л/мин, потери давления в напорной линии Dрнном=0,0583
МПа при Qн=77 л/мин (по графику Г.4).
В сливной линии расход Qсл=Qном× (F/ (F-f)).
Qсл=77×(0,123/ (0,123-0,1))
=77×1,09=83,8 л/мин
Qсл=83,8 л/мин.
Dрслном=0,183
МПа, при Qсл=83,8 л/мин (по графику Г.4).
Параметры распределителя
представлены в таблице 4:
Таблица 4 - Параметры
распределителя
Параметры
|
Диаметр условного прохода, мм
|
Расход масла, л/мин
|
|
Номинальный
|
Максимальный
|
|
В16
|
16
|
53-125
|
90-125
|
Параметры остальной аппаратуры
представлены в таблице 5.
Таблица 5 - Параметры
гидроаппаратуры
|
Наименование элемента
|
Типоразмер
|
Номинальный расход Qном, л/мин
|
Номинальное рабочее давление рном, МПа
|
Потери давления Dр, МПа
|
|
Регулятор потока (расхо-да)
|
МПГ-25
|
80
|
20
|
0,2
|
|
Фильтр
напорный
|
32-25-К
|
160
|
20
|
0,16
|
|
Гидроклапан давления
|
Г54-34М
|
125
|
20
|
0,6
|
Скорости в линиях принимаем:
для всасывающего трубопровода u=1,6 м/с;
для сливного трубопровода u=2 м/с;
для напорного трубопровода u=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 u - скорость движения рабочей жидкости.
Для всасывающей линии внутренний
диаметр трубопровода равен:
dвс=
=31,97 мм
Для сливной линии:
Qсл=Qном× (F/ (F-f)) (15), F= D2/4=3,14×0,1252/4=0,012266
ì2
f=pd2/4=3,14×0,036/4=0,001 м2
Qсл=54,9× (0,012266/ (0,012266-0,001))
=77×,09=83,8 л/мин
Определяем диаметр трубы сливной
линии:
dсл=
=29,83 мм
Для 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.
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+2dвс=23+2×1,5=26 мм
Dнарсл=dсл+2dсл =34+2×2=36 мм
Dнарн=dн+2dн =21,9+2×1,5=34 мм
При определении диаметров
трубопроводов, производим уточненный расчет скорости рабочей жидкости по
формуле (18):
. (18)
Для всасывающей линии:
uвс=
=1,41 м/с
Для напорной линии:
uн=
=3,09м/с
Для сливной линии:
uсл=
=1,85 м/с
Плотность масла при рабочей
температуре можно определить по формуле:
rt=
(19)
где r - плотность масла, кг/м3;
Dt
- изменение температуры, °С;
b1
- коэффициент температурного расширения жидкости (для минеральных масел). b1=7×10-4),
°C-1
rt=
=879,4 кг/м3
Кинематический коэффициент
вязкости nр при р=3,75 МПа
определяется по формуле (20):
nр=
(1+0,03р) ×n (20), nр=
(1+0,03×3,75) ×21=23,78мм2/с
Коэффициенты сопротивления по
длине трубопровода λ определяется в зависимости от режима движения
жидкости и зоны сопротивления. Сначала определяется число Рейнольдса:
(21)
Для всасывающей линии:
Reвс=1400×34/23,78=2001,68
Число Рейнольдса Re<2320,
значит, режим движения ламинарный и коэффициент сопротивления λ
определится по формуле:
(22)
λвс=75/2001,68=0,037
Для напорной линии:
Reн=3090
23/23,78=2988,64
Число Рейнольдса
2310<Re<4000, значит, режим движения переходный и коэффициент
сопротивления λ определится по формуле (23):
λн=2,7/Re 0,53 (23)
λн=2,7/ (2988,64)
0,53
Для сливной линии:
Reсл=1850×31/23,78=2411,68
Число Рейнольдса
2320<Re<4000, значит, режим движения переходный и коэффициент
сопротивления λ определится как:
λсл=2,7/2411,690,53=0,042
При ламинарном режиме
коэффициенты местных сопротивлений ξлр зависят от числа
Рейнольдса и определяются по формуле:
xлр=x×b (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 ξ рассчитывается согласно схеме гидросистемы.
Таблица 6 - Коэффициент местного
сопротивления
|
Участок
|
Расчетная формула
|
Значение
|
С учетом Рейнольдса
|
|
Всасывающий
|
xвс=xвх
|
0,5
|
0,5×0,165=
0,0825
|
|
Напорный
|
xн=2×xкрест +3×xпов+xвх. ц
xкрест -
крестовое разветвление (0,1)
xпов - поворот
трубопровода (0, 19)
xвх - вход в
гидроцилиндр (1)
|
2×0,1+3×1,
19+ 1=4,77
|
4,77×1=4,77
|
|
Сливной
|
xсл=xкрест +xпов+xвых
xкрест -
крестовое разветвление (0,1)
xпов- поворот
трубопровода (1, 19)
xвых- выход из
трубы в резервуар (1)
|
2,29
|
Площадь сечения трубопровода
определяется по формуле (11):
Для всасывающей линии: Fвс=3,14×342/4=907,5
мм2
Для напорной линии: Fн=3,14×232/4=415,3
мм2
Для сливной линии: Fсл=3,14×3124=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 Σ
, Σ
и 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=
λ - коэффициент
сопротивления трения по длине трубопровода,
Σξ - 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,
ρ - плотность жидкости,
Σ, Σ- потери давления
в гидроаппаратах, установленных в напорной и сливной линиях соответственно.
Используя для расчета потерь
давления формулу (26), получаем:
×D3) ×Qн2×43) ×1010×Qн2=77,223×1010×Qн2 Н×с2/м8
В начале трубопровода
гидросистемы необходимо иметь давление р для создания полезной нагрузки на
гидродвигателе, а также для преодоления потерь давления Δр, начиная от
всасывающей линии до конца сливной линии, то есть:
ртр=р+Dр=р+77,223×1010×Q2н (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=V×nном=86×10-3×960=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
|
Q, л/мин
|
10
|
20
|
30
|
40
|
50
|
60
|
70
|
77
|
|
Ртр, МПа
|
1,424
|
1,4858
|
1,5931
|
1,7462
|
1,9367
|
2,1722
|
2,4511
|
2,6724
|
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 Δр=1,12 МПа в трубопроводах
гидросистемы.
ркл=1,12×1,15=1,288 МПа
ркл
рном
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:
Dрраспр=0,0581
МПа при Q=76,4 л/мин
Для гидроклапана давления:
Dргидрокл.
давл. =роткр+ Dрном
, где роткр=0,15 МПа (29)
Dргидрокл. давл. =0,15×106+0,6×106
=0,741
МПа
Для напорного фильтра:
Dрфильтр=
Dрном
Dрфильтр=0,16×106
=0,158
МПа
В сливной линии:
Для распределителя:
Dрраспр=0,141
МПа при Q=83,16л/мин
Для регулятора потока (расхода):
где 
-коэффициэнт
расхода дросселя (=0,65)
F - площадь
отверстия щели (0,094 м2)
Dррегулятор.
потока. =
=0, 191 МПа
Общая потеря давления в
гидроаппаратуре:
Dрга=Sрiн+Sрiсл =Dрраспрн+Dргидроклапн. давл. + Dрфильтр+ (Dрраспрсл+Dррегю.
пот) ×Qcл/Qн
(31)
Dрга=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:
Dрга/Dр=1,129/1,12×100%=100,8%
(32)
Уточненная скорость рабочего
хода поршня со штоком определяется по формуле
uр.
х= (34)
uр.
х=76,4×1/ (0,0123-0,001) =76,4/0,0113=6,76
м/мин
Скорость холостого хода
определяется по формуле (36):
uх.
х=Qн×hоц/F (35)
Скорость холостого хода равна: uх. х=76,4×1/0,0123=6,22 м/мин
Время одного двойного хода
поршня без учета сжимаемости жидкости рассчитывается по формуле (37):
t = (36)
где S - ход поршня
Dt
- время реверса. Dt=с
. При массе подвижных частей m=230 кг
принимаем с=0,055 с1,5×м0.5.
Dt=0,055×
=0,055×0,466=0,0256 с
Используя формулу (37), получаем:
t=0,0113×0,25×60000/76,4+0,0256=2,24с
Коэффициент полезного действия
для данной схемы определится по формуле
hг.
п= = (37)
где Qн - подача
насоса при рн
Рп - полезное усилие
на штоке гидроцилиндра
hн
- полный К.П.Д. насоса. hн =h0×hм×hг
hг
- гидравлический К.П.Д. насоса (hг=1)
h0
- объемный К.П.Д. насоса
hм
- механический К.П.Д. насоса
h=
(38)
h=76,4/76,3≈1
hм=
(39)
hм=0,9/0,97=0,93
hн=1,0×0,93×1,0=0,93
Используя формулу (38), получаем:
hг.
п=16000×0,113×60000×0,93/2,52×106×76,4=0,617 (61,7%)
Рабочая 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=рн×Qн× (1-hгп)
/hн (41)
Nпот=2,52×106×76,4× (1-0,617)
/0,93×60000=1,321 кВт
Расчетная площадь гидробака F,
определяется по формуле (43):
2,54
м2 (42)
где α - коэффициент,
зависящий от отношения сторон гидробака: α = 6,4 при отношении сторон бака
от 1: 1: 1 до 1: 2: 3.
Используя формулу (41), получаем:
tм=23+1321/ (17,5×2,54) =52,71 0С
Получившаяся температура ниже 55
0С, такая температура допускается.
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
Для распределителя: =
=16,36 м
Для гидроклапана давления:
= =22,14м
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