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

1. Расчет и выбор гидроцилиндра

1.1 Определение диаметра поршня и штока гидроцилиндра

Р
исунок 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=2309,8=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>=16000+842,1+238+2254=19334,1Н

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>=19334,1Н

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>=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 =d/D. Учитывая, что принятое давление в цилиндре р=1,4 МПа, принимаем d=0,3D. Тогда =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

1.2 Проектирование и выбор гидроцилиндра

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

р= (7)

где =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>=1,5р; р_>кл>=3,75 МПа;

D - внутренний диаметр цилиндра;

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

Подставляем значения в формулу (8):

> =1,9мм

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=D²/4 (10), F_>1>= (1,25/2) ² 3,14=1,23 дм², F_>2>= (0,36/2) ² 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

Рабочий объем,V см3	Номинальная подача, Q>ном> л/мин	Номинальное давление, Р>ном,> МПа	КПД при номинальном режиме	Частота вращения n>ном,> об/мин
>о ном>	>ном>
80	77	6,3	0,96	0,8	960

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 >р_>кл> (12)

р_>max >,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=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 , кг/м3	Кинематический коэффициент вязкости , мм2/с	Температура С
40	50	60	Вспышки	Застывание
880	27	16,5-20,5	13,5	170	-15

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_>ном> (F/ (F-f)).

Q_>сл>=77(0,123/ (0,123-0,1)) =771,09=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	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 Q>ном>, л/мин	Номинальное рабочее давление р>ном>, МПа	Потери давления р, 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

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=3,140,036/4=0,001 м²

Q_>сл>=54,9 (0,012266/ (0,012266-0,001)) =77,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:



_>вс>==1,44.

Толщина стенок трубопровода напорной линии, при максимальном давлении:

_>н>==1,017 мм.

Выбираем толщину трубопровода напорной линии 0,8 мм.

Толщина стенок трубопровода сливной линии, при максимальном давлении:

_>сл>==1,34 мм.

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

D_>нар>^вс=d_>вс>+2_>вс>=23+21,5=26 мм

D_>нар>^сл=d_>сл>+2_>сл >=34+22=36 мм

D_>нар>^н=d_>н>+2_>н >=21,9+21,5=34 мм

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

. (18)

Для всасывающей линии:

_>вс>==1,41 м/с

Для напорной линии:

_>н>==3,09м/с

Для сливной линии:

_>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>=710^-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+0,03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:

Re_>вс>=140034/23,78=2001,68

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

(22)

λ_>вс>=75/2001,68=0,037

Для напорной линии:

Re_>н>=3090 23/23,78=2988,64

Число Рейнольдса 2310<Re<4000, значит, режим движения переходный и коэффициент сопротивления λ определится по формуле (23):

λ_>н>=2,7/Re ^{0,53 (}23)

λ_>н>=2,7/ (2988,64) ^0,53

Для сливной линии:

Re_>сл>=185031/23,78=2411,68

Число Рейнольдса 2320<Re<4000, значит, режим движения переходный и коэффициент сопротивления λ определится как:

λ_>сл>=2,7/2411,69^0,53=0,042

При ламинарном режиме коэффициенты местных сопротивлений ξ_>лр> зависят от числа Рейнольдса и определяются по формуле:

_>лр>=b (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 ξ рассчитывается согласно схеме гидросистемы.

Таблица 6 - Коэффициент местного сопротивления

Участок	Расчетная формула	Значение	С учетом Рейнольдса
Всасывающий	>вс>=>вх>	0,5	0,50,165= 0,0825
Напорный	>н>=2>крест> +3>пов>+>вх. ц> >крест> - крестовое разветвление (0,1) >пов> - поворот трубопровода (0, 19) >вх> - вход в гидроцилиндр (1)	20,1+31, 19+ 1=4,77	4,771=4,77
Сливной	>сл>=>крест> +>пов>+>вых> >крест> - крестовое разветвление (0,1) >пов>- поворот трубопровода (1, 19) >вых>- выход из трубы в резервуар (1)	0,5+1, 19+=2,29	2,29

Площадь сечения трубопровода определяется по формуле (11):

Для всасывающей линии: F_>вс>=3,1434²/4907,5 мм²

Для напорной линии: F_>н>=3,1423²/4415,3 мм²

Для сливной линии: F_>сл>=3,1431^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 Σ, Σи 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=

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.),

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,

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)Q_>н>²^)10¹⁰Q_>н>²=77,22310¹⁰Q_>н>² 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:

р_>тр>=р+р=р+77,22310¹⁰Q²_>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>=f_>1> (Q) с характеристикой трубопровода р_>тр>=f_>2> (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>=Vn_>ном>=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
Р>тр>, 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 Q_>н>=76,4 л/мин, развиваемое им давление р_>н>=2,52 МПа и общие потери Δр=1,12 МПа в трубопроводах гидросистемы.

р_>кл>=1,121,15=1,288 МПа

р_>кл>р_>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.} >=0,1510⁶+0,610⁶=0,741 МПа

Для напорного фильтра:

р_{>фильтр}>= р_>ном>

р_{>фильтр}>=0,1610⁶=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)

где -коэффициэнт расхода дросселя (=0,65)

F - площадь отверстия щели (0,094 м²)

р_{>регулятор. потока.} >= =0, 191 МПа

Общая потеря давления в гидроаппаратуре:

р_>га>=р_>i>^н+р_>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}>=76,41/ (0,0123-0,001) =76,4/0,0113=6,76 м/мин

Скорость холостого хода определяется по формуле (36):

_{>х. х}>=Q_>н>_>оц>/F (35)

Скорость холостого хода равна: _{>х. 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

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

t=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

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 >=_>0>_>м>_>г>

_>г> - гидравлический К.П.Д. насоса (_>г>=1)

_>0 >- объемный К.П.Д. насоса

_>м> - механический К.П.Д. насоса

_>>= (38)

_>>=76,4/76,3≈1

_>м>= (39)

_>м>=0,9/0,97=0,93

_>н>=1,00,931,0=0,93

Используя формулу (38), получаем:

_{>г. п}>=160000,113600000,93/2,5210⁶76,4=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_>н>Q_>н> (1-_>гп>) /_{>н (}>41)

N_>пот>=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:

t_>м>=23+1321/ (17,52,54) =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: = =22,14м

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