Гидроцилиндр с односторонним штоком (стр. 3 из 3)

×D³) ×Q_н²×4³) ×10¹⁰×Q_н²=77,223×10¹⁰×Q_н²Н×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+Dр=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=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=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
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 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

1,288

6,3

Предварительно выбранный насос удовлетворяет условиям давления в системе.

Зная действительную подачу Q_н пересчитываем потери давления в гидроаппаратуре:

В напорной линии: для распределителя:

Dр_распр=0,0581 МПа при Q=76,4 л/мин

Для гидроклапана давления:

Dр_{гидрокл. давл.} =р_откр+ Dр_ном

, где р_откр=0,15 МПа (29)

Dр_{гидрокл. давл.} =0,15×10⁶+0,6×106

=0,741 МПа

Для напорного фильтра:

Dр_фильтр= Dр_ном

Dр_фильтр=0,16×10⁶

=0,158 МПа

В сливной линии:

Для распределителя:

Dр_распр=0,141 МПа при Q=83,16л/мин

Для регулятора потока (расхода):

Dр_{регулятор. потока}=

(30)

где

-коэффициэнт расхода дросселя ( =0,65)

F - площадь отверстия щели (0,094 м²)

Dр_{регулятор. потока.} =

=0, 191 МПа

Общая потеря давления в гидроаппаратуре:

Dр_га=Sр_i^н+Sр_i^сл =Dр_распр^н+Dр_{гидроклапн. давл.} + Dр_фильтр+ (Dр_распр^сл+Dр_{регю. пот)} ×Q_cл/Q_н (31)

Dр_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:

Dр_га/Dр=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

u_{р. х}= (34)

u_{р. х}=76,4×1/ (0,0123-0,001) =76,4/0,0113=6,76 м/мин

Скорость холостого хода определяется по формуле (36):

u_{х. х}=Q_н×h_оц/F (35)

Скорость холостого хода равна: u_{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

Dt - время реверса. Dt=с

. При массе подвижных частей m=230 кг принимаем с=0,055 с^1,5×м^0.5.

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

5. Определение коэффициента полезного действия гидропривода

Коэффициент полезного действия для данной схемы определится по формуле

h_{г. п}= = (37)

где Q_н - подача насоса при р_н

Р_п - полезное усилие на штоке гидроцилиндра

h_н - полный К.П.Д. насоса. h_н =h₀×h_м×h_г

h_г - гидравлический К.П.Д. насоса (h_г=1)

h₀ - объемный К.П.Д. насоса

h_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

h_н=1,0×0,93×1,0=0,93

Используя формулу (38), получаем:

h_{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-h_гп) /h_{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