Гидроцилиндр с односторонним штоком (стр. 1 из 3)
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
 |
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 НSPуст=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 |
1.2 Проектирование и выбор гидроцилиндра
Уточненное 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 МПа  |
d> =1,9ммТолщину стенки d 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 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
1.4 Выбор насоса
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,Vсм3 | 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 |
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:
0,75рmax ³ркл (12)
рmax ³4,5/0,75=6 МПа
Принимает манометр типа МТП класса точности 1,5 и верхним пределом измерения рном=5МПа.
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.
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 °Сr, кг/м3 | Кинематический коэффициент вязкости n, 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 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).