регистрация / вход

Гидроцилиндр с односторонним штоком

Расчет и выбор гидроцилиндра, гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода. Трубопроводы гидросистемы, определение скорости рабочего и холостого хода, времени двойного хода поршня со штоком цилиндра. Построение пьезометрической линии.

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


Рисунок 1 - Расчетная схема гидроцилиндра с односторонним штоком

В период установившегося движения суммарная нагрузка на штоке:

SPустпттц +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:

SPразиттц + 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

раз =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:

ðêë ×D

2[s]


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

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,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

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 ³ркл (12)

рmax ³4,5/0,75=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 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 Dрн ном =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.

сл ном =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

3. Расчет трубопроводов гидросистемы

3.1 Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов

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.

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:

Dнар вс =dвс +2dвс =23+2×1,5=26 мм

Dнар сл =dсл +2dсл =34+2×2=36 мм

Dнар н =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

3.2 Определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса

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


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/Re0,53 ( 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)

0,5+1, 19+=2,29

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 =3,14×312 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 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 ) ×Qн 2 ×43 ) ×1010 ×Qн 2 =77,223×1010 ×Qн 2 Н×с28

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 ×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 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:

распр =0,0581 МПа при Q=76,4 л/мин

Для гидроклапана давления:

гидрокл. давл. откр + Dрном , где роткр =0,15 МПа (29)

гидрокл. давл. =0,15×106 +0,6×106 =0,741 МПа


Для напорного фильтра:

фильтр = Dрном

фильтр =0,16×106 =0,158 МПа

В сливной линии:

Для распределителя:

распр =0,141 МПа при Q=83,16л/мин

Для регулятора потока (расхода):

регулятор. потока = (30)

где -коэффициэнт расхода дросселя (=0,65)

F - площадь отверстия щели (0,094 м2 )

регулятор. потока. = =0, 191 МПа

Общая потеря давления в гидроаппаратуре:

га =Sрi н +Sрi сл =Dрраспр н +Dргидроклапн. давл. + Dрфильтр + (Dрраспр сл +Dррегю. пот) ×Q /Qн (31)

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:

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


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

5. Определение коэффициента полезного действия гидропривода

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%)

6. Тепловой расчет гидропривода

Рабочая температура масла в гидросистеме должна быть 50…550 С.

Установившаяся температура масла определяется по формуле:

, (40)

где tВ = 20…250 С - температура воздуха в цехе,

К - коэффициент теплоотдачи от бака к окружающему воздуху, Вт/ (м2 ·0 С)

К=17,5 Вт/ (м2 ·0 С) - при отсутствии местной интенсивной циркуляции воздуха.

Nпот - потеря мощности, определяется, как:

Nпотн ×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 0 С

Получившаяся температура ниже 55 0 С, 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

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ  [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий