123013 (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 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:

ð_êë×D

2[]

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=1,5р; 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=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

П о 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, Qном л/мин	Номинальное давление, Рном, МПа	КПД при номинальном режиме		Частота вращения nном, 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 ³р_кл (12)

р_max ³4,5/0,75=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 Qном, л/мин	Номинальное рабочее давление рном, 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=3,14×0,125²/4=0,012266 ì²

f=pd²/4=3,14×0,036/4=0,001 м²