Содержание
1.1 Определение диаметра поршня и штока гидроцилиндра 2
1.2 Проектирование и выбор гидроцилиндра 3
1.3 Определение расхода жидкости, необходимого для получения скорости перемещения рабочего органа 4
3.1 Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов 8
3.2 Определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса 10
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:
Pуст=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 1 - коэффициент трения при установившемся движении (1=0,06);
- угол наклона направляющих станка к вертикальной оси (=45);
PN - нормальная составляющая полезного усилия, прижимающая рабочий орган станка к станине. PN=2800 Н;
G - вес подвижных частей. G=mg; G=230Ч9,8=2254 H.
Рт= + =138,02+98=236 Н
Сила трения поршня в цилиндре определяется по формуле (3): Pпц= (3)
где мц - механический КПД гидроцилиндра учитывающий потери на трение поршня в цилиндре и штока в уплотнении (мц=0,95);
Ртц= =842,1Н
Подставляя значения в формулу (1), получаем:
Pуст=16000+842,1+238+2254=19334,1Н
В период разгона при отсутствии полезного усилия, суммарная нагрузка на штоке равна:
Pраз=Ри+Рт+Ртц+G (4)
где Ри- сила инерции подвижных частей, Н;
Сила инерции подвижных частей определяется по формуле (5): Ри= (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).
Ри= =46 Н
Силу трения в период разгона определяем по формуле (2) при коэффициенте трения покоя 2=0,16).
Силу трения поршня в цилиндре Ртц определяем по формуле (3): Ртц=841,1H
Суммарная нагрузка на штоке в период разгона, равна:
Pраз=564+841,1+2254+46=3705,1 Н
Pуст=19334,1Н
Рраз=3705,1 H
По суммарной нагрузке Р, преодолеваемой штоком гидроцилиндра в период установившегося режима и в период разгона, устанавливается наибольшее ее значение: P=Pуст=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
Давление в цилиндре выберем в соответствии ГОСТ 6540-68 p=2,5 МПа. Толщина стенок тонкостенного цилиндра рассчитываем по формуле (8)
(8)
где ркл - внутреннее давление, равное давлению настройки предохранительного клапана. ркл=1,5р; ркл=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=pЧD2/4 (10), F1= (1,25/2) 2 Ч 3,14=1,23 дм2, F2= (0,36/2) 2 Ч 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 | |
| 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:
0,75рmax іркл (12)
рmax і4,5/0,75=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=3Ч77=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 Qн=77 л/мин, потери давления в напорной линии рнном=0,0583 МПа при Qн=77 л/мин (по графику Г.4).
В сливной линии расход Qсл=QномЧ (F/ (F-f)).
Qсл=77Ч(0,123/ (0,123-0,1)) =77Ч1,09=83,8 л/мин
Qсл=83,8 л/мин.
рслном=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 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
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:
dвс=
=31,97 мм
Для сливной линии:
Qсл=Qном (F/ (F-f)) (15), F= D2/4=3,14Ч0,1252/4=0,012266 м2
f=pd2/4=3,14Ч0,036/4=0,001 м2
Qсл=54,9Ч (0,012266/ (0,012266-0,001)) =77Ч,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:
Dнарвс=dвс+2вс=23+2Ч1,5=26 мм
Dнарсл=dсл+2сл =34+2Ч2=36 мм
Dнарн=dн+2н =21,9+2Ч1,5=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
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=710-4), 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+0,033,75) 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:
Reвс=140034/23,78=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/Re 0,53 (23)
λн=2,7/ (2988,64) 0,53
Для сливной линии:
Reсл=1850Ч31/23,78=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:
лр=Чb (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 | вс=вх | 0,5 | 0,50,165= 0,0825 |
| Напорный | н=2Чкрест +3Чпов+вх. ц крест - крестовое разветвление (0,1) пов - поворот трубопровода (0, 19) вх - вход в гидроцилиндр (1) | 2Ч0,1+3Ч1, 19+ 1=4,77 | 4,771=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: Fвс=3,14Ч342/4=907,5 мм2
Для напорной линии: Fн=3,14Ч232/4=415,3 мм2
Для сливной линии: Fсл=3,14Ч3124=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
, Σ
и 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:
ЧD3) ЧQн2Ч43) Ч1010ЧQн2=77,223Ч1010ЧQн2 НЧс2/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:
ртр=р+р=р+77,2231010Q2н (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=VЧnном=86Ч10-3Ч960=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=1,121,15=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:
рраспр=0,0581 МПа при Q=76,4 л/мин
Для гидроклапана давления:
ргидрокл. давл. =роткр+ рном
, где роткр=0,15 МПа (29)
ргидрокл. давл. =0,15106+0,6106
=0,741 МПа
Для напорного фильтра:
рфильтр= рном
рфильтр=0,16106
=0,158 МПа
В сливной линии:
Для распределителя:
рраспр=0,141 МПа при Q=83,16л/мин
Для регулятора потока (расхода):
ррегулятор. потока=
(30)
где 
-коэффициэнт расхода дросселя (=0,65)
F - площадь отверстия щели (0,094 м2)
ррегулятор. потока. =
=0, 191 МПа
Общая потеря давления в гидроаппаратуре:
рга=Sрiн+Sрiсл =рраспрн+ргидроклапн. давл. + рфильтр+ (рраспрсл+ррегю. пот) Qcл/Qн (31)
рга=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:
рга/р=1,129/1,12100%=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=76,41/ (0,0123-0,001) =76,4/0,0113=6,76 м/мин
Скорость холостого хода определяется по формуле (36):
х. х=Qнhоц/F (35)
Скорость холостого хода равна: х. х=76,41/0,0123=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 с1,5м0.5.
t=0,055
=0,0550,466=0,0256 с
Используя формулу (37), получаем:
t=0,01130,2560000/76,4+0,0256=2,24с
5. Определение коэффициента полезного действия гидропривода
Коэффициент полезного действия для данной схемы определится по формуле
г. п= = (37)
где Qн - подача насоса при рн
Рп - полезное усилие на штоке гидроцилиндра
н - полный К.П.Д. насоса. н =0мг
г - гидравлический К.П.Д. насоса (г=1)
0 - объемный К.П.Д. насоса
м - механический К.П.Д. насоса
h= (38)
h=76,4/76,3≈1
hм= (39)
hм=0,9/0,97=0,93
н=1,00,931,0=0,93
Используя формулу (38), получаем:
г. п=160000,113600000,93/2,5210676,4=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 tВ = 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.
Nпот - потеря мощности, определяется, как:
Nпот=рнQн (1-гп) /н (41)
Nпот=2,5210676,4 (1-0,617) /0,9360000=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/ (17,52,54) =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