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:
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 Н
SPуст
=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
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
³ркл
(12)
рmax
³4,5/0,75=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
/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 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.
Dрсл
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
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
/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
=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
xкрест
xпов
xвх
|
2×0,1+3×1, 19+ 1=4,77 | 4,77×1=4,77 |
| Сливной | xсл
xкрест
xпов
xвых
|
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×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:
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:
Dрраспр
=0,0581 МПа при Q=76,4 л/мин
Для гидроклапана давления:
Dргидрокл. давл.
=роткр
+ Dрном
, где роткр
=0,15 МПа (29)
Dргидрокл. давл.
=0,15×106
+0,6×106
=0,741 МПа
Для напорного фильтра:
Dрфильтр
= Dрном
Dрфильтр
=0,16×106
=0,158 МПа
В сливной линии:
Для распределителя:
Dрраспр
=0,141 МПа при Q=83,16л/мин
Для регулятора потока (расхода):
Dррегулятор. потока
= (30)
где -коэффициэнт расхода дросселя (=0,65)
F - площадь отверстия щели (0,094 м2
)
Dррегулятор. потока.
= =0, 191 МПа
Общая потеря давления в гидроаппаратуре:
Dрга
=Sрi
н
+Sрi
сл
=Dрраспр
н
+Dргидроклапн. давл.
+ Dрфильтр
+ (Dрраспр
сл
+Dррегю. пот)
×Qcл
/Qн
(31)
Dрга
=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:
Dрга
/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:
Nпот
=рн
×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