/>/>/>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 Выборнасоса
2. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных элементовгидропривода
3. Расчет трубопроводов гидросистемы
3.1 Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов
3.2 Определение общих потерь давления, давления и подачинасоса, уточнение выбора насоса
4. Определениескорости рабочего и холостого хода, времени двойного хода поршня со штокомцилиндра
5. Определениекоэффициента полезного действия гидропривода
6. Тепловойрасчет гидропривода
7 Построениепьезометрической линии
Библиографический список
/>/>/>1. Расчет и выбор гидроцилиндра/>/>/>/>/>/>/>1.1 Определениедиаметра поршня и штока гидроцилиндра/> />
Рисунок 1 — Расчетная схема гидроцилиндра с односторонним штоком
В период установившегосядвижения суммарная нагрузка на штоке:
SPуст=Рп+Рт+Ртц+G (1)
где Рп — полезноепередаваемое усилие, Н; Рт — сила трения в направляющих станка, Н; Ртц — сила трения в цилиндре, Н.
Сила трения вычисляется поформуле (2):
/>
Рт= + (2)
где m1 — коэффициент трения при установившемся движении (m1=0,06);
a- угол наклона направляющих станка к вертикальной оси (a=45°);
PN — нормальнаясоставляющая полезного усилия, прижимающая рабочий орган станка к станине. PN=2800Н;
G — вес подвижных частей. G=mg; G=230×9,8=2254 H.
Рт= + =138,02+98=236Н
Сила трения поршня в цилиндреопределяется по формуле (3): Pпц= (3)
где hмц — механический КПД гидроцилиндра учитывающийпотери 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 отсутствииполезного усилия, суммарная нагрузка на штоке равна:
SPраз=Ри+Рт+Ртц+G (4)
где Ри — сила инерцииподвижных частей, Н;
Сила инерции подвижных частейопределяется 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= =46Н
Силу трения в период разгонаопределяем по формуле (2) при коэффициенте трения покоя m2=0,16).
Силу трения поршня в цилиндре Ртцопределяем по формуле (3): Ртц=841,1H
Суммарная нагрузка на штоке впериод разгона, равна:
/>SPраз=564+841,1+2254+46=3705,1 Н
SPуст=19334,1Н
SРраз=3705,1H
По суммарной нагрузке SР, преодолеваемой штоком гидроцилиндра впериод установившегося режима и в период разгона, устанавливается наибольшее еезначение: SP=SPуст=19334,1Н.
Давление в цилиндре принимаемр=1,4 МПа.
Для цилиндра с подачей масла вштоковую полость предварительный диаметр поршня определяется по формуле (6):
/>
D= (6)
Где b=d/D. Учитывая, что принятое давление вцилиндре р=1,4 МПа, принимаем d=0,3D. Тогда b=0,3.
Подставляя в формулу (6) числовыезначения, 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 параметрыгидроцилиндраДавление р, МПа Диаметр поршня D, мм Диаметр штока d, мм 1,4 125 (140) 36 />/>/>/>/>/>/>1.2 Проектированиеи выбор гидроцилиндра
Уточненное значение давления вгидроцилиндре, исходя из уравнения (6):
/>
р= (7)
где b=d/D,тогда формула (7) примет вид:
/>
р=
Подставляя числовые значения вформулу, получаем:/>
ðêë×D
2[s]
/>р= =1,719 МПа
Давление в цилиндре выберем всоответствии ГОСТ 6540-68 p=2,5 МПа. Толщина стеноктонкостенного цилиндра рассчитываем по формуле (8)
d> (8)
где ркл — внутреннеедавление, 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 6мм/>/>/>/>/>/>/>1.3 Определениерасхода жидкости, необходимого для получения скорости перемещения рабочегооргана
Расход жидкости Q л/мин,нагнетаемой насосом, определяется по заданной скорости uрх перемещения силового органа при рабочем ходе поформуле (9):
/>
Q= (9)
где F — площадь поршнягидроцилиндра, дм2;
uрх — скорость перемещения рабочего органа, дм/мин;
h0 — объемный КПД гидроцилиндра, учитывающий утечки (h0=0,99)
Площадь поршня F определяется поформуле (10):
F=p×D2/4 (10), F1= (1,25/2) 2 ×3,14=1,23дм2, F2= (0,36/2) 2 ×3,14=0,1 дм2
Подставив числовые значения вформулы (10), (9), получаем:
/>
Q= =76,3л/мин
/>/>/>/>/>/>/>1.4 Выбор насоса
/>По условию Qном Q;pном /> p,выбирается пластинчатый насос БГ12-24АМ с номинальными данными приведенными втаблице 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 элементовгидропривода
На основании номинальных данныхнасоса, выбираем гидроаппаратуру с параметрами, представленными в таблицах 3-7.
Манометр
Манометр выбирается последующему условию:
0,75рmax ³ркл (12)
рmax ³4,5/0,75=6 МПа
Принимает манометр типа МТПкласса точности 1,5 и верхним пределом измерения рном=5МПа.
/>Гидробак
Объем гидробака заполняется на80…90% маслом, а объем масла определяется по формуле (13):
V=3Qном (13)
V=3×77=231 л
Из стандартного ряда по ГОСТ12448-80 принимаем объем гидробака V=250 л. Форма прямоугольногопараллелепипеда 1: 1:
1.
/>Рабочая жидкость
В качестве рабочей жидкостивыбираем индустриальное гидравлические масло ИГП — 18. Параметры маслаприведены 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 (схема14).
В напорной линии расход Qн=77л/мин, потери давления в напорной линии Dрнном=0,0583МПа 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=0,183МПа, при Qсл=83,8 л/мин (по графику Г.4).
Параметры распределителяпредставлены в таблице 4:
Таблица 4 — ПараметрыраспределителяПараметры Диаметр условного прохода, мм Расход масла, л/мин Номинальный Максимальный В16 16 53-125 90-125
Параметры остальной аппаратурыпредставлены в таблице 5.
Таблица 5 — ПараметрыгидроаппаратурыНаименование 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. Расчеттрубопроводов гидросистемы/>/>
/>/>/>/>/>/> 3.1 Определение диаметров всасывающего, напорного исливного 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
Зная расход Q (расход жидкостиво всасывающей, напорной и сливной линиях), диаметр трубопровода определяетсяпо формуле (14):
/>,(14)
где u — скорость движения рабочей жидкости.
Для всасывающей линии внутреннийдиаметр трубопровода равен:
dвс=/>=31,97 мм
Для сливной линии:
Qсл=Qном× (F/ (F-f)) (15), F= D2/4=3,14×0,1252/4=0,012266ì2
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 сливнойлинии:
dсл=/>=29,83 мм
Для напорной линии:
Qн=Qвс=56мм (16)
dн=/>=22,6 мм.
Толщину стенок трубопроводаможно определить по формуле (17):
/>, (17)
где />-максимальное давление в гидросистеме;
d — внутренний диаметртрубопровода;
/>=6- коэффициент безопасности;
/>-предел прочности на растяжение материала трубопровода, принимаем материал медь,для которой />=250 МПа.
Толщину стенок трубопроводавсасывающей линии, при максимальном давлении:
dвс=/>=1,44.
Толщина стенок трубопроводанапорной линии, при максимальном давлении:
dн=/>=1,017 мм.
Выбираем толщину трубопроводанапорной линии 0,8 мм.
Толщина стенок трубопроводасливной линии, при максимальном давлении:
dсл=/>=1,34 мм.
По ГОСТ 617-90 выбираемстандартные наружные и внутренние диаметры труб:
Dнарвс=dвс+2dвс=23+2×1,5=26 мм
Dнарсл=dсл+2dсл =34+2×2=36 мм
Dнарн=dн+2dн =21,9+2×1,5=34 мм
При определении диаметровтрубопроводов, производим уточненный расчет скорости рабочей жидкости поформуле (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 иподачи насоса, уточнение выбора насоса
Плотность масла при рабочейтемпературе 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 коэффициентвязкости nр при р=3,75 МПаопределяется по формуле (20):
nр=(1+0,03р) ×n (20), nр=(1+0,03×3,75) ×21=23,78мм2/с
Коэффициенты сопротивления подлине трубопровода λ определяется в зависимости от режима движенияжидкости и зоны сопротивления. Сначала определяется число Рейнольдса:
/> (21)
Для всасывающей линии:
Reвс=1400×34/23,78=2001,68
Число Рейнольдса Re
/> (22)
λвс=75/2001,68=0,037
Для напорной линии:
Reн=309023/23,78=2988,64
Число Рейнольдса2310
λн=2,7/Re 0,53 (23)
λн=2,7/ (2988,64)0,53
Для сливной линии:
Reсл=1850×31/23,78=2411,68
Число Рейнольдса2320
λсл=2,7/2411,690,53=0,042
При ламинарном режимекоэффициенты местных сопротивлений ξлр зависят от числаРейнольдса и определяются по формуле:
xлр=x×b (24)
где b — поправочный коэффициент,учитывающий зависимость потерь в местном сопротивлении от числа Рейнольдса приламинарном режиме.
Для всасывающей линии bвс=1,09,для напорной линии bн=1, для сливной линии поправочный коэффициентне учитывается.
Коэффициент местныхсопротивлений ξ рассчитывается согласно схеме гидросистемы.
Таблица 6 — Коэффициент местногосопротивленияУчасток 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 трубопроводаопределяется по формуле (11):
Для всасывающей линии: Fвс=3,14×342/4=907,5мм2
Для напорной линии: Fн=3,14×232/4=415,3мм2
Для сливной линии: Fсл=3,14×3124=754,4 мм2
Определение потерь давления вгидроаппаратах:
Напорная линия: МПа
Для напорного фильтра:
Сливная линия: МПаОбщие потери давления, состоящие изпотерь во всасывающей, напорной и сливной, приведенной к напорной, линияхопределяются по формуле:
/> (25)
Выражая скорости движенияжидкости /> в трубопроводах, потеридавления в аппаратах Σ/>, Σ/>и расход жидкости в сливнойлинии Qсл через расход Qн в напорной линии, можнополучить:
/> (26)
где />
/>
/>D=F/(F-f) или D=1/ (1-f/F); D=
λ — коэффициентсопротивления трения по длине трубопровода,
Σξ — суммакоэффициентов местных сопротивлений в соответствующей линии (вход и выход изтрубы, 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 давленияв гидроаппаратах, установленных в напорной и сливной линиях соответственно.
Используя для расчета потерьдавления формулу (26), получаем:
/>
/>
/>
/>×D3) ×Qн2×43) ×1010×Qн2=77,223×1010×Qн2 Н×с2/м8
В начале трубопроводагидросистемы необходимо иметь давление р для создания полезной нагрузки нагидродвигателе, а также для преодоления потерь давления Δр, начиная отвсасывающей линии до конца сливной линии, то есть:
ртр=р+Dр=р+77,223×1010×Q2н (27)
Насос работает на трубопровод. Поэтомудолжны соблюдаться условия материального и энергетического баланса, то есть,какая будет подача насоса, такой же расход будет в трубопроводе и какоедавление будет создавать насос, такое же давление будет в начале напорного трубопровода.
Эти условия будут выполняться вточке пересечения характеристики насоса рн=f1 (Q) схарактеристикой трубопровода ртр=f2 (Q).
Характеристику насоса (рис.2) строимпо 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 трубопроводастроим по нескольким точкам, меняя значение расхода жидкости в выражении (27).
Таблица 7 — Значениеполного давления в трубопроводе в зависимости от расходаQ, 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 пересеченияхарактеристики трубопровода с характеристикой насоса — рабочей точке Анаходится действительная подача Qн=76,4 л/мин, развиваемое имдавление рн=2,52 МПа и общие потери Δр=1,12 МПа в трубопроводахгидросистемы.
ркл=1,12×1,15=1,288 МПа
ркл/>рном
1,288/>6,3
Предварительно выбранный насосудовлетворяет условиям давления в системе.
Зная действительную подачу Qнпересчитываем потери давления в гидроаппаратуре:
В напорной линии: дляраспределителя:
Dрраспр=0,0581МПа при Q=76,4 л/мин
Для гидроклапана давления:
Dргидрокл.давл. =роткр+ Dрном/>, где роткр=0,15МПа (29)
/>Dргидрокл. давл. =0,15×106+0,6×106/>=0,741МПа
Для напорного фильтра:
Dрфильтр=Dрном/>
Dрфильтр=0,16×106/>=0,158МПа
В сливной линии:
Для распределителя:
Dрраспр=0,141МПа при Q=83,16л/мин
Для регулятора потока (расхода):
Dррегулятор.потока=/> (30)
где />-коэффициэнтрасхода дросселя (/>=0,65)
F — площадьотверстия щели (0,094 м2)
Dррегулятор.потока. =/> =0, 191 МПа
Общая потеря давления вгидроаппаратуре:
Dрга=Sрiн+Sрiсл =Dрраспрн+Dргидроклапн. давл. + Dрфильтр+ (Dрраспрсл+Dррегю.пот) ×Qcл/Qн(31)
Dрга=0,0581+0,741+0,158+(0,141+0, 191) ×0,99=0,7991+0,33=1,129МПа
Сравнивая потери давления вгидроаппаратуре с общей потерей давления гидросистемы, получим, что оносоставляет:
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 рабочегохода поршня со штоком определяется по формуле
/>
uр.х= (34)
uр.х=76,4×1/ (0,0123-0,001) =76,4/0,0113=6,76м/мин
Скорость холостого ходаопределяется 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 ходапоршня без учета сжимаемости жидкости рассчитывается по формуле (37):
/>
t = (36)
где S — ход поршня
Dt- время реверса. Dt=с/>. При массе подвижныхчастей 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. Определениекоэффициента полезного действия гидропривода
Коэффициент полезного действиядля данной схемы определится по формуле
/>
hг.п= = (37)
где Qн — подачанасоса при рн
Рп — полезное усилиена 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 вгидросистеме должна быть 50…550С.
Установившаяся температура маслаопределяется по формуле:
/>, (40)
где tВ = 20…250С- температура воздуха в цехе,
К — коэффициент теплоотдачи отбака к окружающему воздуху, Вт/ (м2·0С)
К=17,5 Вт/ (м2·0С)- при отсутствии местной интенсивной циркуляции воздуха.
Nпот — потерямощности, 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):
/>2,54м2 (42)
где α — коэффициент,зависящий от отношения сторон гидробака: α = 6,4 при отношении сторон бакаот 1: 1: 1 до 1: 2: 3.
Используя формулу (41), получаем:
tм=23+1321/ (17,5×2,54) =52,71 0С
Получившаяся температура ниже 550С, такая температура допускается.
/>/>/>7. Построение пьезометрическойлинии
На всасывающей линии существуеттолько 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. Гидравлическиеприводы. Киев. 1980.
3. Свешников В.К. Станочныегидроприводы: справочник. 1996.
4. Анурьев В.И. Справочникконструктора-машиностроителя. 1992.
5. ГОСТ 2.781-68 ЕСКД. Обозначенияусловные графические. Аппаратура распределительная и регулирующая,гидравлическая и пневматическая.
6. Грубе А.Э., Санев В.И. Основырасчета элементов привода деревообрабатывающих станков