Гидроцилиндр с односторонним штоком
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.
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.
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 Dрнном=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.
Dрслном=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:
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 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/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/Re 0,53 (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=3,14×3124=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) ×Qн2×43) ×1010×Qн2=77,223×1010×Qн2 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×Q2н (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
рклрном
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=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=1,129 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…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=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 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
Больше работ по теме:
Курсовая работа (т)
Гідравлічні трубопроводи
Курсовая работа (т)
Гомогенизатор клапанного типа
Курсовая работа (т)
Грузы и их свойства
Курсовая работа (т)
Гусеничный движитель
Курсовая работа (т)
Предмет: Технология машиностроения
Тип работы: Курсовая работа (т)
Новости образования
22 Июля 2016 16:26
Более 70 представителей крупных вузов АСЕАН подтвердили участие в форуме во Владивостоке
22 Июля 2016 12:51
Абызов: публикация первичных статсведений снизит бюрократическую нагрузку на школы
22 Июля 2016 11:53
В Чечне свыше 200 школьников сдали ЕГЭ с результатом свыше 90 баллов - министр
22 Июля 2016 05:36
Замглавы Минобрнауки РФ: задача сократить число людей с высшим образованием не стоит
21 Июля 2016 20:19
КОНТАКТНЫЙ EMAIL: [email protected]
Скачать реферат © 2017 | Пользовательское соглашение
ПРОФЕССИОНАЛЬНАЯ ПОМОЩЬ СТУДЕНТАМ