Расчет и выбор гидроцилиндра

Расчет и выбор гидроцилиндра

 

Определение диаметра поршня и штока гидроцилиндра

 

Рисунок 1 - Расчетная схема гидроцилиндра с односторонним штоком

 

В период установившегося движения суммарная нагрузка на штоке:

 

SP_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 m₁ - коэффициент трения при установившемся движении (m₁=0,06);

a - угол наклона направляющих станка к вертикальной оси (a=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 h_мц - механический КПД гидроцилиндра учитывающий потери на трение поршня в цилиндре и штока в уплотнении (h_мц=0,95);

Р_тц=                          =842,1Н

 

Подставляя значения в формулу (1), получаем:

 

SP_уст=16000+842,1+238+2254=19334,1Н

 

В период разгона при отсутствии полезного усилия, суммарная нагрузка на штоке равна:

 

SP_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 u_px - скорость перемещения рабочего органа, м/с;

m - масса подвижных частей, кг;

Dt - время ускорения от нуля до наибольшей скорости стола (Dt=0,5с).

Р_и=                  =46 Н

 

Силу трения в период разгона определяем по формуле (2) при коэффициенте трения покоя m₂=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:

 

SP_раз=564+841,1+2254+46=3705,1 Н

SP_уст=19334,1Н

SР_раз=3705,1 H

 

По суммарной нагрузке SР, преодолеваемой штоком гидроцилиндра в период установившегося режима и в период разгона, устанавливается наибольшее ее значение: SP=SP_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=,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

 

Определение расхода жидкости, необходимого для получения скорости перемещения рабочего органа

 

Расход жидкости Q л/мин, нагнетаемой насосом, определяется по заданной скорости u_рх перемещения силового органа при рабочем ходе по формуле (9):

Q=                                     (9)

 

где F - площадь поршня гидроцилиндра, дм²;

u_рх - 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

Выбор насоса

 

По 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
			hо ном	hном
80	77	6,3	0,96	0,8	960

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 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 Q_н=77 л/мин, потери давления в напорной линии Dр^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.

Dр^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 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

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

Расчет и выбор гидроцилиндра