- •2.11 Определение металлоемкости гидропривода…………………....................33
- •2.Расчет гидравлического привода
- •2.1.Определение основных параметров и выбор силовых цилиндров
- •2.2. Выбор рабочей жидкости для гидропривода
- •2.3.1 Выбор распределителя
- •2.4.1 Расчет и выбор гидролиний
- •2.4.2. Выбор кондиционеров рабочей жидкости
- •3.6 Подбор насоса.
- •2.9. Построение характеристик гидропривода и определение общего кпд
2.Расчет гидравлического привода
2.1.Определение основных параметров и выбор силовых цилиндров
Для определения геометрических размеров гидроцилиндра необходимо знать или определить развиваемое им максимальное усилие. Это усилие слагается к максимальной полезной нагрузки Р, передаваемой рабочему органу машины (аппарата или автомата), сил трения , возникающих в гидроцилиндре при движении поршня, и инерционных сил поршня и движущейся жидкости, т.е
= + =
Однако в большинстве случаев давление в гидроцилиндре назначается в
зависимости от максимальной величины требуемого полезного усилия Р и может
быть принято ориентировочно:
при Р = 0-5 кН давление ≤ 1 МПа
Следует иметь в виду, что с увеличением давления снижается масса и стоимость гидропривода, возрастает его КПД. Но при увеличении давления повышаются требования к точности изготовления элементов гидропривода, к культуре эксплуатации и ремонту, к чистоте и качеству рабочей жидкости, поэтому при относительно малом рабочем усилии не следует принимать высоких давлений.
По принятому давлению в гидроцилиндре и заданному максимальному полезному усилию на штоке определяется внутренний диаметр гидроцилиндра с односторонним штоком.
P = ∙F
где Р - заданное максимальное полезное усилие на штоке; - принятое
давление в гидроцилиндре ; площадь цилиндра; D - диаметр цилиндра.
По ГОСТ 12447-80 принимаем D=0.08м
Полученное значение диаметра округляется до ближайшего стандартного ( ГОСТ 12447-80).
С учетом выбранного стандартного диаметра уточняется давление в цилиндре.
Для обеспечения одинаковой скорости “рабочего” и “холостого” хода необходимо, чтобы соотношение между диаметрами штока и поршня было = ,
Получим :
d = 0.08 / = 0.05 м
Определенный диаметр штока округляется до ближайшего стандартного по ГОСТ 12447 – 80 и получается d= 50 мм
По давлению в гидроцилиндре, диаметру и ходу поршня по справочной литературе производится
подбор гидроцилиндра. На рисунке 2 представлен эскиз гидроцилиндра с односторонним штоком:
Рис. 2. Конструкция гидроцилиндра с односторонним штоком.
Он состоит из следующих основных деталей: гильзы 6, крышек 1 и 9, поршня 4, штока 10, разрезной гайки 2, тормозных втулок 3 и 5, фланцев 7, полуколец 8, втулки 11, передней опоры 12, крышки 14, дросселей 15, обратных клапанов 16 и винтов 17. Уплотнение поршня по диаметру D обеспечивается с помощью поршневых колец, а уплотнение штока по диаметру d – с помощью шевронных уплотнений 13, натяг которых регулируется путём изменения толщины пакета прокладок между крышками 14 и 9. Масло в цилиндр подводится через отверстия d1,для выпуска воздуха в крышках 1 и 9 предусмотрены отверстия, заглушаемые пробками. В исполнениях с торможением втулки 3 и 5 в конце хода
Цилиндры в основном изготавливают из стальных поковок и труб, реже из чугунного литья. Для давления до 20 МПа обычно применяют цилиндры из труб. Материал труб – серый литой чугун, допустимое максимальное напряжение 25 МПа.
Приняв материал гидроцилиндра, производят его расчет на прочность. Прочностными расчетами определяются толщина стенки цилиндра и толщина крышки. Для определения толщины стенок гидроцилиндра из серого литого чугуна применятся формула Ляме:
По ГОСТ 12447-80 выбираем δ = 12 мм
Проверяем запас прочности:
Запас прочности n должен быть не менее 3, и проверяется по формуле:
n ≥;
n=5.65.
Запас прочности достаточен.
Крышка цилиндра имеет плоскую форму. Толщина такой крышки рассчитывается по формуле:
δк = 0,433 ∙ D= 0,433 ∙ 0.08
По ГОСТ 12447-80 толщину крышки выбираем равной 3мм.
Для предотвращения утечек жидкости, находящейся под некоторым избыточным давлением, через зазор в стыке двух неподвижных или перемещающихся одна относительно другой жестких поверхностей деталей, не составляющих единого целого, следует применять уплотнения. Для уплотнения контактных поверхностей при возвратно-поступательном движении наиболее широко применяются манжеты, неметаллические (так называемые эластичные кольца) и металлические упругие кольца.
В цилиндрах, поршни которых уплотнены резиновыми или кожаным манжетами или резиновыми кольцами, утечки жидкости практически отсутствуют, поэтому объемный КПД можно принимать равным единице. При уплотнении поршня металлическими кольцами объемный КПД - следует принимать 0,98-0,99.
В нашем случае для уплотнения контактных поверхностей при возвратно-поступательном движении применяем стальные кольца.
Выбрав тип уплотнительного устройства поршня и зная объемный КПД - определяют максимальный и минимальный расходы жидкости, соответствующий максимальной и минимальной скорости выходного звена.
где F - площадь плунжера (или рабочей части плунжера); υ — скорость перемещение поршня.
При уплотнении плунжера имеют место потери усилия на трение от движущихся частей. Они характеризуются механическим КПД гидроцилиндра
где Р - необходимое полезное усилие; - сумма сил трения поршня и штока.
Основные параметры поршневых колец.
D |
f |
i |
b |
0.08
|
0.05 |
3 |
0.05 |
где D – диаметр цилиндра, м; b – ширина контактной поверхности кольца, мм; ƒ – коэффициент трения колец, для резиновых ƒ .
Определив механический КПД цилиндра, производим определение общего КПД
цилиндра, равного :
Где ≈1.0