Загальна сила тертя в манжеті плунжера робочого циліндра

R_p=4F Р' _p_p (4.114)

Силу тертя в направляючих колонах знаходять по формулі

R = e P (4.115)

де е - ексцентриситет пресування, м;  - коефіцієнт тертя,  =0,01.

Розглянемо сталий хід преса при а = 0:

Р'_шF+G-4F Р' _p_p-eP=0 (4.116)

відкіля

P=(1/(1+ e))[F Р'(1-4_p_p)+G] (4.117)

Приведемо приклад розрахунку гідроприводу преса, що забезпечує макси-мальное зусилля на штоку циліндра Р'_ш=0,8 МН, за умови установки двох гідроциліндрів (z=2).

Режим роботи гідроциліндра оцінюється в залежності від продолжительности роботи гідроприводу під навантаженням (враховуваним коефіцієнтом k_н), ступеня використання номінального тиску (коефіцієнт к_д) і числа включень гідроприводу в годину чи протягом робочого циклу. З [66, табл.4.1 ] приймаємо для важкого режиму роботи k_н =0,9; к_д=0,85 при числі включень у годину 400...800.

Конструируемая машина відноситься до типу машин з гідросистемою высокого ти­ску (до 20 Мпа). При виборі номінального тиску рідини исходим із ДСТ 6540-64 і приймаємо Р' рівним 20 Мпа. Згідно рекомендациям [66] для даного тиску рідини приз­начаємо в'язкість рідини -1,110^-4м²/с. Для південних районів РФ реко­мен­ду­єть­ся застосовувати олії МГ-20, МГ-ЗО і ВМГЗ чи замінники ИС-20, ДП-8. Приймаємо олію МГ-20 ТУ38-1-01-50-70 з наступними характеристиками: щільність при 50°С - 985 кг/м3; в'язкість при 50°С - 0,210^-4м²/с; температура застывания - 40°С; тем­пе­ра­ту­ра спалаху-180°С.

Визначаємо діаметр гідроциліндра. При роботі штока на стиск робоча рідина під тиском подається в поршневу порожнину і створює на штоці визначене зусилля; при цьому в штоковій порожнині виникає сила сопротивления, викликана про­ти­тис­ком Р'_ш, що попередньо принимаем Р'_Ш =0,3...0,5 Мпа. Діаметр гідроциліндра

(4.118)

де  = 1,65 - коефіцієнт мультиплікації; _мц- середнє значення механического КПД гідроциліндра [66, табл. 4.3], _мц=0,97.

При виході поршня штока в робоче положення для одержання швидкості V ходу пор­шня (приймаємо V = 6 м/хв) у поршневу порожнину з площею F = D²/4 гідро­циліндра варто подати теоретичну витрату (л/хв )

Q_пт = VFп10³ = 63,14 (0,23)²10³/4 = 250(л/хв) (4.119)

Одночасно зі штокової порожнини з площею F_ш гідроциліндра буду витіснятися теоретична витрата (л/хв)

Q_ЦП = 10³VFш= Q_пт/=151(л/хв) (4.120)

Дійсні витрати, подавані насосом для харчування поршневих штокових поро­ж­нин декількох циліндрів,

(4.121)

де z - число рівнобіжне включених і одночасно працюючих гидроцишидров; _o=_oц_oр_oн -об'ємний КПД, що враховує витоку робочої рідини в гідроциліндрі - _oц ,розподільних пристроях -_oр, самом насосі - _oн. Об'ємний КПД насоса прий­ма­ємо по технічним характеристикам _oн =0,82. Об'ємний КПД розподільника можна прийняти з урахуванням зносу _oр =0,96,

У гідроциліндрах з гумовими ущільнювальними кільцями витоку практично від­сут­ні, тому _oц =1 Тоді

Q_ЦП =1/(0,820,961) 2250= 635 (л/хв)= 10,6 (л/с);

Q_ШП =1/(0,820,961) 2151= 184 (л/хв)=6,4 (л/с).

Для підпитки гідроциліндрів вибираємо однопотокову схему. Робочий об’єм насоса q_HP повинний відповідати теоретичній витраті, подаваемому в поршневу по­рож­нину Q_цп.