Определение основных параметров гидропривода

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 5 из 9Следующая ⇒

▷ Похожие статьи

ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ

Фрагмент гидропривода поступательного движения представлен на рис. 2.1.

Рисунок 2.1 – Схема гидропривода поступательного движения

Для расчета гидропривода, включающего гидроцилиндр двустороннего действия с одним штоком, заданными величинами являются:

– усилие R, приложенное к штоку гидроцилиндра;

– ход S поршня;

– длины трубопроводов l ₁, l ₂, с помощью которых соединяются элементы привода;

– время рабочего t _р и обратного (холостого) t _х хода поршня;

– рекомендуемый для использования в системе насос (регулируемый или нерегулируемый).

Решение задачи необходимо начать с определения давлений в полостях гидроцилиндра и выбора диаметров поршня и штока.

Обозначим полезные площади поршня в нештоковой и штоковой полостях гидроцилиндра соответственно через F ₁ и F ₂, а давления в этих полостях через P ₁ и P ₂:

;

,                                               (2.1)

где D и d – диаметры поршня и штока гидроцилиндра.

Уравнение равновесия поршня гидроцилиндра с одним штоком без учета сил инерции

,                                             (2.2)

где T – сила трения, приложенная к поршню.

Применительно к гидроприводу, представленному на рис. 2.1, давление P ₁ в поршневой полости

,

а давление P ₂ в штоковой полости

,

где P _н – давление, развиваемое насосом, МПа;

Δ P _{зол 1} и Δ P _{зол 2} – перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;

P ₁ и P ₂ – перепады давлений в трубопроводах l ₁ и l ₂, МПа;

Δ P _др – перепад давления на дросселе, МПа;

Δ P _ф – перепад давления на фильтре, МПа.

Площади рабочих поверхностей поршня гидроцилиндра F ₁ и F ₂ определяются из соотношений

;

,                                                     (2.3)

где υ_пр, υ_пх – скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Преобразуем формулы (2.3) к виду

.

Расход жидкости, поступающий в рабочие полости гидроцилиндра, можно определить по формуле

,

где υ_п – скорость движения поршня гидроцилиндра, м/с.

Если расход жидкости, поступающей в гидроцилиндр, при рабочем и холостом ходе одинаков, то

 и ,

поэтому

.

Из этого следует, что

,

Откуда

.                                                (2.4)

Следовательно, выражение (2.1) для определения площади рабочей поверхности поршня в штоковой полости гидроцилиндра примет вид

.                                        (2.5)

Подставляя выражения (2.1) и (2.5) площадей F ₁ и F ₂ в уравнение (2.2), сможем определить диаметр поршня гидроцилиндра:

или

.                   (2.6)

Следовательно, для определения диаметра поршня гидроцилиндра D необходимо найти силу трения T и перепады давлений. Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в гидроцилиндре и находится в диапазоне T = (0,02...0,01) R.

Перепады давлений возможно определить по справочным данным, приведенным в таблице 2.1.

Таблица 2.1 – Справочные данные для определения перепадов давлений в гидроаппаратуре при номинальном расходе

Применительно к гидроприводу, представленному на рис. 2.1, перепады давлений на золотниковом гидрораспределителе, гидродросселе и фильтре выберем следующие:

; ; .

Так как перепады давлений в трубопроводах на первой стадии расчета определить сложно, предварительно примем

.

В объемном гидроприводе, схема которого представлена на рис. 2.1, установлен нерегулируемый насос. Выбор насоса производится по номинальному давлению P* и подаче Q.

В зависимости от параметров выбранного насоса, в соответствии с давлением P _н, по формуле (2.6) находим диаметр D силового гидроцилиндра и в соответствии с ГОСТ 12447 - 80 расчетное значение диаметра округляем в большую сторону до ближайшего стандартного значения.

Стандартные диаметры цилиндров в соответствии с ГОСТ 12447 - 80, мм:

5; 8; 10; 14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360; 400; 500; 630; 800.

Давление в гидроцилиндре назначается ориентировочно в зависимости от величины полезного усилия R.

При величине полезного усилия на штоке гидроцилиндра R = 10 - 20 кН давление в рабочей полости гидроцилиндра составит P _н ≤ 1,6 МПа; при R = 20 - 30 кН – P _н ≤ 3,2 МПа; при R = 30 - 50 кН – P _н ≤ 6,3 МПа; при R = 50 - 100 кН – P _н ≤ 10 МПа.

Основные параметры гидроцилиндров принимаются по ОСТ 22-1417 - 79.

Для штоков, работающих на сжатие, должно соблюдаться условие соотношения хода поршня и его диаметра: S < 10 D. При S > 10 D шток следует проверить на продольный изгиб. Величину заделки штока принимают равной диаметру D гидроцилиндра, а длину образующей поршня - 0,8 D. Толщину δ стенки гидроцилиндра можно определить по формуле Ляме:

,

а при  - по формуле

.

Допускаемые напряжения на растяжение для стали принимаются [σ] = 50 - 60 МПа (1·10⁶ Н/м²), для чугуна [σ] = 15 МПа (1·10⁶ Н/ м²). Коэффициент запаса прочности k = 1,25 - 2,5.

Далее определяется расход жидкости, поступающей в нештоковую (поршневую) полость силового гидроцилиндра:

,

где υ_пр – скорость перемещения поршня гидроцилиндра, м/с.

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определяется по формуле

,                                   (2.7)

где Δ Q _ц – утечки жидкости в силовом гидроцилиндре;

Δ Q _зол – утечки в золотниковом гидрораспределителе;

Δ Q _пк – утечки через предохранительный клапан;

z – число гидроцилиндров.

Утечки через предохранительный клапан принимаем Δ Q _пк = 0,1 Q _н.

Утечки в силовом гидроцилиндре Δ Q _ц приведены в таблице 2.2, в гидрораспределителе Δ Q _зол – в таблице 2.3.

Таблица 2.2 – Основные параметры гидроцилиндров

Таблица 2.3 – Значения расходов утечек рабочей жидкости Δ Q _зол

в гидрораспределителях

Если P ₁ отличается от P* (номинального значения), то действительные утечки жидкости в силовом гидроцилиндре и в гидрораспределителе можно найти из соотношений

;

Подставим полученные значения Q _ц1, Q _ц, Q _зол, Q _пк в уравнение (2.7) и найдем Q _н. Технические параметры насоса определяют из справочной литературы и промышленных каталогов, представляемых заводами-изготовителями объемных гидромашин. Рабочий объем насоса определяется зависимостью

,                                                   (2.8)

где n – частота вращения вала насоса;

η_о – объемный КПД насоса.

В технических характеристиках насосов указаны номинальные значения объемного КПД η_о* при номинальном давлении P*. Если P н отличается от P*, то действительный объемный КПД можно найти из выражения

.

По расчетному значению объемного коэффициента полезного действия насоса η_о согласно (2.8) определяем рабочий объем q, в соответствии с которым выбираем насос. Затем уточняем величину номинального значения расхода рабочей жидкости, а также расход жидкости, проходящей через предохранительный клапан в гидробак.

Внутренний диаметр стальных трубопроводов и гибких рукавов высокого давления d _т определяют по формуле

, мм,                                              (2.9)

где Q – расход рабочей жидкости на рассматриваемом участке трубопровода, л/мин;

υ_рж – средняя скорость движения рабочей жидкости по трубопроводу, м/с.

Рекомендуемые средние значения скоростей движения рабочей жидкости по напорным трубопроводам приведены в таблице 2.4.

Значения средних скоростей движения рабочей жидкости в сливных и всасывающих трубопроводах рекомендуется выбирать из следующих числовых промежутков:

- всасывающих трубопроводов υ_рж = 0,5 - 1,5 м/с;

- сливных открытых систем υ_рж = 2 м/с.

Таблица 2.4 – Рекомендуемые значения скорости движения рабочей жидкости в напорных трубопроводах

, МПа	2,5	6,3	16	32	63	100
, м/с	2,0	3,2	4,0	5,0	6,3	10

Сечения дренажных трубопроводов выбирают в соответствии с паспортными данными гидроаппаратов и оборудования. Давление в дренажной системе не должно превышать 0,15 МПа.

Полученные расчетные значения внутренних диаметров трубопроводов округляются до ближайших стандартных диаметров по ГОСТ 8732–78, ГОСТ 8734–75 (размеры стальных бесшовных труб) и ТУ-22-31–74, ТУ-38-40534–75 (размеры рукавов высокого давления).

В гидроприводах строительных и дорожных машин применяются стальные бесшовные холоднодеформированные трубы по ГОСТ 8734–75, медные трубы по ГОСТ 617–72, алюминиевые трубы по ГОСТ 18475–82, латунные трубы по ГОСТ 494–76 и рукава высокого давления по ГОСТ 6286–73.

Стандартные значения внутреннего диаметра труб по ГОСТ 16516–80 соответствуют, мм: 1; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250.

По принятому стандартному диаметру определяется действительная скорость движения рабочей жидкости в трубопроводах:

, м/с,                                              (2.10)

Принятые и вычисленные значения скоростей движения рабочей жидкости, расходов и диаметров трубопроводов в пояснительной записке курсового проекта сводят в таблицу.

В соответствии с расчетными значениями расхода рабочей жидкости и ориентировочными величинами давлений осуществляют выбор гидроаппаратуры.

Выбор гидроаппаратуры

Согласно выбранной схемы гидропривода, а также учитывая значения расходов и давлений, произведем выбор гидроаппаратуры. Для конкретизации в качестве расчетного условно принят расход Q = 20 л/мин. Применительно к гидроприводу, представленному на рис. 2.1, необходимо выбрать предохранительный клапан, гидрораспределитель, дроссель и фильтр. Параметры выбранной гидроаппаратуры приведены в таблице 2.5.

Таблица 2.5 – Параметры гидроаппаратов проектируемого гидропривода

Из таблицы 2.5 видно, что выбранные предохранительный клапан, гидрораспределитель с ручным управлением и дроссель соответствуют расчетному расходу, а фильтр имеет пропускную способность 16 л/мин, что меньше расчетного значения. Поэтому в гидросистему необходимо параллельно включить два фильтра. При этом перепад давлений на фильтрах

 МПа.

Здесь

 л/мин,

где n – число фильтров.

Таким образом, был произведен подбор гидроаппаратуры, которая удовлетворяет расчетным данным по расходу и давлению.

Познавательные статьи:



Психологические особенности спортивного соревнования

Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации

Занятость населения и рынок труда

Социальный статус семьи и её типология