Расчет и выбор элементов гидропривода

2. Расчет и выбор элементов гидропривода

 

2.1 Выбор рабочей жидкости

 

Жидкость в гидроприводе предназначена для передачи энергии и надежной смазки его подвижных элементов. Жидкость подвергается воздействию в широких пределах давлений, скоростей и температур.

Так как рабочее давление 2,5 МПа и рабочая температура 45⁰ С, то рекомендуется применение масел с вязкостью 60-110сСт.

Опираясь на эти данные, выберем из таблицы 2.2 страница 6 («Расчет гидропривода») марку масла:

Индустриальное 20,ГОСТ 1707-51 для которого имеются следующие характеристики:

плотность 890 кг/м³, вязкость при температуре +50⁰ С: 17…23 сСт, температура застывания -20⁰ С, температура вспышки 170⁰С, пределы рабочих температур 0…90⁰С.

Найдем кинематический коэффициент вязкости по формуле:

 (1)

где,  - кинематический коэффициент вязкости см²/c при температуре , ˚С; n – показатель степени, приведенный в таблице 2.1 в зависимости от вязкости, в градусах Энглера, при температуре +50˚С.

Вязкость масла в градусах Энглера:

 (2)

отсюда n=1,99, следовательно, по формуле 1:

2.2 Определение рабочего давления

 

Рабочее давление в цилиндре гидродвигателя назначим ориентировочно от величины требуемого полезного усилия F:

так как номинальное усилие 4 кН, то в диапазоне F = 10-20 кН рекомендуется рабочее давление в диапазоне Р_р  (25-40)·10⁵ Н/м².

Выбор величины рабочего давления при проектировании гидропривода производится в соответствии с нормальным рядом давлений, установленным ГОСТом. При выборе, расчете и проектировании гидроприводов необходимо руководствоваться ГОСТ 15445-67 и МН 3610-625.

Из нормального ряда давлений примем рабочее давление Р_р= 2,5 МПа, а пробное давление 3,8 МПа.

Рабочее давление определяет возможный длительный рабочий режим гидропривода, а на пробное давление производится его испытание.

3 Расчет основных параметров гидроцилиндров

 

3.1 Приближенный расчет основных параметров силового гидроцилиндра

 

Определим внутренний диаметр силового гидроцилиндра по формуле, мм:

, (3)

где F – полезная нагрузка, приведенная к штоку; Р_р – рабочее давление в цилиндре, принимаемое в зависимости от F.

По вычисленному диаметру D подберем ближайший нормализованный.

Ближайшим нормализованным размером является 50. Следовательно, примем D =50мм.

Далее определим диаметр штока d в зависимости от величины хода поршня.

Рабочий ход поршня равен S =50мм. Так как S<10D, т.е. 50<10·50=500 мм, то диаметр штока определим по формуле, мм:

 (4)

По вычисленному значению диаметра штока примем ближайший больший, согласно ГОСТу 6540-68.

Ближайшим является 16. Значит, примем .

3.2 Уточненный расчет основных параметров силового гидроцилиндра

 

В процессе работы силового гидроцилиндра часть рабочего давления затрачивается на преодоление сил трения в конструктивных элементах гидроцилиндра, силы противодавления, динамических нагрузок, возникающих при разгоне и торможении поршня гидроцилиндра.

Полезные и дополнительные нагрузки определяют величину усилия, развиваемого гидроцилиндром, Н:

_, (5)

где,  – динамическая сила;  – Статическая нагрузка.

Статическая нагрузка определяется при установившемся движении поршня:

, (6)

где F- полезная нагрузка, приведенная к штоку поршня;  – сила трения в конструктивных элементах;  – сила противодавления.

Определим величину каждого элемента, входящего в формулы, т.е. , , .

Сила трения в конструктивных элементах расходуется на преодоление механических сопротивлений – трение в манжетах, поршневых кольцах:

Сила трения уплотнения манжетами равна, Н:

, (7)

где  – коэффициент трения, принимаемый для резиновых манжет

= 0,03…0,032;  – диаметр контактной поверхности (поршня); – длина контактной поверхности, мм; Р_р – рабочее давление в гидроцилиндре.

Длина контактной поверхности принимается в зависимости от диаметра поршня или штока по таблице 3.1.(«Расчет гидропривода»):

ширина уплотнения равна 7,5 мм для штока, для поршня равна 10.

,

, (8)

где  – толщина (радиальная) сечения набивки, мм.

Зная, все эти данные мы можем определить силу трения уплотнения манжетами по формуле (7):

Число манжет определим из таблицы 3.2 («Расчет гидропривода»), опираясь на диаметр поршня и давление:

диаметру 50 мм и давлению 2,5 МПа соответствует числу манжет равным 3.

Силу трения для поршневых колец можно подсчитать по формуле, Н:

, (9)

где  – коэффициент трения кольца о стенку цилиндра (примем равным 0,07 т.е. для быстрого движения); b – ширина поршневого кольца; Р_р – рабочее давление в цилиндре; Р_к – среднее удельное давление на поверхности цилиндра, создаваемое упругими силами (Р_к = 0,6·10⁵ Па); i – число поршневых колец. Ширину поршневого кольца выберем из таблицы 3.3 («Расчет гидропривода»):

Так как диаметр поршня порядка 50 мм, то примем b = 2,8 мм, глубина канавки равна 2,7 мм.

Число колец найдем по таблице 3.4 в зависимости от величины давления:

для диаметра 50 мм и давления 2,5 МПа число поршневых колец равно 2.

Зная все эти данные, найдем силу трения для поршневых колец с использование формулы (9):

Определим суммарное усилие трения цилиндра, Н:

 (10)

Определим силы противодавления, Н/м²:

Примем .

Сила противодавления определится, Н:

, (11)

где  – площадь сечения поршня.

Следовательно, решение формулы (11):

Подставляя данные в уравнение (6), определим статическую нагрузку:

 (5.1),

Динамическая сила, Н:

, (12)

где,  – приведенная к поршню силового цилиндра масса, кг;  – время ускорения или замедления движения, с;  – изменение скорости, м/c.

 (13)

где  – плотность стали, L=0,03.

Подставляя данные в формулу (13), найдем приведенную массу, кг:

,

, (14)

где  – рабочий ход, м;  – время рабочего хода, с.

Подставляя найденные значения в выражение (12), получим:

 (12.1)

Зная все эти данные, определим величину усилия, развиваемого гидроцилиндром (формула (12)), использовав данные выражений (5.1) и (12.1):

Далее по вычисленному усилию Т и принятому рабочему давлению уточняем диаметр силового гидроцилиндра, м:

 (15)

Следовательно, решение формулы (15):

Примем D = 50 мм.

Определим толщину стенок корпуса тонкостенного гидроцилиндра изготовленного из вязкого материала (латунь), мм:

, (16)

где σ – допустимое напряжение материала на растяжение, Р_п – пробное давление, .

При давлении рабочей жидкости ниже 10 МПа можно использовать алюминиевые трубы или литье из серого чугуна с  МПа.

Наш цилиндр тонкостенный, так как D_H/D<18:

Рассчитаем толщину донышка, причем донышко примем плоское, мм:

 (17)

Итог формулы (17):