2.Расчет основных параметров гидроцилиндра

Основными параметрами поршневого силового гидроцилиндра с односторонним штоком являются:

S – площадь поршня в рабочей полости гидроцилинлдра, м² ;

S₁ – площадь поршня в штоковой полости гидроцилиндра, м² ;

D – диаметр штока, м;

F, F₁ – усилия, развиваемые при прямом и обратном ходах поршня, Н;

V, V₁ – скорости прямого и обратного ходов поршня, м/с.

)

При рабочем ходе поршня, когда поршневая (рабочая) полость

Соединена с напорной линией, а штоковая – со сливной, развиваемое усилие составляет:

где k_тр = 0,9 ÷ 0,98 – коэффициент, учитывающий потери на трение пары поршень-цилиндр (в расчете принимаем k_тр = 0,9);

p – рабочее давление жидкости в напорной линии, Па;

p_сл – давление жидкости в сливной линии, Па.

Примем допущение, что давление в сливной линии, как при рабочем, так и при обратном ходе поршня, составляет 2% от давления рабочей жидкости в напорной линии. Тогда эффективное давление, действующее на поршень и обеспечивающее заданное усилие рабочего хода, составляет

p₁=0,98p=0,98*8,8*10⁶ = 8,62*10⁶ Па, а само усилие можно определить из уравнения

Требуемая для его обеспечения величина диаметра поршня составляет, м

= 0,162

Основные параметры гидроцилиндров регламентируются ГОСТ 6540-68. Для диаметров поршня D (мм) установлен следующий ряд (в скобках приведены значения дополнительного ряда):10; 12; 16; 20; 25; 32; (36); 40; (45); 50; (56); 63; (70); 80; (90); 100; (110); 125; (140); 160; (180); 200; (220); 250; (280); 320; (360); 400; (450); 500; (560); 630; (710); 800; (900).

Полученное из последнего выражения значения диаметра поршня

округляем до ближайшего большего значения стандартного ряда и в соответствии с выбранным по ГОСТ значением D=0,18 (м) уточняем развиваемое усилие рабочего хода

При обратном ходе поршня, когда поршневая полость гидроцилиндра соединяется со сливной магистралью, а штоковая – с напорной, усилие на штоке составляет

С учетом принятого допущения о том, что давление рабочей жидкости в сливной линии составляет 2% от давления в напорной линии, услие обратного хода

В большинстве случаев при проектировании гидроприводов скорость обратного хода (V₁) задается большей, чем скорость рабочего хода (V). При этом, если известно численное значение V/V₁, диаметр штока подсчитывается по формуле

В данном случае принимаем: V=0,03 м/с, V₁=0,04 м/с. Тогда эффективная мощность, кВт, развиваемая гидроцилиндром при рабочем ходе, составляет

3.Расчет гидросети

Гидросистемы гидроприводов можно классифицировать по давлению, способу регулирования и виду циркуляции.

По давлению различают гидроприводы низкого (до1,6 МПа), среднего (1,6÷ 6,3 МПа) и высокого (6,3÷20 МПа) давлений. Первые применяются, главным образом, в автоматизированных системах управления рабочими органами, где нагрузки невелики, а колебания давления незначительны. Приводы среднего давления применяются наиболее часто, обеспечивая высокие жесткость и точность; их преимущество – возможность использования дешевых пластинчатых и шестеренных насосов. Приводы высокого давления на базе поршневых насосов обеспечивают возможность получения большой выходной мощности при ограниченных размерах электродвигателей.

Скорость выходного звена может изменяться регулируемыми гидромашинами (насос, мотор) в гидроприводах с объемным регулированием или с помощью аппаратов, регулирующих расход масла, в гидроприводах с дроссельным регулированием. Первый способ более экономичен, однако требует применения более сложных и дорогих гидромашин. Кроме того, в этом случае быстродействие гидропривода ограничивается временем, необходимым для изменения подачи насоса или рабочего объема гидромотора.

При дроссельном способе регулирования в гидросистеме устанавливается регулируемое гидравлическое сопротивление (дроссель или регулятор расхода), которое ограничивает расход масла, поступающего к гидродвигателю. При этом следует иметь ввиду, что потеря давления в дросселе, равная 1МПа, вызывает разогрев вытекающего из него масла на 0,6°К. Однако в этом случае на требуются регулируемые агрегаты и существенно повышается быстродействие привода.

Для рассматриваемого гидропривода поступательного действия при рабочем ходе объемные расходы жидкости через патрубки поршневой и штоковой полости гидроцилиндра соответственно равны

где η_об = 0,95 – объемный КПД гидроцилиндра.

При обратном ходе поршня эти расходы составляют

Мощность, потребляемая гидроцилиндром при рабочем ходе, кВт

Для правильного подбора насосного агрегата необходимо определить потери давления в гидросети, обусловленные имеющимися гидравлическими сопротивлениями.

Известно, что режим течения жидкости по трубопроводу, а, следовательно, и величина потерь на трение зависят от его диаметра.

Определим внутренний диаметр трубопровода, считая его постоянным по всей длине гидросети

где V_ж – скорость движения рабочей жидкости по трубопроводу, принимаем равной 5 м/с.

В гидроприводах применяют стальные бесшовные холоднодеформированные трубы по ГОСТ 8734-75, медные трубы по ГОСТ 617-2006, алюминиевые трубы по ГОСТ 18475-82, латунные трубы по ГОСТ 494-90 и рукава высокого давления по ГОСТ 6286-73. Для внутренних диаметров трубопровода d_Т (мм) установлен следующий ряд: 8; 11; 15; 20; 27; 36; 44; 52.

Полученное из последнего уравнения значение внутреннего диаметра трубопровода округляем до ближайшего большого значения стандартного ряда и, в соответствии с выбранным ГОСТ значением d_Т=0,015 (м), определяем уточненное значение скорости рабочей жидкости:

Ограничение скорости рабочей жидкости в трубопроводах гидросети (по рекомендациям [2,9] не более 5 м/с) обусловлено необходимостью обеспечения минимального уровня потерь давления жидкости при ее движении. Потери давления в гидроприводе складываются из потерь в аппаратах и трубопроводах. Потери давления в гидроаппаратах зависят от величины расхода жидкости. В технических характеристиках элементов гидроаппаратуры приводятся потери давления при небольшем рекомендуемом (номинальном) расходе рабочей жидкости.

Потери давления в трубопроводе зависят от его проходного сечения, расхода жидкости, общей длины, а также поворотов, разветвлений, сужений и расширений. Поэтому точный расчет потерь давления гидросистемы можно сделать только после детальной разработки монтажной схемы гидросети. Эта задача упрощается, когда расчет ведется в предположении, что монтажная схема полностью соответствует принципиальной (рис.1), а все

гидроаппараты и трубопроводы располагаются в одной горизонтальной плоскости.

Различают два режима течения реальной жидкости: ламинарный, когда частицы жидкости движутся параллельно стенкам трубопровода, и турбулентный, когда движение частиц приобретает неупорядоченный характер.

Режим течения однозначно определяется величиной безразмерного числа Рейнольдса Rе. Для каналов круглого сечения его значение подсчитывается по уравнению

где v – кинематический коэффициент вязкости, м²/с. Ламинарный режим течения переходит в турбулентный при определенном, критическом значении Re_кр=2320, для круглых гладких труб и Re_кр=1600 – для резиновых рукавов. Так как в нашем случае Re<Re_кр – течение ламинарное.

Потери давления (Па) на цилиндрическом прямом отрезке трубопровода, обусловленная сопротивлением трения жидкости, вычисляются при ламинарном режиме течения по известной формуле, полученной из уравнения Пуазейля:

где L=14 – общая длина трубопроводов гидросети, м;

ρ – плотность рабочей жидкости, кг/м³ (в работе принимается равной 850 кг/м³);

- безразмерный коэффициент сопротивления трения при ламинарном режиме течения.

Потери давления в местных сопротивлениях выражаются в долях скоростного давления и для всей гидросети подсчитываются по уравнению

где Σζ – коэффициент сопротивления для ряда последовательно расположенных местных сопротивлений.

Его величина равна сумме соответствующих коэффициентов последовательно расположенных местных сопротивлений

Применительно к рассматриваемой гидросети (рис.1) коэффициент сопротивления определяется по уравнению

Где - соответственно выбранные по опытным

данным коэффициенты сопротивления для дросселя, колена, золотника, фильтра и прямоугольного тройника.

Общие потери давления в гидросистеме складываются из потерь, обусловленных сопротивлением трения жидкости, и потерь давления в местных сопротивлениях