2.2.3 Расчёт гидропривода поступательного движения

1. По заданному усилию выбираем номинальное рабочее давление из нормализованного ряда рекомендуемых значений давлений. Согласно ряду, усилию соответствует давление .

2. Подбираем гидроцилиндр. Для этого находим диаметр цилиндра по формуле:

, (2.82)

где - нагрузка, Н;

- рабочее давление в гидросистеме, Па;

- поправочный коэффициент, учитывающий влияние потерь давления в линиях нагнетания и слива, а также трения в уплотнениях штока и поршня гидроцилиндра, .

.

По ГОСТу принимаем Соотношение между диаметрами цилиндра и штока принимается в зависимости от давления . При давлении большем, чем

5 МПа отношение принимается равным 0,75. Из соотношения следует, что

; (2.83)

.

По давлению , диаметру и ходу поршня выбираем гидроцилиндр, основные параметры которого приведены в таблице 1.

Демпфирование	Есть
Максимальное давление, МПа	10
Номинальное давление, МПа	6,3….10,0
Диаметр цилиндра , мм	90
Диаметр штока , мм	70
Ход поршня, мм	160

Таблица 1 Технические параметры гидроцилиндра

3. Рабочий объём гидроцилиндра

; (2.84)

.

4. Необходимый теоретический расход, который должен обеспечить насос равен

; (2.85)

.

5. По требуемой подаче и давлению подбираем роторно-пластинчатый насос типа

Г12-23, основные параметры которого приведены в таблице 2 [1].

Таблица 2 Техническая характеристика роторно-пластинчатого насоса Г12-23

Рабочий объём, см3	30
Номинальное давление, МПа	6,3
Частота вращения, об/мин
Полный КПД	0,80
Объёмный КПД	0,88
Механический КПД	0,82
Приводная мощность, кВт	4,65
Масса, кг	9

6. Минимально необходимая частота вращения насоса

, (2.86)

где - объемный КПД насоса.

.

7. По приводной мощности и необходимой частоте вращения подбирается электродвигатель 4A112М4Y3, у которого номинальная мощность на валу и частота вращения .Так как частота насоса и электродвигателя не совпадают, подбираем клиноременную передачу с передаточным числом u=1,3.

8. Подача насоса

; (2.87)

.

Максимальный расход, л/мин	70
Номинальное рабочее давление, МПа	0,4…12,5
Потери давления, МПа	0,3

9. По подаче и давлению выбираем реверсивный гидрораспределитель золотникового типа с электрогидравлическим управлением ДГ73-44. Его техническая характеристика приведена в таблице 3.

Таблица 3 Техническая характеристика распределителя ДГ73-44

10. Действительные потери давления при расходе, равном подаче насоса

; (2.88)

.

11. На сливной гидролинии устанавливается фильтр типа С42-5, основные технические данные которого приведены в таблице 5,

Таблица 4 Техническая характеристика фильтра С42-5

Номинальная тонкость фильтрации, мкм	40
Номинальный расход, л/мин	40
Номинальное давление, МПа	0,63
Потеря давления, МПа	0,1

Перепад давления при

.

12. По тем же параметрам подбираем напорный клапан МКПВ 10. Его технические данные приведены в таблице 6.

Таблица 5 Техническая характеристика напорного клапана МКПВ 10

Максимальный расход, л/мин	80
Рабочее давление, МПа	6,3
Потери давления, МПа	-

13. Рассчитываем гидролинии.

Учитывая рекомендации, скорости движения рабочей жидкости принимаем:

на всасывающей линии ;

на напорной линии ;

на сливной линии .

Потери давления по участкам определяем по формуле

; (2.89)

где - плотность рабочей жидкости, , ;

- коэффициент местных потерь, определяемый в зависимости от вида местного сопротивления [2];

- коэффициент потерь по длине, определяемый в зависимости от числа Рейнольдса [2];

- длина i-го участка гидролинии, м;

- диаметр трубы i-го участка гидролинии, м;

- скорость движения жидкости в гидролинии, .

; (2.90)

где - кинематическая вязкость рабочей жидкости при температуре 50⁰С, ;

- осноувание натуральных логорифмов;

T- температура рабочей жидкости, ⁰С.

.

Расчёт потерь давления сведён в таблицу 7.

Расход гидролинии от гидроцилиндра до бака при сливе из штоковой полости цилиндра

; (2.91)

.

В качестве трубопроводов приняты бесшовные стальные холодно-деформированные трубы с наружным диаметром 12 мм, толщиной стенки 1 мм на гидравлическое давление 10,6 МПа.

14. Давление в бесштоковой полости гидроцилиндра

;

в штоковой .

Принимаем уплотнение поршня в гидроцилиндре шевронными манжетами, тогда сила трения поршня в гилроцилиндре

; (2.92)

где - коэффициент трения материала уплотнения о стенки цилиндра,

при трении резины о сталь ;

- ширина уплотнения поршня, м.

При и количество манжет в узле уплотнения равно трём, общая длина контактной поверхности , коэффициент трения [2].

;

15. Сила трения штока в уплотнениях

; (2.93)

где - ширина уплотнения штока, м; здесь .

.

16. Полезное усилие передаваемое штоком

; (2.94)

Заданное усилие на штоке обеспечено, так как . Гидропривод подобран верно.

Механический КПД гидроцилиндра

, (2.95)

где - теоретическое значение усилия, передаваемое штоком, Н;

; (2.96)

.

.

Объёмный и гидравлический КПД гидроцилиндра можно принять равными единице. Фактический КПД гидроцилиндра .

17. Гидравлический КПД гидросистемы без учета объемных потерь

, (2.97)

где - суммарные утечки в гидросистеме, МПа.

18. Полный КПД гидропривода

, (2.98)

где - КПД гидроцилиндра,

- КПД гидросистемы без учета объемных потерь,

- КПД насоса (полный).

.

19. Рассчитываем гидробак

, (2.99)

где - объём рабочей жидкости, подаваемой насосом в минуту, л.

Таблица 7 Расчет потерь давления в гидросистеме

Наименование участков гидролинии или аппаратуры	Длина труб , м	Расход , л/мин	Принятая скорость , м/с	Вычисленный диаметр , мм	Принятый диаметр , мм	Уточнённая скорость , м/с	Re	Коэффициент сопротивления		Потери напора , МПа
Насос-распределитель	24	30	3,2	14,10	15	2,83	1100,9	0,064	0,3	0,375
Распределитель	-	-	-	-	-	-	-	-	-	0,092
Распределитель- гидроцилиндр	4	30	3,2	14,10	15	2,83	1100,9	0,064	0,45	0,064
Итого потери в напорной гидролинии										0,531
Гидроцилиндр-распределитель	4	13,36	2	11,91	12	1,97	612,8	0,11	0,45	0,069
Распределитель	-	-	-	-	-	-	-	-	-	0,092
Распределитель-гидробак	25	13,36	2	11,91	12	1,97	612,8	0,11	0,3	0,424
Фильтр	-	-	-	-	-	-	-	-	-	0,075
Итого потери в сливной гидролинии										0,659
Всего										1,190