2. Выбор и расчёт параметров гидроцилиндра

Изучение конструкций гидроцилиндров, применяемых на машинах, и освоение методик расчета их параметров являются одними из основных задач курсовой работы.

2.1. Конструкции гидроцилиндров и их параметры

Для привода механизмов машин применяются гидроцилиндры (рис. 2), отличающиеся по направлению действия (односторонние и двухсторонние), по конструктивному устройству (с односторонним и двухсторонним выходом штока, плунжерные, телескопические, мембранные и сильфонные), по креплению на основаниях и приводимых механизмах (шарнирное через корпус и шток (а), через оси на корпусе (б), посредством фланцев или на лапах (в)). В поршневых гидроцилиндрах рабочие камеры образованы внутренними стенками корпуса и поршнем со штоком. В зависимости от конструктивного устройства машины могут применяться типовые гидроцилиндры, выпускаемые по соответствующим отраслевым стандартам, или специальные гидроцилиндры, приспособленные только для работы на конкретной машине.

В курсовой работе предлагается произвести определение параметров поршневого гидроцилиндра двухстороннего действия с односторонним выходом штока.

Рис. 2. Поршневой гидроцилиндр двухстороннего действия с креплением на шарнирах в обойме 1, 15 – проушины; 2 – сферические шарнирные подшипники; 3, 13 – отверстия для подвода рабочей жидкости в полости гидроцилиндра; 4 – донышко; 5 – направляющие поршня; 6 – уплотнительное кольцо; 7 – поршень; 8 – стопорные штифты; 9 – гильза (корпус); 10 – уплотнительное кольцо; 11 – крышка; 12 – уплотнение штока; 13 – грязесъемник; 14 – шток.

Рис.3 Графики зависимостей максимально допускаемой по условию продольной устойчивости опорной длины Lmax от сжимающего усилия F для разных значений диаметра, мм штока гидроцилиндра.

2.2. Расчёт параметров гидроцилиндра

Исходные данные для расчёта параметров гидроцилиндра:

• Максимальное развиваемое усилие при выдвижении штока 60 кН;

• Максимальное развиваемое усилие при втягивании штока 52 кН;

• Ход штока 1400 мм;

• Скорость движения штока 0,25 м/с;

• Крепление корпуса: шарнирное в обойме

Для расчёта параметров гидроцилиндра выбрано номинальное давление (p_ном) равное 10 МПа.

В качестве примера используем для анализа принципиальную схему. Гидроцилиндр Ц1 получает энергию для движения штока и связанного с ним механизма от насоса Н1. Рабочая жидкость забирается из бака через всасывающий фильтр Ф1, проходит обратный клапан КО1, гидрораспределитель Р1 и попадает в соответствующую рабочую полость гидроцилиндра Ц1. Из противоположной полости жидкость вытесняется через распределитель Р1, теплообменный аппарат АТ1 и сливной фильтр Ф2 в гидробак.

Рис. 3. Расчётная схема гидроцилиндра: D, d – внутренний диаметр и диаметр штока, мм; F – расчётное усилие, развиваемое штоком, кН; p₁, p₂ -давление в поршневой и штоковой полостях в динамике (при движении штока).

Для расчёта силы F, развиваемой гидроцилиндром с односторонним штоком, рассчитывается по формуле:

(1)

После преобразования получим:

(2)

Примем φ = 2,0 (по рекомендациям стандартных гидроцилиндров φ=1,25;1,6;2,0).

p₁ = 0,9*p_н = 0,9*10 = 9 МПа

p₂ = 0,1*p_н = 0,1*10 = 1 Мпа

Подставим в формулу (2) расчётные значения. При выдвижении штока F = 60 кН.

D₁ = 0,0962м = 96,2 мм

При втягивании штока F = 52 кН. Подставим также в формулу (2) значения:

D₂ = 0,0804 = 80,4 мм

Из двух полученных значений выбираем большее значение (D = 96,2 мм) и его округляем до ближайшего большего стандартного значения D_ф = 100 мм.

Для φ = 2,0; d_ф = 50 мм.

Скорость движения штока гидроцилиндра V_ц = 0,25 м/с – как при втягивании, так и при выдвижении.

Наибольший расход рабочей жидкости потребуется при выдвижении штока гидроцилиндра:

, м³/с. (3)

Где S_п – рабочая площадь поршня со стороны поршневой полости, м².

Если D_ф выразить в мм, а Q_ц – в л/мин, то формула (3) примет вид:

Q_ц = 15*10^-3V_ц*πD²_ф, л/мин,

где V_ц – в м/с, D_ф – в мм.

Подставляем расчётные значения:

Q_ц = 15*10^-3*0,25*π*100² = 117,8 л/мин.

Чтобы увеличить ресурс работы насоса предохранительный клапан КП1 может быть отрегулирован на меньшее давление p_ф, МПа, при этом достигается заданное усилие F на штоке гидроцилиндра.

Напишем равенство, отражающее неизменность усилия F:

.

Приняв в случае с корректировкой p_1ф = 0,1p_ф и p_2ф = 0,9p_ф, после преобразований получим:

(4)

Подставим значения величин:

= 9,25 МПа.

Примем регулировочное давление предохранительного клапана КП1 p_ф = 10 МПа.

Это давление для нормальной работы гидроцилиндра.

Определим далее толщину стенки корпуса гидроцилиндра по формуле Ляме, мм [6,7,11,18]:

, (5)

где D_ф в мм; [σ] – допускаемое максимальное напряжение стенки гидроцилиндра. Для легированной стали [σ] = 150 – 180 МПа.

Примем [σ] = 150 МПа, считая стенки гидроцилиндра изготовленными из легированной стали.

μ – коэффициент Пуассона, μ = 0,3.

Подставим в (5) значения p и σ:

= 11,70 мм.

Принимаем толщину стенки гидроцилиндра δ = 12 мм.

Считаем, что гидроцилиндр имеет плоское донышко, тогда его толщина, мм:

(6)

Подставим расчётные значения:

= 33,07 мм

Примем δ_пл = 33 мм.

Рис. 4. Расчётная схема закрепления гидроцилиндра на машине и

фактор хода

Из задания известна сжимающая сила, действующая на гидроцилиндр. В рассматриваемом примере сила F = 60 кН, фактор хода F_c = 0,5. Расчётная опорная длина L_o, мм находится в результате умножения расчётной длины хода на фактор хода:

(7)

Подставим значения в формулу (7):

= 700 мм.

По графику, соответствующему фактическому диаметру штока d_ф = 50 мм, максимально допустимая по условию продольной устойчивости опорная длина L_max = 1900 мм.

Вывод по проведённым расчётам:

При таких данных условие продольной устойчивости гидроцилиндра выполняется.