Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Башкирский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Структурный синтез аппаратной реализации алгоритмов работы цикловых систем. Учебное пособие

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

08.09.2026

Размер:

2 Мб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 910 / 1610 11 12 13 14 15 16 > Следующая >>>

Для гидроприводов рекомендуются следующие соответствия при





выборе нагрузки и рабочего давления (табл. 8.1).

Нагрузка Н, кН 10 ÷ 20 20 ÷ 30 30 ÷ 50 50 ÷ 100 > 100

Таблица 8.1

Давление

p , МПа

НОМ

1,5 3,5 5,0 6,5 10 ÷ 25

В уравнение (8.16) подставляется приближенное значение механиче-

ского КПД – ентиром могут служить экспериментальные значения дены в каталогах и справочниках. Значения гидравлического КПД –

гидродвигателя, соответствующее типу двигателя. Ори-

ДМ

, которые приве-

ДМ

ГА

линий и аппаратов выбираются с учетом потерь энергии и габаритных размеров трубопроводов и аппаратов. В первом приближении для гидросистем с расчетной мощностью от 0,5 до 5,0 кВт на выходном звене привода, можно принять

= 0,75 – 0,9. При дальнейшем расчете эту величину

ГА

необходимо скорректировать.

После расчета по уравнению (8.16) главного параметра объемного

гидродвигателя – удельного рабочего объема

q – подбирается из катало-

гов образец двигателя соответствующего типоразмера. У гидро- и пневмоцилиндров объем

расчетный диаметр поршня чения D по каталогу уточняется объем

фициент соотношения эффективных площадей двигателя с диаметром штока –

равен эффективной площади поршня



qD  После выбора ближайшего зна-

и определяется коэф-





(для одноштокового





ШД

)(1 Dd

, поэтому

Длина гидро- или пневмоцилиндра должна обеспечить требуемый

полный ход

L выходного звена. Объем

MAX

воротного двигателя связан с максимальным рабочим объемом

симальным углом поворота

MAX

y , зависимостью .

q серийно выпускаемого по-

MAX

, мак-

MAX

ДД

MAX

yVq 

Удельный рабочий объем мембранного гидро- или пневмоцилиндра

соответствует эффективной площади мембраны:



12)(

ddddFq 

ЦЦМММД

где

– диаметр защемления мембраны;

d – диаметр жесткого центра.

Если требуемого типоразмера гидро- или пневмодвигателя нет среди серийно выпускаемых промышленностью, то составляется задание на его разработку. Основными исходными данными при этом служат удельный рабочий объем

q , предельная скорость

максимальное перемещение

L выходного звена и требуемый ресурс ра-

MAX

движения выходного звена,

боты (число циклов или часы наработки до первого отказа).

8.3. Порядок расчета статических параметров















гидродвигателя (гидроцилиндра)

1. Определяется сила трения покоя и движения, преодолеваемые

штоком гидроцилиндра соответственно при разгоне и рабочем движении

P и

ТП

ТД

, Н:

где



– вес перемещающихся элементов, Н;  – коэффициент, учитыва-

и GfP

GfP

ПТП

ющий действие уплотнений поршня и манжет штока (

f – коэффициент трения покоя в направляющих (Пf = 0,1 ÷ 0,3);

, (8.17)

ДТД

= 1,12 ÷ 1,15);

– ко-

эффициент трения движения в направляющих (зависит от скорости движения:

f = 0,05 ÷ 0,08 при

2. Определяется сила инерции

нием до скорости

v быстрого перемещения подвода (БП) и отвода (БО)

при заданном времени разгона

где

– ускорение свободного падения, g = 9,81 м⁄с2; t

с – для малых рабочих скоростей; t

предельная скорость

v = (1 ÷ 3) м⁄с в зависимости от типа уплотнения

> 0,2 м⁄с;

f = 0,10 ÷ 0,12 при

P при разгоне с постоянным ускоре-

 , (8.18)

= (0,2 ÷ 0,5) с для больших скоростей;

< 0,2 м⁄с).

= (0,01 ÷ 0,1)

в гидро- или пневмоцилиндре.

3. Определяется нагрузка на поршень цилиндра при разгоне до ско-

рости быстрого подвода без учета силы противодавления (давления подпора) со стороны сливной камеры двигателя по формуле (5) или по формуле:

PPHP

ИТПВ

4. Определяется нагрузка на поршень цилиндра при рабочем ходе без

учета силы противодавления:

где

P – сила (момент силы) технологического сопротивления (полезной

PPH

ПТДM

нагрузки).

5. Выбирается наибольшая из сил для хода поршня вперед:

HHPH

},max{

1 МВД

6. Составляется уравнение сил для хода поршня вперед при подаче

давления рабочей жидкости в поршневую полость гидроцилиндра:

FpFpP

где

p – давление в сливной (выхлопной) камере объемного двигателя

НОМШП

(давление подпора); при объемном и дроссельном регулировании «на вхо-

де» скорости выходного звена двигателя

















p (0,05÷0,1) Мпа; при дрос-

сельном регулировании «на выходе» скорости выходного звена двигателя

(0,4÷1,5) МПа;



площадь поршня в безштоковой полости, м

– площадь поршня в штоковой полости, м2; F –

;

p – давление в напорной

НОМ

камере двигателя (рабочее давление), МПа выбирается по табл. 8.1.

7. Составляется уравнение сил на поршне при обратном (холостом)

ходе, когда жидкость подается в штоковую полость:

где

 или FpPFp

PPP 

ТПИ

FpPPFp

ПТПИШНОМ

ПШНОМ

8. Определяются значения площадей поршня со стороны рабочей

(поршневой)

F и нерабочей (штоковой)

полостей гидроцилиндра.

Из системы уравнений сил:

 





ШПНОМ

FpPFp



ПШНОМ

;

FpPFp

имеем:



PpPp

ПНОМ





ПНОМ

 .

PpPp

ПНОМ



ПНОМ

Если при быстром отводе слив из безштоковой полости осуществляется свободно без противодавления, то уравнение сил будет иметь вид:

PFp

ШНОМ

Площадь поршня штоковой полости определяется по уравнению:

 ,

НОМ

а площадь поршня со стороны безштоковой полости будет:

PpPp

ПНОМ

 .

НОМ

Если быстрый подвод осуществляется по дифференциальной схеме подключения гидроцилиндра, т.е. жидкость одновременно подается в обе полости гидроцилиндра, то при выполнении условия

площади што-

ковой и безштоковой поверхностей поршня определяются из системы уравнений:

 





FpPFp

ШНОМНОМ

FpPFp

ПШНОМ

как:







ПНОМ





)(

pPpP

НОМП

ПНОМ

При симметричной конструкции гидроцилиндра (двухштоковый













или безштоковый с шестеренчато-реечной передачей), а также при поворотном лопастном двигателе или гидромоторе уравнение сил (моментов сил) будет:

FpPpF

где



,max PPP 

Площадь поршня определяется из уравнения:





ема

Для гидромотора параметр

q , т.е. отношения максимального объема рабочих камер

имеет смысл удельного рабочего объ-

один оборот выходного вала к максимальному углу поворота

(

MAX

ДД

MAX

yVq  ), а

– это крутящий момент силы Н.

)(

ПНОМ

MAX

V за

MAX

y ;



2

1. Определяется диаметр живого сечения гидроцилиндра:

FD 13,1 , м.

2. Определяется диаметр штока:

FFd  13,1, м.

ШШ

Диаметр штока в двухштоковом гидроцилиндре принимается рав-

ным: с

ШТ

) по уравнению:



 , а диаметр поршня определяется (с учетом связи

ШТ

35,025,0



8775,09375,013,1  FD .

3. Полученные значения диаметров поршня и штока округляются до стандартных (ГОСТ 12447-80) в соответствии с параметрическими рядами (полученное расчетное значение четное значение

d – в меньшую).

ШТ

D округляется в большую сторону, а рас-

Стандартом установлены следующие ряды внутренних диаметров

цилиндра

D , мм:

основной ряд – 25, 32, 40, 50, 60, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 320, 400; дополнительный ряд – 28, 36, 45, 56, 63, 70, 90, 110, 140, 180, 220,

280, 360.

Для штоков установлены следующие значения диаметров

d , мм:

ШТ

основной ряд – 10, 12, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 60, 80, 100, 125, 160; дополнительный ряд – 14, 18, 22, 28, 36, 45, 56, 63, 70, 90, 110, 140,

180.

4. Рассчитывается максимальная сила тяги, развиваемая цилиндром

MAX

P , Н:

MAX



ppP 



ШТ

ППНОМ

ТД

При необходимости рассчитывается максимальный крутящий мо-









MAX

мент гидропривода

Н , Н·м:

H – момент сил трения, Н·м.

где

5. Определяется мощность, потребляемая гидродвигателем при рабо-

чем ходе

N, Вт:

где

– угловая частота вращения выходного вала гидромотора.

 – для гидромотора,

6. Определяется величина полного перемещения поршня:

MAX

– для гидроцилиндра;

РvN 

ДД

MAX

НN



ДД

 ,

HppqH  )(,

ТПНОМД

LLLLLLLL

ТРПРПТБПБПРБПМБП

)()(

где ходимый с максимальной скоростью при быстром подводе;

tvL 5,0 – путь разгона при быстром подводе; БПL – путь, про-

РБПРБП

L – путь

ТБП

торможения поршня гидроцилиндра при переходе на рабочую подачу;

L – путь, проходимый при рабочей подаче;

РП

L – путь торможения при

ТРП

рабочей подаче.

Для гидроцилиндров путь торможения при подходе в крайнюю по-

зицию может составлять (5÷15) мм. В соответствии с выбранными пара-

LdD

метрами

,, выбирается нормализованный силовой гидроци-

ШТ

линдр или проектируется новая нестандартная конструкция.

7. Проводятся проверочные расчеты на прочность стенок спроекти-

рованного силового гидроцилиндра по растягивающим напряжениям (после предварительного прочерчивания его конструкции):



3,14,0

где



– наружный диаметр цилиндра;

НАР



напряжение при растяжении стального корпуса;







][

РУ

= 40-60 МПа – допустимое

p – наибольшее расчет-

ное давление без учета гидравлических ударов и сотрясений, проявляемых в реальных условиях, которое выбирается из соотношений

НОМУ

(табл. 8.2).

Таблица 8.2

p , МПа

НОМ

2,5 6,0 16,0 25,0 64,0

2,0 5,0 13,0 20,0 50,0

ЗАДАНИЕ

По заданным условиям работы привода (табл. 8.3) рассчитать пара-

метры конструкции гидродвигателя.

Таблица 8.3

Задания для расчета гидрадвигателя

Полезная

нагрузка

Вариант

кН

Масса

подвиж-

движ-

ных

частей

, кг

Коэффициент

трения

Рассчетное

давление

, МПа

НОМ

Скорость рабочего органа, м⁄с

БП

1РП

2РП

БО

Длина хода рабочего

органа, м Механи-

Полный

ход L

Рабочий

ход L

ческий

КПД

привода

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 1 50 50 0,1 0,05 0,6 0,42 0,08 0,17 0,350 0,050 0,9 2 600 100 0,2 0,06 6,3 0,17 0,01 0,22 0,300 0,100 0,95 3 700 150 0,15 0,07 12,5 0,23 0,05 0,25 0,200 0,100 0,85 4 800 200 0,25 0,08 15,0 0,12 0,08 0,05 0,20 0,300 0,050; 0,030 0,95 5 900 250 0,18 0,09 6,3 0,23 0,005 0,25 0,250 0,075 0,85 6 100 300 0,2 0,1 12,5 0,30 0,001 0,12 0,400 0,8 7 1100 400 0,15 0,05 15,0 0,17 0,02 0,23 0,500 0,85 8 1200 350 0,25 0,06 6,3 0,23 0,003 0,30 0,350 0,9

9 1300 450 0,1 0,07 12,5 0,12 0,04 0,17 0,300 0,95 10 1400 500 0,2 0,08 15,0 0,23 0,06 0,23 0,200 0,9 11 150 50 0,15 0,09 0,6 0,35 0,07 0,01 0,12 0,300 0,070; 0,015 0,95 12 1600 100 0,25 0,1 6,3 0,42 0,002 0,05 0,23 0,250 0,050; 0,010 0,85 13 1700 150 0,17 0,05 12,5 0,23 0,08 0,08 0,35 0,550 0,080; 0,030 0,95 14 180 200 0,2 0,06 15,0 0,12 0,01 0,005 0,42 0,100 0,020; 0,010 0,85 15 190 250 0,15 0,07 12,5 0,23 0,05 0,23 0,150 0,8 16 200 300 0,25 0,08 15,0 0,30 0,08 0,12 0,700 0,85 17 210 400 0,11 0,09 20,0 0,17 0,005 0,23 0,250 0,9 18 220 350 0,15 0,1 12,5 0,23 0,001 0,30 0,400 0,95 19 230 50 0,1 0,05 12,5 0,12 0,02 0,23 0,700 0,9 20 240 45 0,2 0,06 15,0 0,17 0,003 0,30 0,250 0,95 21 250 50 0,15 0,07 6,3 0,23 0,04 0,01 0,17 0,400 0,050; 0,030 0,85

№9



абота

Гидравлический расчет

пневматических и гидравлических

двухпозиционных приводов

Цель работы:

ческого расчета, оптимизации и выбора параметров пневматических и гидравлических элементов,

изучить методику гидравли-

Практическая

1.1. Гидравлический расчет привода

Следующий этап, после энергетического проектного расчета двухпозиционного привода с релейным управлением, заключается в определении проходных сечений трубопроводов, аппаратов и гидравлических потерь давления при течении рабочей среды. При этом необходимо отметить существенное противоречие, возникающее при выборе трубопроводов и аппаратов. С уменьшением проходного сечения габаритные размеры и масса трубопроводов чих равных условиях увеличиваются, поэтому цель гидравлического расчета привода – обеспечить минимальные массы и габаритные размеры трубопроводов и аппаратов при допустимых гидравлических потерях энергии. Возникающая на данном этапе проектирования оптимизационная задача решается методом последовательных приближений.

При первом приближении проходное сечение трубопроводов и ратов выбирают на основании рекомендуемых значений скорости течения рабочей среды. Далее, оценивают массогабаритные показатели трубопроводов и аппаратов и рассчитывают гидравлические потери в них. Допустимые гидравлические потери давления принимают при энергетическом расчете привода в виде гидравлического КПД линий и аппаратов

Во втором приближении проходное сечение корректируют в соответствии с проведенной оценкой первого варианта и вновь выполняют выбор трубопроводов и аппаратов, рассчитывают гидравлические потери давления. В большинстве случаев двух-трех приближений достаточно для достижения поставленной оптимизационной задачи.

Исходными данными при расчете проходного сечения трубопроводов и аппаратов служат расстояния дельный объемный или массовый расход рабочей среды. Число и типы аппаратов и трубопроводов определяют на основании составленной в результате структурного синтеза в самом начале проектирования привода принципиальной схемы. Длины участков трубопроводов устанав-

уменьшаются, а гидравлические потери давления при про-

проектирования гидропневмосистем двухпозиционных приводов.

аппа-

ГА

между агрегатами привода и пре-

ливаются приближенно в соответствии с предполагаемой компоновкой

















привода на машине.

На рис. 9.1 показана упрощенная гидравлическая схема двухпозиционного гидропривода с релейным управлением. Насосная станция содержит бак 1, насос 2 и предохранительный клапан 3. В напорной линии гидропривода расположены первый участок 4 напорного трубопровода, фильтр 5, второй участок 6 напорного трубопровода, обратный

клапан 7, гидрораспределитель 8 с электрическим управлением и участок 9 напорного трубопровода. К сливной линии гидропривода относятся участок 11 сливного трубопровода, тормозной дроссель 12, участок 14 сливного трубопровода, гидрораспределитель 8, участок 15 сливного трубопровода и подпорный клапан 16. Длины участков определяются приближенно в соответствии с предполагаемой компоновкой

привода в машине.

Рис. 9.1

Гидравлические потери давления в приводе рассчитывают отдельно для напорной и сливной линий. Это необходимо для последующего определения гидравлического КПД трубопроводов и аппаратов

)()(

при

 , (9.1)

ppp 

, 1

АТННОМ

рp

АТВ

pHq

pppp

ВННСДДГА

;

,)(

(9.2)

ДМГАНОМДД

по уравнению:

ГА

где



































p – номинальное давление рабочей среды; АТP – атмосферное дав-

НОМ

ление.

Уравнения связей между давлениями имеют вид:

ppp

;

где

емного двигателя;

p – давления в напорной и сливной (выхлопной) камерах объ-

– гидравлические потери давления при те-

АТНОМН

ppp

(9.3)

ДНД

ppp

САТС

чении рабочей среды в напорной и сливной (выхлопной) линиях привода.

Для расчета гидравлических потерь давления жидкости удобно пользоваться объемным расходом. При течении газов в трубопроводах и аппаратах вследствие существенного изменения плотности приходится использовать массовый расход рабочей среды.

Объемные расходы рабочей среды в

напорной и сливной (выхлоп-

ной) линиях объемного привода определяются по формулам:

Удельный рабочий объем ся скорость

 (9.4)

q двигателя и предельная установившая-

vv  движения выходного звена определены в процессе

ПД

энергетического расчета привода. Объемный КПД

vqQvqQ

ДОДДДСДОДДД

двигателя находит-

ДО

ся по данным каталогов и справочников на гидро- и пневмооборудование.

 ;

ДДД

. (9.5)

ССС

Плотность газов в напорной и выхлопной камерах пневмодвигателя определяются по уравнениям состояния идеальных газов (Клайперона):

;

RTр

ДДД

RTр

. (9.6)

ССС

При наиболее распространенном изотермическом процессе течения газов в трубопроводах температура в камерах двигателя при установившемся движении выходного звена выравнивается и становится близкой к температуре окружающей атмосферы

Удельная газовая постоянная для сухого воздуха

ТТТ 

АТСД

Дж/(кг·К).

287

, поэтому можно принять

АТ

Ориентировочные значения давления в камерах объемного двигателя

p и Сp при установившемся движении выходного звена с предельной

скоростью

v и внешней нагрузкой ВH можно найти, пользуясь зависимо-

стями (9.3), (9.4) и (9.6) и приняв определенное значение соотношения гидравлических потерь давления в напорной и выхлопной линиях:



. (9.7)

СДp

Совместно решив названные выражения с учетом



















и приняв, что

.)(;)()1(

(9.8)

СДДМДДДАТpДГАНОМС

АТВН

 ,1





pppp

получим:

АТНАТДН

pqHpppp





В первом приближении значение гидравлического КПД

трубо-

ГА

проводов и аппаратов назначается таким, каким оно было принято при энергетическом расчете привода. Сила (момент сил) на выходном звене объемного двигателя при установившейся предельной скорости движения

принимается равной внешней нагрузке: ношение гидравлических потерь

давления в линиях привода назнача-

p

. Предполагаемое соот-

ВД

ется в первом приближении равным обратной величине квадрата соотношения эффективных площадей рабочих камер объемного двигателя:





Объясняется это тем, что гидравлические потери давления про-

Дp



порциональны квадратам скоростей рабочей среды в линиях привода. При втором приближении значение

можно уточнить по результатам гид-

p

равлического расчета.

После определения исходных данных рассчитывают проходные сечения и выбирают в первом приближении типоразмеры трубопроводов и аппаратов. Основной параметр трубопроводов гидро- и пневмоаппаратов – условный проход

d , под которым подразумевают диаметр круга с площа-

дью, равной проходному сечению трубопровода или канала в корпусе. У трубопроводов с круглым проходным сечением условный проход

со-

ответствует диаметру d внутренней цилиндрической поверхности. У гидрои пневмоаппаратов (распределителей, обратных клапанов, дросселей, фильтров) за условный проход

d обычно принимают диаметр круга, площадь

которого равна минимальной площади проходного сечения устройства. Присоединительная арматура также характеризуется условным проходом. В соответствии с условным проходом на трубопроводах, арматуре и в аппаратах нарезают присоединительную резьбу. Таким образом, обеспечивают совместимость элементов привода при сборке.

В первом приближении требуемый условный проход

d определяют

на основании рекомендуемых скоростей течения рабочей среды в трубопроводах гидро- и пневмоприводов. При нагнетании скорость течения рабочей жидкости

u допускается до 3,5 м/с при давлениях до 2,5 МПа; на

коротких участках трубопроводов в места сужения – до 5,5 м/с при давлениях до 6 МПа. Для напорных трубопроводов гидроприводов рекомендуемая средняя скорость

= 50 м/с. Для всасывающих трубопроводов допускается скорость дви-

жения жидкости

u = (1,5÷2,0) м/с. Внутренний диаметр трубопровода,

соответствующий расходу

u = 5 м/с, для пневмоприводов можно принять

и скорости движения жидкости

u ,

100

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 910 / 1610 11 12 13 14 15 16 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]