7. Определение основных геометрических параметров исполнительных механизмов

Основными геометрическими параметрами исполнительных механизмов являются:

• для гидроцилиндров: диаметр поршня D, диаметр штока d и ход S выходного звена;

• для гидромоторов: рабочий объем q_ГМ.

7.1. Расчет и выбор гидроцилиндра

Расчет производится на основе заданных величин:

• рабочее давление p_раб ;

• полезная нагрузка на гидроцилиндр F_ГЦ ;

• рабочий ход выходного звена S_ГЦ ;

• скорость выходного звена при прямом ₁ и обратном ₂ ходе, или время прямогоt₁ и обратногоt₂ хода.

Под рабочим давлением p_раб понимают действительное давление в приводе, достаточное для преодоления исполнительными механизмами действующих на них нагрузок. Значение рабочего давления в гидроприводе устанавливают с некоторым запасом, который при необходимости может быть использован в процесс отладки оборудования. Как правило, рабочее давление несколько ниже выбранного номинального

p_раб (0,8...0,9)p_ном.

Для предварительного расчета диаметра гидроцилиндра можно воспользоваться формулой:

,

где η_гц - общий КПД гидроцилиндра ( η_гц =0,85…0,95).

Определим рабочее давление и диаметр гидроцилиндра

p_раб = 0,9p_ном = 0,9ּ10 = 9МПа = 9ּПа;

= 0,152м = 152мм

Полученное расчетным путем значение диаметра гидроцилиндра D, заменяют на ближайшее большее значение из стандартного ряда. Стандартные диаметры цилиндров по ГОСТ 6540-68, мм: 5; 8; 10; 14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360; 400; 500; 630; 800.

Принимаем диаметр цилиндра D = 160 мм.

По каталогу фирмы Duplomatic Oleodinamica S.p.A. (www.duplomatic.com) выбираем гидроцилиндр НС 3F-160/100 с диаметром D=220 мм, диаметром штока d = 100 мм.

или

Если же скорость или время опускания по техническом заданию не заданы, то диаметр штока выбирается конструктивно при выборе гидроцилиндра по каталогу.

По каталогу фирмы Duplomatic Oleodinamica S.p.A. (www.duplomatic.com) выбираем гидроцилиндр НС 3F-160/100 с диаметром D=160 мм, диаметром штока d = 100 мм.

Проведем расчет продольной устойчивости штока. Приложение к цилиндру чрезмерной осевой нагрузки может привести к продольному изгибу штока, т.е. потери устойчивости в осевом направлении (рис.7.3). Критическое усилие, приводящее к продольному изгибу, определяется по обобщенной формуле Эйлера ,

где E – модуль упругости (для стали E = 2,1 10⁵ МПа = 2,1 10⁵ 10⁶ Па);

J – момент инерции штока ( J 0,0491 d², где d – диаметр штока, м);

l- длина нагруженного участка цилиндра, м;

λ- коэффициент приведения длины, учитывающий способ монтажа цилиндра (при жестко закрепленном цил. с незакрепленным штоком λ = 2).

Рисунок 7.2 – Присоединительные размеры гидроцилиндра НС 3F – 160/100

Выбранный цилиндр при полном выдвижении штока имеет длину= 1215 мм (см.рис. 1.2).

Таким образом

=172166058 Н.

Максимально допустимая величина нагрузки на шток определяется из соотношения

,

где К_зап – коэффициент запаса по прочности (К_зап = 3,5).

Тогда

==49190302, 29Н49,2ּкН.

Поскольку Fдоп >> FГЦ , то условие устойчивости гидроцилиндра соблюдается.

Определим расход жидкости в гидроцилиндре при подъеме стрелы.

Q_ГЦ=Аּv₁

где A – площадь поршня в поршневой полости (м²)

A=м²

Q_ГЦ= 0,02ּ 0,0925 ּ0,00185 м³/с = 111 л/мин.

7.2. Расчет и выбор гидромотора механизма поворота

При расчете гидромоторов заданными величинами являются:

• рабочее давление p_раб ;

• нагружающий момент на валу гидромотора M_КР ;

• частота вращения выходного вала n.

Развиваемый гидромотором крутящий момент, Н м, рассчитывают по формуле:

,

где q_ГМ - рабочий объем гидромотора, см³;

_ГМ - общий КПД гидромотора ( _ГМ =0,8…0,93).

Отсюда

.

Рассчитаем рабочий объем гидромотора механизма поворота

.=5,9см³

По каталогу Parker «Шестеренные гидромоторы серии PGM» выбираем гидромотор PGM 511 А 0060 (стр.4 каталога) с рабочим объемом q_ГМ1 8,6 см³ = 0,009 л.

Рисунок 7.5 – Технические характеристики и размеры гидромотора PGM 511

Расход в гидромоторе механизма поворота

Q_ГМ1= q_ГМ1n_ГМ1 η_ГМ = 9ּ10³ ּ1909,86ּ 0,9=15,5 л/мин.

Крутящий момент

=7,04Нм.

7.3. Расчет и выбор гидромотора грузовой лебедки

Рассчитаем рабочий объем гидромотора грузовой лебедки

м² .

По каталогу Parker «Героторные гидромоторы серии TF / TG / TH / TK» выбираем гидромотор TF 0130 (стр.5 каталога) с рабочим объемом q_{ГМ 2} 199 см³ = 0,199 л.

Рисунок 7.7 – Технические характеристики и размеры гидромотора TF 0130

Определим расход в гидромоторе механизма поворота

Q_{ГМ 2=} q_{ГМ 2}n_{ГМ 2} η_ГМ = 128 ּ10³ ּ509 ּ0,9= 58,64 л/мин.

Крутящий момент

==150,1Нм.

Суммарный расход в гидросистеме при одновременной работе всех гидродвигателей

Q_Σ = Q_ГЦּQ_ГМ1ּQ_ГМ2 = 111+10,3+58,64=179,94 л/мин.

Суммарный расход больше подачи насоса,

Q_Σ > Q_Н ;

179,94 л/мин > 169,3 л/мин.

Поэтому для увеличения подачи насоса необходимо выбрать однотипный насос с большим рабочим объемом.

По каталогу фирмы Parker (http://www.parkerhannifin.ru) «Промышленные гидравлические насосы Т7/Т67/Т6С» (стр.6) выбираем пластинчатый одиночный насос Т7E – 062 с рабочим объемом q_Н = 196,7 см³.

Характеристики насоса Т7E – 062	Значение
Рабочий объем	qН	196,7 см3;
Максимальное рабочее давление	pmax	210 бар;
Максимальная частота вращения вала	nmax	2200 об/мин.
Внутренние утечки	QН	7 л/мин (24 сСт); 14 л/мин (10 сСт);
Гидромеханические потери	Nпот	2 кВт.

Пересчитаем теоретическую подачу насоса

Q_Т = 10^-3 ּ196,7ּ1000=196,7 л/мин,

тогда действительная подача насоса

Q_Н = 196,7ּ14-182,7 л/мин.

Суммарный расход в гидросистеме меньше подачи насоса,

Q_Σ < Q_Н ;

179,94 л/мин < 182,7 л/мин,

Таким образом, подача насоса обеспечит движение исполнительных звеньев гидродвигателей с требуемыми скоростями.