Содержание

1

СОДЕРЖАНИЕ 2

1 РАСЧЕТ И ВЫБОР ГИДРОЦИЛИНДРА 3

1.1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА ПОРШНЯ И ШТОКА ГИДРОЦИЛИНДРА 3

1.2 ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ВЫБОР ГИДРОЦИЛИНДРА 6

1.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДА ЖИДКОСТИ, НЕОБХОДИМОГО ДЛЯ ПОЛУЧЕНИЯ СКОРОСТИ ПЕРЕМЕЩЕНИЯ РАБОЧЕГО ОРГАНА 7

1.4 ВЫБОР НАСОСА 8

2 ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОПРИВОДА 9

3 РАСЧЕТ ТРУБОПРОВОДОВ ГИДРОСИСТЕМЫ 11

3.1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРОВ ВСАСЫВАЮЩЕГО, НАПОРНОГО И СЛИВНОГО ТРУБОПРОВОДОВ 11

3.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЩИХ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ, ДАВЛЕНИЯ И ПОДАЧИ НАСОСА, УТОЧНЕНИЕ ВЫБОРА НАСОСА 13

4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СКОРОСТИ РАБОЧЕГО И ХОЛОСТОГО ХОДА, ВРЕМЕНИ ДВОЙНОГО ХОДА ПОРШНЯ СО ШТОКОМ ЦИЛИНДРА 19

5 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ГИДРОПРИВОДА 20

6 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ГИДРОПРИВОДА 21

7 ПОСТРОЕНИЕ ПЬЕЗОМЕТРИЧЕСКОЙ ЛИНИИ 22

ПРИЛОЖЕНИЕ А 25

1 Расчет и выбор гидроцилиндра

1.1 Определение диаметра поршня и штока гидроцилиндра

Рисунок 1 – Расчетная схема гидроцилиндра с односторонним штоком

В период установившегося движения суммарная нагрузка на штоке:

P_уст=Р_п+Р_т+Р_тц (1)

где Р_п – полезное передаваемое усилие, Н;

Р_т – сила трения в направляющих станка, Н;

Р_тц – сила трения в цилиндре, Н.

Сила трения вычисляется по формуле (2):

Р_т= + (2)

где ₁ – коэффициент трения при установившемся движении (₁=0,06);

 – угол наклона направляющих станка к вертикальной оси (=45);

–нормальная составляющая полезного усилия, прижимающая рабочий рган станка к станине.

G– вес подвижных частей. G=mg; G=2659,81=2599,65 Н.

P_т

Сила трения поршня в цилиндре определяется по формуле (3):

Р_тц= (3)

где _мц – механический КПД гидроцилиндра учитывающий потери на трение поршня в цилиндре и штока в уплотнении (_мц=0,95);

P_тц

Подставляя значения в формулу (1), получаем:

P_уст=23000+282,44+1210,53=24492,97Н

В период разгона при отсутствии полезного усилия, суммарная нагрузка на штоке равна:

P_раз=Р_и+Р_т+Р_тц+Р_иж (4)

где Р_и– сила инерции подвижных частей, Н;

Р_иж – сила инерции столба жидкости от насоса до гидробака в напорной и сливной линиях, Н. Однако, этой силой можно пренебречь в связи с малой массой жидкости по сравнению с массой подвижных частей.

Сила инерции подвижных частей определяется по формуле (5):

Р_и= (5)

где _px – скорость перемещения рабочего органа, м/с;

m – масса подвижных частей, кг;

t – время ускорения от нуля до наибольшей скорости стола (t=0,2с).

P_и=

Силу трения в период разгона определяем по формуле (2) при коэффициенте трения покоя ₂=0,15):

P

_т=

Силу трения поршня в цилиндре Р_тц определяем по формуле (3):

Р_тц=1210,53Н 

Суммарная нагрузка на штоке в период разгона, равна:

P_раз=198,75+706,09+1210,53=2115,37Н

P_уст= 24492,97Н

Р_раз=2115,37 Н

По суммарной нагрузке Р, преодолеваемой штоком гидроцилиндра в период установившегося режима и в период разгона, устанавливается наибольшее ее значение:P=P_уст=24492,97 Н.

Давление в цилиндре принимаем р=3,0 МПа.

Для цилиндра с односторонним штоком предварительный диаметр поршня определяется по формуле (6):

D==101,96мм (6)

Диаметр штока определяется, исходя из условия d=0,5D. Диаметр штока равен: d=0,5∙101,96=50,98мм

Руководствуясь ГОСТ 12447-80, принимаем стандартные параметры цилиндра, которые приведены в таблице 1

Таблица 1 – Номинальные параметры гидроцилиндра

Давление р, МПа	Диаметр поршня D, мм	Диаметр штока d, мм
3,0	100	50