- •Содержание:
- •1 Условие работы гидропривода с цикловым управлением.
- •2.Исходные данные для расчета гидропривода.
- •3.Определение скоростей движения выходного звена гидропривода
- •4.Определение внешних нагрузок на выходном звене гидропривода.
- •5.Мощность на выходном звене привода.
- •6.Назначение номинального давления.
- •7. Выбор марки рабочей жидкости.
- •8. Определение параметров объемного гидродвигателя.
- •9.Выбор типоразмера гидроцилиндра.
- •10. Определение объёмных расходов рабочей среды в камерах гидроцилиндра по переходам.
- •11. Расчет требуемых величин подачи рабочей жидкости насосной установкой в разные периоды работы привода.
- •12.Определение проходных сечений трубопроводов и аппаратов.
- •13 Выбор гидроаппаратуры
- •14 Расчёт гидравлических потерь давления (уточнённый расчёт гидросистемы)
- •15. Расчёт избыточного давления жидкости на выходе из насоса.
- •16 Выбор насосной установки
- •17. Расчет мощности на приводном валу насоса и кпд гидропривода.
- •18.Тепловой расчёт гидропривода
- •19.Проверочный расчёт гидропривода
7. Выбор марки рабочей жидкости.
Выбор марки минерального масла определяется температурными условиями, режимом работы гидропривода и его номинальным давлением, которым должно соответствовать важнейшее физическое свойство масла – вязкость; завышение или занижение вязкости масла приводит к ухудшению эксплуатационных свойств гидропривода.
Для гидроприводов с легким режимом работы и меньшим номинальным давлением следует применять масла с меньшей вязкостью, чем для гидроприводов с тяжелым режимом работы и большим номинальным давлением. Так, при прочих равных условиях. при номинальном
давлении до 7 МПа рекомендуемая вязкость масла (0,2… 0,4)10-4 м2с (при 500С), а при давлении 7-20 МПа (0,6….1,1)10-4 м2с.
Принимаем по ГОСТ ТУ38101413-78 марку масла ИПГ-30. вязкостью при 50°С.
8. Определение параметров объемного гидродвигателя.
Главный параметр гидроцилиндра - эффективная рабочая площадь поршня (м2). Расчет ведется по максимальной силе, В нашем случае , следовательно:
где - механический КПД гидроцилиндра, учитывающий влияние сил трения поршня и штока о корпус гидроцилиидра. В формулу подставляют приближенное значение механического КПД. Ориентиром могут служить экспериментальные значения, принимаем =0,95.
- гидравлический КПД аппаратов и соединительных гидролиний. Эта величина отражает потери давления при течении жидкости от насоса к гидродвигателю и обратно. Для приводов с расчетной мощностью на выходном звене 0,5... 5 кВт в первом приближении можно принять 0,75... 0,9. Принимаем =0.8. Выбранное принимается в качестве допустимого значения гидравлических потерь привода.
После определения эффективной рабочей площади поршня рассчитываем внутренний диаметр гидроцилиндра D.
Для поршневой рабочей полости цилиндра D (м) находят по формуле:
9.Выбор типоразмера гидроцилиндра.
В соответствии с рассчитанным внутренним диаметром гидроцилиндра (D=0.0715м) и длине рабочего
хода (Lр.х = 0.2м), выберем гидроцилиндр из каталога
Принимаем гидроцилиндр ЦРГ 90х45х200
Механическое КПД 0.95
Объемное КПД 1
Уточняем значения площадей поршневой и штоковой полостей гидроцилиндра
Действительный коэффициент асимметрии гидроцилиндра:
где -полость высокого давления,
-полость низкого давления.
10. Определение объёмных расходов рабочей среды в камерах гидроцилиндра по переходам.
Объёмные расходы Q (лмин) определяются по формулам:
При втягивании штока:
;
11. Расчет требуемых величин подачи рабочей жидкости насосной установкой в разные периоды работы привода.
Расход масла через гидроцилиндр будет отличаться от подачи насоса утечками масла в гидроаппаратах . С учетом объемных потерь в аппаратах (в первом приближении можно принять = 0,92...0,96) величина подачи рабочей жидкости насосом определяется по формулам:
=0.94 ;
;
.
Диаграмма подач по переходам