Главная страница

Содержание

Введение

Некоторые вопросы проэктирования схем гидропривода

Определение основных параметров гидроприводов поступательного движения

Определение основных параметров гидроприводов вращательного движения

Определение КПД гидропривода

Расчет объема гидробака

Построение нагрузочной характеристики гидропривода

Выбор исходных данных

Список рекомендуемой литературы

Приложение 1

Приложение 2

Приложение 3

Приложение 4

Приложение 5

2. Определение основных параметров гидроприводов поступательного движения


Расчеты гидроприводов поступательного движения поясним применительно к схеме гидропривода, представленной на рис.2.

Рис.2.1 Схема гидропривода поступательного движения

Заданными величинами являются:
- усилие R, приложенное к штоку поршня;
- ход S поршня;
- длины труб l1 и l2, с помощью которых соединяются все элементы привода;
- время рабочего tР и обратного (холостого) tХ хода поршня;
- рекомендуемый для использования в системе насос (регулируемы или нерегулируемый);
- сорт масла, используемый в ГП;
- допустимая температура масла ТМ и температура окружающей среды ТО.

Решение задачи необходимо начать с определения давлений в полостях силового цилиндра и выбора его диаметра. Обозначим полезные площади силового цилиндра через F1 и F2, а давления в этих полостях через P1 и P2:

где D и d - диаметры силового цилиндра и штока поршня.

Составим уравнение равновесия поршня силового цилиндра, пренебрегая силами инерции:

P1 F1 = P2 F2 + R + T

где T - сила трения, приложенная к поршню.

Применительно к гидроприводу, представленному на рис.2, давление P1 в поршневой полости определится:

P1 = PH - ΔPзол 1 - ΔP1

а давление P2 в штоковой полости

P2 = ΔPзол 2 + ΔP2 + ΔPДР + ΔPФ

где PH - давление развиваемое насосом, МПа;
ΔPзол 1 и ΔPзол 2 - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;
P1 и P2 - перепады давлений в трубах l1 и l2, МПа;
ΔPДР - перепад давления на дросселе, МПа;
ΔPФ - перепад давления на фильтре, МПа.

Определим площади гидроцилиндра F1 и F2, используя соотношения

где υПР и υПХ -скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Преобразуем (2.4) к виду

Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле

Q = υ П · F

Если расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то

Q = υ ПP · F1 и Q = υ ПX · F2

поэтому

Из этого следует, что:

откуда

Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:

Подставляя выражения площадей F1 и F2 в (2.1), сможем определить диаметр поршня

или

Следовательно, для определения диаметра поршня цилиндра D нужно найти силу трения T и перепады давлений. Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре и лежит в диапазоне

T = (0.02...0.01)R

Для определения перепадов давлений воспользуемся справочными данными, приведенными в табл.2.1

Таблица 2.1
Справочные данные для определения перепадов давлений
в гидроаппаратуре при номинальном расходе*
(Здесь и далее параметры, обозначенные *, относятся к номинальным)
Гидроаппаратура
Перепад давлений, МПа
Гидроаппаратура
Перепад давлений, МПа
Золотник0,2Клапан редукционный0,5
Обратный клапан0,15Гидроклапан давления0,6
Дроссель

0,3

Напорные золотники0,3
Регулятор потока (скорости)0,3 (0,5)Фильтр пластинчатый0,1

Применительно к гидроприводу, представленному на рис.2, перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом

ΔPзол 1 = ΔPзол 2 = 0,2 МПа;
ΔPДР = 0,3 МПа;
ΔPФ = 0,1 МПа.

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ΔP1 = ΔP2 = 0,2 МПа.

Схемой гидропривода, представленной на рис.2.1, предусматривается нерегулируемый насос. В приложении 7 приведены таблицы с техническими характеристиками насосов и гидромоторов. Выбор насоса производим по номинальному давлению P* и подаче Q.

В зависимости от выбранного насоса, задавшись давлением PН , по формуле находим диаметр D силового цилиндра и в соответствии с ГОСТ 12447-80 округляем до ближайшего стандартного значения в большую сторону.

Стандартные диаметры цилиндров, 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.

По данным [12, с.62], давление в гидроцилиндре назначается ориентировочно в зависимости от величины полезного усилия R.

При R = 10…20 кН давление PН 1,6 МПа;
при R = 20…30 кН - PН 3,2 МПа;
при R = 30…50 кН - PН 6,3 МПа;
при R = 50…100 кН - PН 10 МПа.

Основные параметры гидроцилиндров по ОСТ 22-1417-79 можно принять также из [14, с.90-91].

Для штоков, работающих на сжатие, должно соблюдаться условие S < 10D. При S > 10D шток следует проверить на продольный изгиб. Величину заделки штока принимают равной диаметру D гидроцилиндра, а длину образующей поршня 0,8D. Расчет штока гидроцилиндра на продольный изгиб см. [9, с.92], а демпферного устройства [9, с.93].

Толщину δ стенки гидроцилиндра можно определить по формуле Ляме [12, с.64]:

а при по формуле

Допускаемые напряжения на растяжение принимаются равными для стали [σ] = 50…60 МПа (1·106 Н/м2), для чугуна [σ] = 15 МПа (1·106 Н/ м2). Коэффициент запаса k = 1,25…2,5.

Далее определяется расход жидкости, поступающей в левую поршневую полость силового цилиндра,

где υПР - скорость перемещения поршня, м/с.

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле:

QH = (QЦ + ΔQЦz + ΔQзол + ΔQПК

где ΔQЦ - утечки жидкости в силовом цилиндре;
ΔQзол - утечки в золотнике;
ΔQПК - утечки через предохранительный клапан;
z - число гидроцилиндров.

Утечки через предохранительный клапан примем ΔQПК = 0,1QН. Утечки в силовом цилиндре ΔQЦ приведены в табл.2.2, в золотнике ΔQзол - в табл.2.3.

Таблица 2.2
Основные параметры гидроцилиндров
Основные параметры
Диаметр цилиндра D, мм
405063708090100110125
Номинальный расход Q*, л/мин20254050505080100100
Максимальное (теоретическое)
толкающее усилие, кН
7.7512.018.823.73139.248.558.675.8
Ход поршня до… , мм200200200300400630630630800
Утечки ΔQЦ при давлении
P*=6,3 МПа, см3/мин
253240455056637080
Таблица 2.3
Утечки жидкости в золотнике
Диаметр условного прохода, мм
8
10
12
16
20
32
Утечки ΔQзол при давлении P*=6,3 МПа, см3/мин
50
100
150
200
250
300

Если P1 отличается от P* , то действительные утечки жидкости в силовом цилиндре и в золотнике можно найти из выражений

Подставим полученные значения QЦ 1, QЦ, Qзол, QПК в уравнение (2.11) и найдем QН. Для подбора насоса обратимся к прил.7. Так как QН = qnη0, то рабочий объем насоса

где n - частота вращения ротора насоса;
η0 - объемный КПД насоса.

В технических характеристиках насосов указаны номинальные значения объемного КПД η0* при номинальном давлении P*. Если PН отличается от P*, то действительный объемный КПД можно найти из выражения

Вычислив η0, находим согласно (2.12) рабочий объем q, и по нему подбираем насос. После этого уточняем расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в приемный бак:

Таблица 2.4
Рекомендуемые значения скорости рабочей жидкости
PH, МПа
2,5
6,3
16
32
63
100
υРЖ, м/с
2
3,2
4
5
6,3
10

Имея в виду, что

где - внутренний диаметр труб, получим

Найденное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного в большую строну согласно ГОСТ 16516-80 [14, с.7]. Стандартные значения внутреннего диаметра труб: 1; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250.

В гидроприводе применяются стальные бесшовные холоднодеформированные трубы по ГОСТ 8734-75, медные трубы по ГОСТ 617-72, алюминиевые трубы по ГОСТ 18475-82, латунные трубы по ГОСТ 494-76 [14, с.351] и рукава высокого давления по ГОСТ 6286-73 [14, с.363], [2, с.253].

Технические характеристики жестких и эластичных трубопроводов, поворотных соединений трубопроводов подробно изложены в [6, с.195 202].

Уточнив значение , находим среднюю скорость движения жидкости в трубах:

Зная расходы и ориентировочные величины давлений, приступим к выбору гидроаппаратуры.

2.1. Подбор гидроаппаратуры

Согласно выбранной схемы гидропривода, а также учитывая значения расходов и давлений, произведем подбор гидроаппаратуры. Для конкретизации в качестве расчетного условно принят расход Q = 20 л/мин. Применительно к гидроприводу, представленному на рис.2.2, необходимо выбрать предохранительный клапан, распределительный золотник, дроссель и фильтр. Все данные по выбранной аппаратуре сводим воедино на примере табл.2.5.

Таблица 2.5
Утечки жидкости в золотнике
Гидроаппаратура
Кол-
во
Тип
Расход,
л/мин
Давление,
МПа
Перепад
давлений,
МПа
Предохранительный клапан
1
Г52-22
20
6.3
0.15
Золотник с ручным управлением
1
ПГ74-22
20
20
0.2
Дроссель
1
ПГ-77
20
20
0.3
Фильтр сетчатый
1
С42-51
16
0.63
0.1

Из табл. 2.5 видно, что выбранные предохранительный клапан, золотник с ручным управлением и дроссель соответствуют расчетному расходу, а фильтр имеет пропускную способность 16 л/мин, что меньше расчетного, поэтому в гидросистему необходимо параллельно включить два фильтра. При этом перепад давлений на фильтрах составит

здесь

где n - число фильтров.

Таким образом, был произведен подбор гидроаппаратуры, которая удовлетворяет расчетным данным и по расходу и по давлению.

При определении перепадов давлений исходят из расходов, на которые рассчитана гидроаппаратура. Действительные расходы отличаются от справочных. Поэтому необходимо уточнить значения перепадов давлений.

Перепады давлений на золотнике можно найти из выражений

где ΔP*зол - перепад давлений на золотнике при расходе Q*зол;
QЦ1 - расход жидкости в полость нагнетания цилиндра;
QЦ2 - расход жидкости из полости слива.

Аналогично могут быть уточнены значения Р и для другой гидроаппаратуры. Однако при подсчете перепада давления на фильтре величины

Для вычисления расхода QЦ2 жидкости, вытекающей из штоковой полости, необходимо найти по формуле диаметр штока d, округлить его значение до ближайшего стандартного в большую сторону по ГОСТ 12447-80 (см. выше) и найти расход

Далее вычисляем средние скорости течения масла в трубах l1 и l2 (см. рис.2) . Средняя скорость течения жидкости РЖ 1 была уже определена по (2.16). Если диаметры труб одинаковые, то

Найдем перепады давлений в трубах. Для этого вычислим числа Рейнольдса:

Зная, чему равна кинематическая вязкость v50º масла при температуре 50ºС, найдем его значение при температуре ТМ по формуле:

или по справочнику.

В табл. 2.6 приведены значения n, а в табл. 2.7 - значения вязкости масла в стоксах (1·10-4 м2/с).

Таблица 2.6
Значения показателей степени n в формуле (2.19)
v50º·10-4, м2
n
v50º·10-4, м2
n
0,028
1,39
0,373
2,24
0,0625
1,59
0,451
2,32
0,09
1,72
0,529
2,42
0,118
1,79
0,606
2,49
0,212
1,99
0,684
2,52
0,293
2,13
0,8
2,56
Таблица 2.7
Кинематическая вязкость некоторых индустриальных масел
Масло индустриальное
t, ºС
ρ, кг/м3
v50º·10-4, м2
И-5
50
890
0,04…0,05
И-8
50
900
0,06…0,08
И-12
50
880
0,10…0,14
И-20
50
885
0,18
И-25
50
890
0,24…0,27
И-30
50
890
0,28…0,33
И-40
50
895
0,35…0,45
И-45
50
900
0,42
И-50
50
910
0,50
И-70
50
910
0,65…0,75
И-100
50
920
0,90…1,18

Для дальнейших расчетов необходимо определить безразмерный коэффициент гидравлического трения, который зависит от режима течения жидкости.

При ламинарном режиме Т.М. Башта [3, с.29] для определения коэффициента гидравлического трения λ рекомендует при Re<2300 применять формулу

а при турбулентном режиме течения жидкости в диапазоне Re = 2 300…100 000 коэффициент λ определяется по полуэмпирической формуле Блазиуса

Если

где ΔЭ - эквивалентная шероховатость труб (для новых бесшовных стальных труб ΔЭ = 0,05 мм, для латунных - ΔЭ = 0,02 мм), то коэффициент гидравлического трения определяется по формуле А.Д. Альтшуля

Определив коэффициенты гидравлического трения &lambda, находим перепады давлений в трубах:

где ρ - плотность рабочей жидкости, кг/м3 (см. табл.2.7);
λ1 и λ2 - коэффициент гидравлического трения для напорной и сливной гидролинии соответственно.

Перепады давлений на дросселе оставляем такими же, как и ранее (перепады давлений на дросселе зависят от степени его открытия). Зная перепады давлений, находим давления в полостях силового цилиндра:

P2 = ΔPзол 2 + ΔP2 + ΔPДР + ΔPФ

затем находим

и уточняем давление, развиваемое насосом:

PН = P1 + ΔPзол 1 + ΔP1

Наверх страницы

Hosted by uCoz