84628

Методические указания: Гидравлический и пневматический привод

Книга

Производство и промышленные технологии

Обязательно изображение схем цилиндров при прямом и обратном ходах с нанесением движущих сил и сил сопротивления движению. Возможно что для обеспечения заданных скоростей движения придётся предусмотреть ограничение потока поступающего в цилиндр расхода цилиндра.

Русский

2015-03-20

255 KB

2 чел.

Министерство образования и науки Российской Федерации

Уральский федеральный университет

имени первого Президента России Б. Н. Ельцина

РАЗРАБОТКА СИСТЕМЫ ГИДРОПРИВОДА

Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Гидравлический и пневматический привод» для студентов направлений 220700-Автоматизация производственных систем в машиностроении и 210100-Электроника и наноэлектроника

Екатеринбург

УрФУ

2013

УДК 62-82(076)

Составитель В. Н. Гулин

Научный редактор – доц. канд. техн. наук В. В. Алыбин

Раработка системы гидропривода:    методические  указания/сост. В. Н. Гулин. Екатеринбург.: УрФУ, 2013

 

Подготовлено кафедрой электронного машиностроения

                                                                                              © УрФУ, 2013

1. Объём и содержание работы

Выполнение курсовой работы направлено на закрепление теоретических знаний, и применение их для проектирования систем гидропривода, приобретение первичных навыков проектного расчета гидроцилиндров и разработки принципиальных схем систем гидропривода, на подготовку к выполнению ВКР.

1.1. Расчёт гидроцилиндра

Выполнить определение рабочего давления, диаметров поршня и штока (штоков) для предусмотренного вариантом задания типа цилиндра. Обязательно изображение схем цилиндров при прямом и обратном ходах с нанесением движущих сил и сил сопротивления движению.

1.2. Разработка принципиальной гидравлической схемы системы гидропривода

При разработке принципиальной гидравлической схемы исходить из того, что в системе используется нерегулируемый насос. Возможно, что для обеспечения заданных скоростей движения, придётся предусмотреть  ограничение потока, поступающего в цилиндр (расхода цилиндра). Также необходимо выполнить требования задания по регулированию скорости и (или) торможению.

1.3. Подбор насоса и аппаратуры управления

После определения функционального назначения составных частей системы, что произошло на предыдущем этапе при изображении принципиальной схемы, выбираются конкретные типоразмеры насоса и аппаратуры из номенклатуры изделий, производимых специализированными предприятиями. Прежде всего выбор основывается на величинах потока и давления. При выборе можно использовать справочную информацию, имеющуюся в данных методических указаниях, но приветствуется привлечение и других источников.

1.4. Выполнение чертежа принципиальной гидравлической схемы

Чертёж выполняется на формате А4 или А3 и содержит изображение схемы и таблицу с перечнем элементов. При выполнении чертежа руководствоваться стандартами:

ГОСТ 2.701-84. Схемы. Виды и типы. Общие требования к выполнению;

ГОСТ 2.781-96. Обозначения условные графические. Аппараты гидравлические и пневматические, устройства управления и приборы контрольно-измерительные;

ГОСТ 2.782-96. Обозначения условные графические. Машины гидравлические и пневматические.

2. Расчёт гидроцилиндров

Число типов конструкций гидроцилиндров достаточно велико. По виду движения различают поступательные и вращательные (моментные или поворотные) гидроцилиндры, по числу рабочих полостей (в которые подаётся рабочая жидкость) – одностороннего и двустороннего действия, по соотношению  параметров   прямого и обратного ходов – симметричные  (простые)  и несимметричные (дифференциальные) и др. Расчёт каждого типа гидроцилиндров имеет свои особенности. Но для любого гидроцилиндра его расчёт основывается на уравнении равновесия поршня (лопасти), и в каждом случае такое уравнение имеет определенный вид, соответствующий типу рассчитываемого гидроцилиндра. При составлении уравнения необходимо учесть силы давления жидкости, силы трения в уплотнениях, силы инерции, внешние нагрузки.

При выполнении расчёта потребуются два блока исходной информации: значения величин, определяющих требования к гидроцилиндру со стороны приводимого им механизма, и нормативно-справочные данные. К первому блоку относятся необходимые для привода механизма (полезные) нагрузки прямого Rпп) и обратного Rоо) ходов, приведённые к штоку (валу) гидроцилиндра, масса m(I) движущихся частей механизма, приведённая к штоку(валу) гидроцилиндра, скорости установившегося движения прямого Vпп) и обратного Vоо) ходов, время разгона до этих скоростей tп и tо. Из нормативно-справочной информации потребуются прежде всего стандартные ряды размеров гидроцилиндров, размеры и материалы уплотнений, стандартные значения давлений насосов систем гидропривода, значения коэффициентов трения.

При выборе величины рабочего давления гидроцилиндра возможны две ситуации.

Одна из них заключается в том, что уже принято решение об использовании в системе определённого насоса, следовательно, известна величина давления жидкости, которую обеспечивает этот насос. В этом случае рабочее давление гидроцилиндра принимается в размере 70...80% от давления насоса. Остальные 20…30% предназначаются для преодоления гидравлических сопротивлений потоку жидкости и обеспечения долговечности системы, несмотря на износ гидроагрегатов в процессе эксплуатации.

Другая ситуация характеризуется возможностью выбора давления насоса и самого насоса. Это открывает возможность и для выбора рабочего давления гидроцилиндра. В этом случае можно ориентироваться на данные, представляющие результат обобщения опыта создания и эксплуатации систем гидропривода, когда рабочее давление p гидроцилиндра определяется в зависимости от величины необходимой движущей силы (силы давления рабочей жидкости на поршень) F:

F, кН  до 10;10…20;20…30;30…40;40…120;120…250;250…400; 400…600

   p, МПа    0,2     0,5      1,3        2          5             8          12,5          20

или на опыт своего предприятия.

 Рассмотрим расчёты наиболее широко применяемых типов гидроцилиндров. Задачами расчёта являются определение основных параметров гидроцилиндра: рабочего давления p, диаметров цилиндра D и штока (вала) d,  длины цилиндра b, а также проверка прочности его деталей.

2.1. Гидроцилиндры одностороннего действия

Выдвижение (прямой ход) штока гидроцилиндров одностороннего действия происходит под давлением жидкости на поршень, а обратный ход – под действием сил, внешних по отношению к цилиндру. Движущими силами обратного хода могут быть силы тяжести, пружин и др. Эти силы действуют на шток цилиндра и во время прямого хода, поэтому расчёт следует начать с их определения. Схема сил, действующих на шток-поршень при обратном ходе, приведена на рис.1.

По схеме сил на рис. 1  движущая сила обратного хода

Fо = Rо + Fо.ин + Fо.тр + Fо.пд ,

где Rо – полезная нагрузка обратного хода,

     Fо.ин – сила инерции обратного хода,

     Fо.тр – сила трения в уплотнениях при обратном ходе,

     Fо.пд  – сила противодавления при обратном ходе.

 

Рис. 1. Схема сил, приложенных к штоку-поршню гидроцилиндра одностороннего действия при обратном ходе

По рис. 2 с учётом движущей силы обратного хода получаем уравнение равновесия поршня при прямом ходе:

Fп = Rп + Fп.ин + Fп.тр + Rо + Fо.ин + Fо.тр + Fо.пд ,

где Rп – полезная нагрузка прямого хода,

      Fп.ин – сила инерции прямого хода,

      Fп.тр – сила трения в уплотнениях при прямом ходе.

В правой части уравнения известны заданные полезные нагрузки Rп и Rо. Силы инерции определяются по заданным исходным данным в предположении, что ускорение поршня при разгоне меняется по линейному закону от максимума до нуля.

         Fп.ин = 2 ∙ mVп / tп ,   Fо.ин = 2 ∙ mVо / tо .

Силы трения и противодавления на данной стадии расчёта не определить, так как для этого надо знать диаметр поршня, который и следует найти в результате выполнения расчета.

По этой причине сначала рассчитывается приближённое значение необходимой движущей силы прямого хода.

Fп.пр = Rп + Rо + Fп.ин + Fо.ин .

Рис. 2. Схема сил, приложенных к штоку-поршню гидроцилиндра одностороннего действия при прямом ходе

Далее находится рабочее давление гидроцилиндра (см. начало п. 7), а затем – предварительное значение диаметра поршня.

Dпр = ( 4 ∙ Fп.пр / p / π )0,5.

По вычисленному предварительному  значению  диаметра  поршня

принимается ближайшее бóльшее значение из стандартизованного ряда диаметров поршня. Выбирается тип уплотнения данного диаметра и определяются его размеры, необходимые для расчёта сил трения.

Теперь стали известны значения всех величин, необходимых для вычисления как движущей силы, так и сил сопротивления движению. Это позволяет сопоставить их и сделать вывод о работоспособности цилиндра с найденными параметрами.

Движущая сила прямого хода

Fп = π  ∙ D2 p / 4.

Сила противодавления обратного хода

Fо.пд = π  ∙ D2 pсл / 4.

Величина давления слива pсл зависит, главным образом, от потерь давления в гидроаппаратах, через которые проходит сливаемая жидкость от гидроцилиндра до бака, и составляет обычно 0,2…0,5 МПа.

Расчёт сил инерции рассмотрен несколько выше, а расчёт сил трения – в п. 6.

После вычисления движущей силы прямого хода и всех сил сопротивления ему проверяется выполнение отношения

FпRп + Fп.ин + Fп.тр + Rо + Fо.ин + Fо.тр + Fо.пд .

При истинности данного отношения найденные основные параметры гидроцилиндра – рабочее давление p и диаметр поршня D следует принять.

Если отношение не выполняется, то есть смысл посмотреть на отношение

Fп > Rп + Fп.тр + Rо + Fо.ин + Fо.тр + Fо.пд .

Если и это отношение не выполняется, то необходимо увеличить движущую силу прямого хода путём увеличения диаметра поршня или  (и) рабочего давления, после чего повторить проверку. Если выполняется, то это означает, что величина движущей силы достаточна для преодоления статических сил сопротивления и пуска приводимого механизма, но фактическое время разгона до заданной скорости прямого хода будет больше заданного. Тогда вычисляется фактическое время разгона :

tф = 2 ∙ mVп / ( Fп - Rп - Fп.тр - Rо - Fо.ин - Fо.тр - Fо.пд ),  

                      

и сравнивается с заданным tп. При их различиях, допустимых условиями работы механизма,  основные параметры гидроцилиндра принимаются.

2.2. Гидроцилиндры двустороннего действия

Силы, действующие на поршень-шток такого гидроцилиндра, показаны на рис. 3.

Так же, как для гидроцилиндра одностороннего действия, сначала вычисляется приближённое значение движущей силы

Fп.пр = Rп + Fп.ин,

а затем предварительное значение диаметра поршня

Dпр = ( 4 ∙ Fп.пр / p / π )0,5,

которое заменяется ближайшим бóльшим значением из стандартного ряда диаметров.

Рис. 3. Схема сил, приложенных к поршню-штоку гидроцилиндра двустороннего действия при прямом ходе

Диаметр штока определяется пропорционально диаметру поршня

d = kD,

а коэффициент пропорциональности выбирается в зависимости от рабочего давления:

p МПа до 2 2…5 5…32

k 0,3…0,5 0,5…0,7 0,7…0,8

Найденное значение диаметра штока также заменяется стандартным значением, но не обязательно бóльшим.

Далее выбираются уплотнения поршня и штока и определяются их размеры. Теперь можно приступить к проверке работоспособности цилиндра как при прямом ходе, так и при обратном.

Условие выполнения прямого хода:

FпRп + Fп.ин + Fп.тр.1 + Fп.тр.2 + Fп.пд ,

где  Fп – движущая сила прямого хода,

       Rп – полезная нагрузка прямого хода,

Fп.ин – сила инерции при прямом ходе,

 Fп.тр.1 – сила трения уплотнений поршня при прямом ходе,

Fп.тр.2 – сила трения уплотнений штока при прямом ходе,

       Fп.пд – сила противодавления при прямом ходе.

Fп = π  ∙ D2 p / 4.

Fп.ин = 2 ∙ mVп / tп ,   Fп.пд = π  ∙ ( D2d2 ) pсл / 4.

Силы трения, например, при использовании манжетных уплотнений

( см. п. 6 )

Fп.тр.1 = π ∙ DB ∙ (p + pсл + 2 ∙  pк) ∙ f,

так как манжеты – односторонние уплотнения, то на поршне ставятся две манжеты, одна находится под действием рабочего давления, другая – под действием давления слива,

Fп.тр.2 = π ∙ db ∙ (pсл + pк) ∙ f,

здесь B и b – ширина контактной уплотняющей поверхности манжеты на поршне и штоке.

Условие выполнения обратного хода:

FоRо + Fо.ин + Fо.тр.1 + Fо.тр.2 + Fо.пд ,

где  Fо – движущая сила обратного хода,

       Rо – полезная нагрузка обратного хода,

Fо.ин – сила инерции при обратном ходе,

 Fо.тр.1 – сила трения уплотнений поршня при обратном ходе,

Fо.тр.2 – сила трения уплотнений штока при обратном ходе,

       Fо.пд – сила противодавления при обратном ходе.

Fо = π ∙ ( D2 d2 ) ∙ p / 4,

Fо.ин = 2 ∙ mVо / tо ,   Fо.пд = π ∙ D2 pсл / 4.

Fп.тр.1 = π ∙ DB ∙ (p + pсл + 2 ∙ pк) ∙ f,

 Fп.тр.2 = π ∙ db ∙ (p + pк) ∙ f.

При выполнении условий и прямого, и обратного хода полученные при расчёте значения рабочего давления p, диаметров поршня D и штока d могут быть приняты. При невыполнении условий или хотя бы одного из них следует проверить выполнение отношений

Fп > Rп + Fп.тр.1 + Fп.тр.2 + Fп.пд ,

Fо > Rо + Fо.тр.1 + Fо.тр.2 + Fо.пд .

Если эти отношения не соблюдаются, то необходимо увеличить движущие силы за счёт увеличения диаметра поршня или (и) рабочего давления, или (и) уменьшения диаметра штока.  Если соблюдаются, то следует вычислить фактическое время разгона до заданных скоростей:

tф.п = 2 ∙ mVп / ( Fп - Rп - Fп.тр.1Fп.тр.2Fп.пд ),

tф.о = 2 ∙ mVо / ( FоRоFо.тр.1Fо.тр.2Fо.пд )

и сравнить его с заданным tп и tо.  При допустимых условиями работы механизма  различиях основные параметры гидроцилиндра также принимаются.

Пример. Определить основные параметры одношточного гидроцилиндра, если приведённые к штоку нагрузка прямого хода Rп = 55 кН, обратного хода Rо = 30 кН, масса движущихся частей m = 80 кг, скорости прямого хода Vп = 2,25 м/мин, обратного хода Vо =3,5 м/мин, время разгона до указанных скоростей tп = tо = 0,2 с, а давление в сливной полости pсл = 0,2 МПа.

Определяем приближённое значение движущей силы при прямом ходе.

Fп.пр = Rп + 2 ∙ mVп / tп = 55000 + 2 ∙ 80 ∙ 2,25 / 60 / 0,2 = 55030 Н.

При таком уровне движущей силы гидроцилиндра рекомендуется рабочее давление p = 5 МПа.

Тогда предварительное значение диаметра поршня

Dпр = ( 4 ∙ Fп.пр / p / π )0,5 = ( 4 ∙ 55030 / π / 5000000 )0,5 = 0,118 м,

предварительное значение диаметра штока dпр =  kDпр = 0.6 ∙ 0,118 = 0,071 м ( k принимаем равным 0,6, так как рабочее давление – 5 МПа).

От предварительных значений диаметров переходим к ближайшим бóльшим значениям из стандартного ряда (см. П1):

D = 125мм,    d = 80мм.

Для уплотнения поршня и штока выбираем U-образные манжеты, (см. П2), для обоих диаметров ширина манжеты равна 17 мм.

Проводим проверку работоспособности гидроцилиндра при прямом ходе.

Fп = π  ∙ D2 p / 4 = 3,14 ∙ 1252 ∙ 5 / 4 = 61328 Н,

Fп.пд = π  ∙ ( D2d2 ) pсл / 4 = 3,14 ∙ ( 1252 – 802 ) ∙ 0,2 / 4 = 1448 Н,

Fп.тр.1 = π ∙ DB ∙ (p + pсл + 2 ∙ pк) ∙ f =

= 3,14 ∙ 125 ∙ 17 ∙ ( 5 + 0,2 + 2 ∙ 2 ) ∙ 0,13 = 7980 Н,

Fп.тр.2 = π ∙ db ∙ (pсл + pк) ∙ f = 3,14 ∙ 80 ∙ 17 ∙ ( 0,2 + 2 ) ∙ 0,13 =

= 1221 Н

(при расчёте сил трения в уплотнениях приняты начальное контактное давление манжет на уплотняемые поверхности pк = 2 МПа, коэффициент трения манжет f = 0,13).

Подставляем уточнённые значения сил в неравенство

FпRп + Fп.ин + Fп.тр.1 + Fп.тр.2 + Fп.пд ,

61328 ≥ 55000 + 30 + 7980 + 1221 + 1448,

61328 ≥ 65679,

неравенство не выполняется, следовательно, сумма всех сил сопротивления движению больше движущей силы, т. е. гидроцилиндр с определёнными выше параметрами не будет работать.

Увеличим диаметр поршня для увеличения движущей силы гидроцилиндра, следующий размер из стандартного ряда – 140 мм. Повторим проверку при новом значении диаметра поршня.

Fп = 3,14 ∙ 1402 ∙ 5 / 4 = 76930 Н,

Fп.пд = 3,14 ∙ ( 1402 – 802 ) ∙ 0,2 / 4 = 2072 Н,

Fп.тр.1= 3,14 ∙ 140 ∙ 17 ∙ ( 5 + 0,2 + 2 ∙ 2 ) ∙ 0,13 = 8938 Н,

Диаметр штока не изменяли, поэтому и сила трения в его уплотнении не изменится, также неизменной останется сила инерции. Проверим соотношение движущей силы и  сил сопротивления движению.

76930 ≥ 55000 + 30 + 8938 + 1221 + 2072,

76930 ≥ 67261.

Соотношение выполняется, следовательно, с выполнением прямого хода гидроцилиндр с диаметрами поршня 140 мм и штока 80 мм справится.

Проверим теперь условие выполнения обратного хода.

Fо = 3,14 ∙ ( 1402 – 802 ) ∙ 5 / 4 = 51800 Н,

Fо.и = 2 ∙ 80 ∙ 3,5 / 60 / 0,2 = 47 Н,

Fо.тр.1= 3,14 ∙ 140 ∙ 17 ∙ ( 5 + 0,2 + 2 ∙ 2 ) ∙ 0,13 = 8938 Н,

Fп.тр.2 = π ∙ db ∙ (p + pк) ∙ f = 3,14 ∙ 80 ∙ 17 ∙ ( 5 + 2 ) ∙ 0,13 = 3886 Н,

Fо.пд = π  ∙ D2 p / 4 = 3,14 ∙ 1402 ∙ 0,2 / 4 = 3077 Н.

Записываем соотношение движущей силы и  сил сопротивления движению при обратном ходе.

51800 ≥ 30000 + 47 + 8938 + 3886 + 3077,

51800 ≥ 45948.

Соотношение выполняется, следовательно, и с выполнением обратного хода гидроцилиндр справится.

Существенное превышение движущих сил над силами сопротивления движению как при прямом, так и при обратном ходе означает, что время разгона до требуемых скоростей будет меньше заданного.

tф.п = 2 m Vп / ( FпRпFп.тр.1Fп.тр.2Fп.пд ) =

=2 ∙ 80 ∙ 2,25 /60 / (76930 – 55000 – 8938 – 1221 – 2072) = 0,0006 с,

tф.о = 2 m Vо / ( FоRоFо.тр.1Fо.тр.2Fо.пд ) =

=2 ∙ 80 ∙ 3,5 /60 / (51800 – 30000 – 8938 – 3886 – 3077) = 0,0016 с.

Таким образом, для заданных условий работы можно использовать гидроцилиндр с диаметрами поршня 140 мм и штока 80 мм при рабочем давлении 5 МПа.

Расчёт других видов гидроцилиндров двустороннего действия (двушточных – симметричных и несимметричных) производится по такому же алгоритму. Отличия заключаются в определении движущих сил, сил трения и противодавления и связаны с наличием двух штоков, что учитывается при определении площадей поршня и сил трения в уплотнениях штоков.

2.3. Моментные гидроцилиндры

На рис. 4 показана схема моментного (лопастного или поворотного) гидроцилиндра.

При подаче жидкости под рабочим давлением p в левую полость гидроцилиндра под действием этого давления происходит поворот лопасти, закреплённой на валу, по часовой стрелке, а из правой полости жидкость вытесняется на слив. Для движения в обратном направлении линии подачи и слива меняются местами.

Уравнения равновесия для прямого и обратного хода запишутся так:

Тп = Мп + Тп.инп.пд + Тп.тр,    То = Мо + То.ино.пд + То.тр,

где  Тп и То – движущие моменты прямого и обратного хода,

       Мп и Мо – полезная нагрузка прямого и обратного хода,

Тп.ин и То.ин – моменты сил инерции прямого и обратного хода,

 Тп.пд и То.пд  – моменты сил противодавления прямого и обратного хода,

Тп.тр и То.тр  – моменты сил трения уплотнений лопасти и вала прямого и обратного хода.

Рис. 4. Схема моментного гидроцилиндра: 1 – вал; 2 – корпус цилиндра;  3 –лопасть; 4 – перегородка

Ввиду симметричности моментных гидроцилиндров, т. е. равенства площадей лопасти в обеих полостях, движущие моменты, моменты сил противодавления и сил трения одинаковы по величине при повороте в обе стороны. Кроме этого, замечено, что в большинстве случаев полезная нагрузка существенно больше инерционной. Поэтому расчёт моментного гидроцилиндра можно провести по параметрам только того хода, при котором полезная нагрузка выше. Пусть Мп > Мо. Тогда расчёт ведется по параметрам прямого хода.

Движущий момент

Тп = Fп ∙ (D + d) / 4 ,  где      Fп = p ∙ (Dd) ∙ b /2.

Окончательно получается

Тп= p ∙ (D2d2) ∙ b / 8.

Аналогично запишется момент сил противодавления:

Тп.пд= pсл ∙ (D2d2) ∙ b / 8,

где b – длина лопасти цилиндра, а момент сил инерции

Тп.ин = I ∙ 2 ∙ ω п / tп.

Учёт влияния сил трения в моментных гидроцилиндрах часто проводят с помощью коэффициента полезного действия η . Тогда уравнение равновесия можно записать так:

Δ p ∙ (D2d2) ∙ b ∙ η  / 8 = Мп + I ∙ 2 ∙ ω п / tп,

где Δp = ppсл.

Величины правой части этого уравнения известны. Из величин левой части выбираются Δp, η  и b = kD, k выбирается, исходя из желаемого соотношения длины и диаметра цилиндра, а d определяется по условию прочности вала при кручении. Тогда в уравнении остаётся одна неизвестная величина D и уравнение приобретает вид

D3 + pD +q = 0,

действительный корень которого находится следующим  образом:

Q = (p/3)3 + (q/2)2,      A = (-q/2 +Q1/2)1/3,      B =  (-q/2 -Q1/2)1/3,

D = A+B.

Далее вычисляется b и принимаются значения b и D, ближайшие к значениям стандартного ряда размеров, после чего проводится проверка

работоспособности цилиндра в заданных условиях по отношению

Δ p ∙ (D2d2) ∙ b ∙ η  / 8 ≥ Мп + I ∙ 2 ∙ ω п / tп.

При истинности  данного отношения найденные параметры цилиндра можно принять, в противном случае следует увеличить D и (или) b и (или) p, а затем снова провести проверку.

Пример. Определить основные размеры моментного гидроцилиндра, полезная нагрузка на вал которого Мп = 2000 Нм, момент инерции массы поворачиваемых частей механизма, приведённый к валу двигателя, I =20 кгм2,  частота вращения n = 10 об/мин и время разгона до неё 0,1 с, разность давлений в полостях двигателя Δp = 4 МПа, коэффициент полезного действия двигателя η = 0,9.

Расчёт начинаем с определения диаметра вала из условия его прочности при кручении. Вал нагружается моментами полезной нагрузки и сил инерции.

Т = Мп + I ∙ 2 ∙ ω п / tп = 2000 + 2 ∙ 20 ∙ 3,14 ∙ 10 /30 / 0,1 = 2419 Нм.

Пусть допускаемое напряжение при кручении материала вала [τ ] = 200 МПа. Тогда минимальный диаметр вала

d = (16 ∙ Т / π / [τ ] )0,333 = ( 16 ∙ 2419 / 3,14 /200000000 )0,333 = 0,0395 м.

Принимаем диаметр вала внутри цилиндра d = 50 мм.

По условиям компоновки гидроцилиндра в конструкции выбирается соотношение его диаметра и длины   (ширины лопасти). Пусть k = 0,5, тогда b = 0,5∙ D. Теперь подставим известные величины в выражение

Δ p ∙ (D2d2) ∙ b ∙ η  / 8 = Мп + I ∙ 2 ∙ ω п / tп,

4 ∙ (D2 – 502) ∙ 0,5 ∙ D ∙ 0,9 / 8 = 2419 ∙ 103. (Здесь размеры в мм, давление в МПа(Н / мм2), момент в Нмм).

После преобразования получаем

D3 – 2500D – 10,751∙ 106 = 0.

Решаем кубическое уравнение

Q = ( - 2500 / 3 )3 + ( - 10,751 ∙ 106 / 2 )2 = 28,895 ∙ 1012,

А = ( 10,751 ∙ 106 / 2 + (28,895 ∙ 1012 )0,5 )0,333 = 220,7,

В = ( 10,751 ∙ 106 / 2 - (28,895 ∙ 1012 )0,5 )0,333 = 3,78,

D = 220,7 + 3,78 = 224,48 мм.

Принимаем ближайшее бóльшее стандартное значение D = 225 мм.

b = 0,5 ∙ 225 = 112,5, принимаем b = 125 мм.

Проверка работоспособности цилиндра проводится так же, как поступательных цилиндров двустороннего действия, но, естественно, с использованием соответствующих параметров вращательного  движения.

3. Силы трения в уплотнениях

       Величина сил трения (момента сил трения) в уплотнениях подвижных соединений зависит от типа уплотнения и коэффициентов трения. При использовании контактных уплотнений уже при их монтаже за счёт упругости уплотнения на уплотняемых поверхностях создаётся начальное контактное давление, во время работы гидроагрегата оно увеличивается вследствие воздействия на уплотнение давления рабочей жидкости.

Ниже приводятся зависимости  расчёта сил трения для некоторых видов давно используемых уплотнений. Сейчас широко применяются комбинированные уплотнения, состоящие из двух колец: уплотнительного и упругого. Уплотнительное кольцо изготовляется из полимерных или композиционных материалов, чем обеспечивается снижение трения и повышение надёжности. А резиновое упругое кольцо обеспечивает первоначальный контакт уплотнительного кольца с уплотняемыми поверхностями. К сожалению, какие-либо сведения о расчёте сил трения комбинированных уплотнений отсутствуют. Для грубой оценки силы трения в этом случае можно использовать выражения для сплошных резиновых колец.

3.1.  Сплошные резиновые кольца круглого сечения

       Для сплошных резиновых колец круглого сечения сила трения

Fтр = q ∙ π ∙ D,

где q – удельная сила трения, Н/мм,

     D – диаметр уплотняемой поверхности, мм.

Удельная сила трения при соблюдении рекомендуемых при монтаже обжатий достаточно точно описывается выражением

q =( 0,012 ∙ p +0,06 ) ∙ d,

где p – рабочее давление, МПа,

     d – диаметр сечения кольца, мм.

При использовании таких колец для уплотнения валов момент сил трения

Мтр = Fтрd / 2.

3.2. Резиновые Г- и U-образные манжеты

Для манжетных уплотнений сила трения

Fтр = π ∙ DB ∙ (p + pк) ∙ f,

где D – диаметр уплотняемой поверхности, мм,

     B – ширина контакта манжеты с уплотняемой поверхностью, мм,

      p – рабочее давление, МПа,

      pк– контактное давление, возникающее при монтаже манжеты, МПа, для разных типов манжет находится в диапазоне 2…5 МПа,

      f – коэффициент трения, для резиновых манжет составляет 0,1…0,13.

3.3.  Разрезные чугунные кольца

       Для разрезных чугунных колец сила трения

Fтр = π ∙ DB ∙ (p + npк) ∙ f,

где D – диаметр уплотняемой поверхности, мм,

     B – ширина кольца, мм,

      n – число колец,

      p – рабочее давление, МПа,

      pк–контактное давление, возникающее при монтаже кольца, МПа, достаточно точно оцениваемое по выражению  pк = D-0,5,

      f – коэффициент трения, для чугуна равный 0,07…0,12.

3.4. Торцевые уплотнения

Момент сил трения в торцевых уплотнениях

Мтр = 2 ∙ π ∙ f ∙( p + pк ) ∙ ( R23R13 ) / 3,

где p – рабочее давление, МПа,

     pк – начальное  контактное давление,  МПа,       

     R1 и R2 – наименьший и наибольший радиусы торцевой рабочей поверхности уплотнения.

4. Варианты заданий

Каждый студент выполняет по указанию преподавателя свой вариант задания, данные которого выбираются из таблиц 1 и 2.


Таблица 1

Исходные данные для выполнения курсовой работы

№ варианта

Вид гидродвига-теля

№ характерис-тики скоростей движения

Fn

(Mп)

F0

(M0)

M

(J)

Vп max

(nп max)

V0 max

(n0 max)

G

1

Двустороннего действия, одношточный

1

30

20

50

3

5

2

2

35

25

60

2,75

4,5

3

3

45

25

70

2,5

4

4

4

55

30

80

2,25

3,5

5

5

70

30

90

2

3

6

6

90

40

100

1,75

2,5

7

7

110

40

110

1,5

2

8

8

140

50

120

1,25

1,5

9

Двустороннего действия, двушточный (симметрич-ный)

1

30

20

40

3

5

10

2

35

25

50

2,75

4,5

11

3

45

30

60

2,5

4

12

4

55

30

70

2,25

3,5

13

5

70

40

80

2

3

14

6

90

40

90

1,75

2,5

15

7

110

50

100

1,5

2

16

8

140

50

110

1,25

1,5

17

Двустороннего действия, двушточный, дифференци-альный (несимметрич-ный)

1

30

20

40

3

5

18

2

35

25

50

2,75

4,5

19

3

45

25

60

2,5

4

20

4

55

30

70

2,25

3,5

21

5

70

35

80

2

3

22

6

90

40

90

1,75

2,5

23

7

110

45

100

1,5

2

24

8

140

50

110

1,25

1,5

25

Односторон-него действия

1

30

50

3

5

3

26

2

35

55

2,75

4,5

4

27

3

45

60

2,5

4

5

28

4

55

65

2,25

3,5

6

29

5

70

70

2

3

7

30

6

90

75

1,75

2,5

8

31

7

110

80

1,5

2

9

32

8

140

85

1,25

1,5

10

33

Моментный, однолопастной

1

2

1

2

8

20

34

2

3

2

3

7

18

35

3

4

3

4

6

16

36

4

5

4

5

5

14

37

5

6

5

6

4

12

38

6

7

6

7

3

10

39

7

8

7

8

2

8

40

8

9

8

9

1

6


Обозначения в табл. 1:

Fп, F0 - технологическая (полезная) нагрузка прямого и обратного хода для поступательных цилиндров,  кН;

Мп, М0 - то же для моментных цилиндров,  кНм;

m - масса поступательно движущихся частей,  кг;

J - момент инерции массы поворачиываемых частей,  кгм2;

Vп max , V0 max - максимальные скорости поступательного движения прямого и обратного хода,  м/мин;

nп max , n0 max - максимальные частоты вращения прямого и обратного хода,  об/мин;

G - вес груза, обеспечивающего обратный ход гидроцилиндра одностороннего действия,  кН.

Таблица 2

Характеристика скоростей движения

№ характеристики

Характер скорости

прямого хода

обратного хода

1

Постоянная для всего хода

Регулируемая с нерегулируемым торможением в конце хода

2

Регулируемая для всего хода

Постоянная с регулируемым торможением в конце хода

3

Регулируемая для всего хода

Регулируемая для всего хода

4

Постоянная с регулируемым торможением в конце хода

Постоянная для всего хода

5

Постоянная для всего хода

Постоянная с регулируемым торможением в конце хода

6

Регулируемая с нерегулируемым торможением в конце хода

Постоянная для всего хода

7

Постоянная для всего хода

Регулируемая с нерегулируемым торможением в конце хода

8

Регулируемая с нерегулируемым торможением в конце хода

Регулируемая с нерегулируемым торможением в конце хода

Литература

1. Свешников В. К. Станочные гидроприводы: справочник /

В. К. Свешников. 4-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 2004. 512 с.

2. Схиртладзе А. Г. и др. Гидравлика в машиностроении: учебник для студентов вузов в 2 ч. М.: СТАНКИН, 2008.

3. Трифонов О. Н.     Приводы  автоматизированного     оборудования / О. Н. Трифонов, В. И. Иванов, Г. О. Трифонова. М.: Машиностроение, 1991. 336 с.

4. ГОСТ 2.701–84. ЕСКД. Схемы. Виды и типы. Общие правила к выполнению. М.: Стандартинформ, 2008. 11 с.

5. ГОСТ 2.704–76. ЕСКД. Правила выполнения гидравлических и пневматических схем. М.: Стандартинформ, 2008. 12 с.

6. ГОСТ 2.781–96. ЕСКД. Обозначения условные графические. Аппараты гидравлические и пневматические, устройства управления и приборы контрольно-измерительные. М.: Изд-во стандартов, 1997. 24 с.

7. ГОСТ 2.782–96. ЕСКД. Обозначения условные графические. Машины гидравлические и пневматические. М.: Изд-во стандартов, 1997. 19 с.

Приложение 1

Ряды значений основных размеров гидроцилиндров по ГОСТ 6540-68

диаметров поршня: 10, 12, 16, 20, 25, 32, (36), 40, (45), 50, (56), 63, (70), 80, (90), 100, (110), 125, (140), 160, (180), 200, (220), 250, (280), 320, (360), 400, (450), 500, (560), 630, (710), 800, (900);

диаметров штока: 4, 5, 6, 8, 10, 12, (14), 16, (18), 20, (22), 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, (450), 500, (560), 630, (710), 800, (900).

В скобках указаны значения дополнительного ряда.

Приложение 2

Основные размеры U-образных манжет по ГОСТ 14896-84

Dxd

Н для типа

Dxd

Н для типа

Dxd

Н для типа

1

3

1

3

1

3

(30)х20

7

-

63х(43)

-

12

(155)х125

-

17

32х16

-

9,5

70х50

-

12

160х140

10

-

32х20

-

7,5

80х50

-

17

180х160

10

-

(35)х25

7

-

(83)х63

-

12

200х180

10

-

36х20

-

9,5

(85)х70

9

-

220х180

-

23

36х24

-

7,5

(86)х56

-

17

250х(210)

-

23

(38)х22

-

9,5

90х70

-

12

280х(240)

-

23

40х20

-

12

100х70

-

17

320х280

-

23

40х(30)

7

-

100х80

10

12

360х320

-

23

45х25

-

12

110х80

-

17

400х360

-

23

50х(30)

-

12

125х(95)

-

17

450х(410)

-

23

50х40

7

-

(130)х100

-

17

500х(460)

-

23

56х36

-

12

140х110

-

17

560х(530)

15

-

D, d, H - наружный, внутренний диаметры, ширина манжеты.

Применяются при скорости до 0,5 м/с, давлении до 50 МПа.

Здесь приведена выборка из всего множества выпускаемых манжет.

Приложение 3

Основные размеры резиновых колец круглого сечения по ГОСТ 9833-73

d2

1,9

2,5

3

3,6

4,6

5,8

8,5

dшт

от

10

10

20

22

28

50

185

до

20

38

150

120

122

500

500

d2 - диаметр сечения кольца,

dшт - диаметр штока,

dц  - диаметр цилиндра

d2

1,9

2,5

3

3,6

4,6

5,8

8,5

3

4

5

6

8

10

15

Применяются при скорости до 0,5 м/с, давлении до 32 МПа.

Приложение 4

Основные размеры поршневых колец по ОСТ А54-1-72

D

32-63

70-100

110-140

160-180

200-250

280-320

360-500

b

3

4

5

6

8

10

12

Применяются при скорости до 7,5 м/с, давлении до 50 МПа.

Приложение 5

Основные параметры пластинчатых нерегулируемых насосов

Тип

насоса

НПл

5/16

НПл

8/16

НПл

12,5/16

НПл

16/16

НПл

20/16

НПл

25/16

НПл

8/6,3

НПл

12,5/6,3

Q,л/мин

5,3

8,9

14,4

19,4

25,5

33

5,8

9,7

p, МПа

16

6,3

Тип

насоса

НПл

16/6,3

НПл

25/6,3

НПл

32/6,3

НПл

40/6,3

БГ12-24АМ

БГ12-24М

Г12-24АМ

Г12-24М

Q,л/мин

12,7

21,1

27,9

35,7

56

73,9

50,8

66

p, МПа

6,3

12,5

6,3

Тип насоса

Г12-25АМ

Г12-25М

Г12-26ам

БГ12-41Б

БГ12-41А

БГ12-41

БГ12-42

Q,л/мин

104

135

193

3,3

6

10,5

17

p, МПа

6,3

10

Приложение 6

Основные параметры предохранительных клапанов по ТУ2-053-5749043-002-88

Параметр

Диаметр условного прохода Dу , мм

10

20

32

Расход, л/мин:

номинальный

40

100

250

максимальный

56

140

350

минимальный

3

5

10

Давление (МПа) настройки:  0,3-10;  1-20;  1,6-32.

Приложение 7

Основные параметры обратных клапанов

Обозначение клапана

Г51-31

Г51-32

Г51-33

Г51-34

Г51-35

Расход, л/мин

номинальный

16

32

63

125

250

максимальный

25

50

100

160

280

Рабочее давление 20 Мпа.

Приложение 8

Основные параметры аппаратуры для регулирования расхода жидкости

Вид аппарата

Обозначение аппарата

Рабочее давление, МПа

Расход, л/мин

Номинал.

Максим.

Минимальный

Дроссель

ПГ77-12

20

-

20

0,06

ПГ77-14

20

-

80

0,12

Регулятор расхода

МПГ55-22М

20

25

32

0,04

МПГ55-24М

20

100

120

0,09

МПГ55-25М

20

200

240

0,15

Регулятор расхода с обратным клапаном

МПГ55-32М

20

25

32

0,04

МПГ55-34М

20

100

120

0,09

Регулятор расхода с предохранительным клапаном

МПГ55-12М

6,3;10;15

25

32

0,1

МПГ55-14М

6,3;10;20

100

120

0,25

МПГ55-15М

6,3;10;20

200

240

0,4

Регулятор расхода

2МПГ55-12*

20

20

-

0,1

2МПГ55-14*

20

80

-

0,25

Регулятор расхода с распределителем и обратным клапаном

ПГ55-62

20

25

32

0,08

* Только для варианта регулирования с дросселем на входе.

Приложение 9

Основные параметры распределителей

Обозначение распределителя

В6

1Р6

В10

1Р10

Р103В

В16

1Р203

1Р323

Расход, л/мин

12,5-30

20-60

20-80

25-100

20-80

63-240

120-700

330-900

Давление для всех распределителей до 32 Мпа.


Fо.пд

Fо.ин

Fо.тр

Fо

Rо

о

Fп

Fп.ин

Fп.тр

Fо

Rп

Vп

Fп

Fп.ин

Fп.тр.1

Rп

Vп

Fп.тр.2

Fп.пд

Fп

Fп.пд

D

d

pсл

2

1

3

4

p


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

69047. Технология работ при создании лесных культур на вырубке 1.32 MB
  В системе машин каждая предыдущая машина своей работы создает условия для работы последующей машины. Следовательно, для осуществления лесохозяйственных мероприятий из системы машин выбираются необходимые лесохозяйственные машины и транспортные средства.
69048. Представление текста в SVG 335 KB
  В XML текстовое содержание определяется как последовательность символов, где каждый символ определен своим кодом Unicode. С другой стороны, шрифты состоят из набора глифов (glyphs) и другой связанной информации, такой, как таблицы шрифтов.
69049. Web-службы. Общие концепции Web-служб 236.5 KB
  Первоначально Web-серверы предоставляли статические данные, представленные в документах HTML и сопровождающих их файлах описания внешних таблиц стилей и сценариях, а также текстовых и мультимедийных данных, составляющих Web-страницу.
69050. Язык WSDL. Основные концепции языка WSDL 697.5 KB
  И отправитель, и получатель сообщения SOAP должны иметь доступ к описанию используемой Web-службы. Отправитель нуждается в описании Web-службы, чтобы знать, как правильно форматировать сообщение, а получатель – для правильной его интерпретации. Поэтому необходим документ (в виде файла)...
69051. Семантический Web. Развитие Web 512 KB
  Как и любая технология, WWW (World Wide Web – всемирная паутина) или просто Web (паутина) с момента своей первой демонстрации в 1991 году прошла большой путь развития. В 2005 году, чтобы отметить новые возможности Web, Тим О’Рейли (Tim O’Reilly), владелец издательства O’Reilly...
69052. Язык OWL (Web Ontology Language) 563 KB
  Язык онтологий для Web – OWL (Web Ontology Language), так же как RDF и RDFS разработан для описания данных и метаданных, а также отношений между ними и предназначен для использования в компьютерной обработке данных семантического Web.
69053. Общие компоненты технологии XML 176 KB
  Содержание документа на бумаге может быть сугубо текстовым, а также содержать изображения. Если документ представлен в электронном виде, он может содержать и мультимедийные данные, а также ссылки на другие документы. Хотя содержимое разных документов различно, их можно классифицировать по типам...
69054. Объявление типа документа 134 KB
  Определение типа документа DTD (Document Type Definition) является той основой, на которой создаются документы XML. DTD представляет собой набор правил, определяющий инструкции, которые могут быть переданы анализатору (parser) для обработки им этого документа.
69055. Формирование описания документа с помощью схем 271 KB
  Элемент age может быть проверен на принадлежность его содержимого заданному типу (PCDATA), поэтому содержимое обоих дескрипторов будет считаться правильным, т.е. при использовании DTD нельзя осуществить проверку как на соответствии определенному типу данных...