 |
Расчет параметров силового гидроцилиндра
|
|
|
|
В гидроприводах применяют симметричные гидроцилиндры и несимметричные (с односторонним штоком). В первом случае при постоянном расходе жидкости скорости прямого и обратного ходов равны. Во втором случае при подаче рабочей жидкости в бесштоковую полость скорость поршня V 1 меньше, чем скорость V 2 при подаче жидкости в штоковую полость. Отношение скоростей зависит от отношения диаметров штока и поршня. Так, при одновременной подаче жидкости в обе полости цилиндра (дифференциальное включение) и отношении диаметров равном 0,7, скорости прямого и обратного ходов равны, а при отношении диаметров равном 0,3 скорость холостого хода V 2 возрастает в 10 раз. Эта особенность используется при подборе насоса по производительности.
Расчет гидроцилиндра выполняют, исходя из рабочей нагрузки Р и подведенного давления. Без учета противодавления и потерь на трение диаметр поршня равен:
,
где k = 1,1…1,2 – коэффициент запаса.
Предварительно давление в цилиндре можно выбрать из табл. 2.
Таблица 2
| Рабочая нагрузка, кН | св.10 до 20 | 20…30 | 30…50 | 50…100 |
| Рабочее давление, МПа | 1,5 | 3,5 | 6,5 |
Диаметр штока выбирают, задавшись отношением скоростей прямого и обратного хода:
Рассчитанные диаметры поршня и штока необходимо согласовать с ГОСТ 12447-80 «Гидроприводы объемные, пневмоприводы и смазочные системы. Нормальные диаметры».
При нагружении штока сжимающими силами может возникнуть его прогиб (потеря устойчивости). Для исключения этого следует по заданной величине рабочего хода L определить приведенный ход Lпр = L ∙ kз, учитывающий способ закрепления гидроцилиндра (см. табл. 3), затем по номограмме рис. 8 найти необходимый диаметр штока.
|
|
|
После округления диаметров до стандартных значений следует уточнить необходимое давление в полостях гидроцилиндра и определить действительные скорости поршня.
Таблица 3
Значения коэффициента kз
| Способ закрепления | kз | Способ закрепления | kз |
| 0,5 | 
| |
| 0,7 | 
| 1,5 |
| 
|
Рис. 8. Номограмма для определения диаметра штока из условий
устойчивости на продольный изгиб
Выбор насоса
Необходимый расход жидкости должен быть рассчитан для каждого элемента автоматического цикла работы гидросистемы: быстрый подвод (отвод), минимальная и максимальная скорости движения исполнительного органа. Насос для рабочих подач должен обеспечить максимальную скорость исполнительного органа, минимальная скорость достигается дроссельным регулированием.
При дифференциальном включении:
.
При подаче жидкости в бесштоковую полость:
.
При подаче жидкости в штоковую полость:
.
По найденным расходам выбрать насосную установку, необходимую для обеспечения режимов работы гидросистемы. Номинальное давление насоса должно быть больше рабочего давления в гидроцилиндре в 1,3…1,7 раза.
Если производительности насоса недостаточно для осуществления быстрых перемещений, то следует выбрать установку с двумя насосами, один из которых обеспечивает больший расход при низком давлении.
Отечественной промышленностью выпускается широкая номенклатура насосных установок для питания гидроприводов металлорежущих станков. Например, насосные установки Г48-12, Г48-22Н, Г48-38 и др. выполнены на единой элементной базе и имеют широкую унификацию деталей и узлов (подробнее см. [4]).
Расчет трубопроводов
Для каждого трубопровода следует определить максимальные режимы его работы, учитывая, что он может выполнять разные функции. Так, во время рабочей подачи в напорном трубопроводе необходим небольшой расход жидкости и давление, определяемое рабочей нагрузкой, а при быстром подводе требуется большой расход и меньшее давление. При быстром отводе этот же трубопровод может выполнять функции сливного.
|
|
|
Внутренний диаметр (условный проход) трубопровода определяется исходя из максимально допустимой скорости потока рабочей жидкости:
,
где Q max – максимальный расход рабочей жидкости через трубопровод, м 3/ с;
[ Vж ] – максимально допустимая скорость потока рабочей жидкости, выбирается по табл. 4.
Таблица 4
| Трубопроводы | ||||||||
| Всасывающий | Сливной | Напорный | ||||||
| Номинальное давление насоса, МПа | – | – | 2,5 | 6,3 | ||||
| [ Vж ], м/с | 1,2 | 3,5 | 6,3 |
Толщина стенок напорных трубопроводов:
, мм.
где [ σ ] = (0,3…0,35) σв – допускаемое напряжение на разрыв, Па
По ГОСТ 617-2006 «Трубы медные и латунные круглого сечения общего назначения. Технические условия» выбрать трубы, табл. 8.41, 8.43 [4] или по ГОСТ 6286-73 «Рукава резиновые высокого давления с металлическими оплетками неармированные. Технические условия», ГОСТ 25452-90 «Рукава резиновые высокого давления с металлическими навивками неармированные. Технические условия» рукава высокого давления табл. 8.58, 8.59. Рукава высокого давления используются, если они присоединены к подвижным частям гидропривода, в противном случае следует использовать металлические трубы.
Рекомендуемые для применения в станочных гидроприводах марки минеральных масел приведены в табл. 1.1 [4].
Потери давления по длине трубопровода (определяются для каждого трубопровода):
.
При ламинарном режиме (Re<2300) коэффициент гидравлического трения определяется по формуле:
,
а при турбулентном режиме течения жидкости в диапазоне Re = 2300…100000 коэффициент λ тр определяется по полуэмпирической формуле Блазиуса:
.
Если
,
где ΔЭ – эквивалентная шероховатость труб (для бесшовных стальных труб ΔЭ = 0,05 мм, для латунных – 0,02 мм, для медных – 0,01, для труб из сплавов из алюминия – 0,06, для резиновых рукавов – 0,03), то коэффициент гидравлического трения определяется по формуле А.Д. Альтшуля:
Число Рейнольдса:
.
Всасывающий трубопровод необходимо проверить на отсутствие кавитации в насосе. Вакуум у входа в насос определяют по формуле:
,
|
|
|
где hон – расстояние от оси насоса до уровня рабочей жидкости в баке;
Δ pвсас – потери давления во всасывающей трубопроводе;
α – коэффициент Кориолиса.
Рекомендуемый (с запасом на бескавитационную работу насоса) вакуум pв у входа в насос должен быть не более 0,04 МПа. Если pв > 0,04 МПа, то нужно увеличить диаметр всасывающего трубопровода или расположить бак выше оси насоса.
|
|
|
