где z – максимально возможное количество одновременно работающих гидроцилиндров, z=2; h_о – объемный КПД, учитывающий утечки жидкости через неплотности поршня, h_о=0,95…1.

Q_т=2×0,25×0,0028/0,95=0,001413 м³/с;

Q_ц=Q_т/z;

Q_ц=0,001413 /2=0,0007065 м³/с;

Q_нас³1,05×0,001413 =1,48×10^-3 м³/с

Выбираем  насос по прил.6.

 

Таблица 3

Техническая характеристика лопастного насоса

 
 

2.4 Выбор  аппаратуры гидропривода 

Выбираем  аппаратуру гидропривода по приложениям[1].

Таблица 4

Техническая характеристика дросселя ДО

 

Таблица 5

Техническая характеристика обратного клапана Г-51

 

Таблица 6

Техническая характеристика гидрозамка типа КУ

 

Таблица 7

Техническая характеристика фильтра типа ФС7

 

Таблица 8

Техническая характеристика золотникового распределителя Р203

 
 

Таблица 9

Техническая характеристика дросселя ДР

 

Тип	Типоразмер	Номинальный расход			Номинальное давление, МПа	Потери  давления, МПа	Минимальный расход, м3/с×10-6
		м3/с×10-6		л/мин
ДР	ДР-25	1660	100		32	0,3	50

 
 

     Рассчитаем потери давления в  гидравлическом оборудовании, расположенном  в трубопроводах главной магистрали. Потери давления в I-м аппарате определяются по формуле

DР_i=DP_iном(Q_а/Q_ном)²,

где DР_iном – потери давления в данном аппарате при прохождении номинального расхода Q_ном.

DР_д-др=0,217364893 МПа; 

DР_ок=0,073553353 МПа; 

DР_зр=0,056435327 МПа;

DР_ф=0,724549644 МПа;

DР_гз=0,286359353 МПа;

DР_д-до=0,144909929 МПа.  

2.5 Расчет  потерь давления в системе привода 

2.5.1. Выбор  главной магистрали. 

      Под главной магистралью системы понимают ту, потери давления в которой максимальны.

Анализ  блок-схемы (рис.1) позволяет выделить две магистрали (рис.2) движения рабочей  жидкости.

    

    

1 2

      Q_Ц

Q_Ц

 

 

 В А

      А В

 Q_Н

      Q_H

 Q_Н

Q_Н 
 
 
 

Рис.2 Магистрали движения рабочей жидкости блок-системы (рис.1) 

     Применительно к схеме 1(рис.2) напорный трубопровод – это трубопровод от насоса до точки А; сливной – от точки В до бака; реверсивный – соединяющий точки А и В.

     Потери давления в аппаратуре  определяются сопротивлением гидравлического  оборудования, установленного в  трубопроводах магистрали:

применительно к магистрали 1

DР_а= DР_д-др+DР_ок+DР_зр+DР_д-до+DР_зр+DР_ф;

к магистрали 2

DР_а= DР_д-др+DР_ок+DР_зр+DР_гз+DР_зр+DР_ф,

где DР_д, DР_ок, DР_р, DР_д-ок, DР_гз, DР_ф – потери давления в дросселе, обратном клапане, распределителе, дросселе шунтированном обратным клапаном, гидрозамке, фильтре.

       Магистраль 1     DР_а=1,20079351 МПа

       Магистраль 2     DР_а=1,342242934 МПа

Следовательно, магистрали 1,2 равноценны. Расчет ведем  по 2 магистрали. 
 
 

2.5.1. Расчет  диаметров трубопроводов 

Исходя  из расхода жидкости Q_тр, протекающего по трубопроводу, и рекомендуемых значений скоростей течения масла в магистралях J_м (прил.4) [1] вычисляем расчетные диаметры напорного d_н, сливного d_сл и реверсивного d_р трубопроводов:

d_i=Ö4Q_тр/pJ_м

d_н=d_р=Ö4×0,001413 /3,14×4=0,021213203 м

d_сл=Ö4×0,001413 /3,14×2=0,03 м

Полученные  значения округляем до ближайших  стандартных (прил.17) и вычисляем  скорости движения рабочей жидкости в напорном J_н, сливном J_сл и реверсивном трубопроводах J_р:

J_i=4Q_тр/p×d_i².

     Принимаем d_н= d_р=25 мм=0,025 м; d_сл=32 мм=0,032 м.

 

J_р=J_н=4×0,001413 /3,14×0,025²=2,88 м/с;

J_сл=4×0,001413 /3,14×0,032²=1.75 м/с. 

2.5.3. Определение  потерь давления в трубопроводах

      Потери в давления в напорном  DР_Lн, сливном DР_Lсл и реверсивном DР_Lр трубопроводах определяются по формуле

DР_Li=l_iL_i/d_i×rJ_i²/2,

где l_i,L_i – коэффициенты трения и длины соответствующих трубопроводов; r - плотность жидкости.

     Коэффициент  трения:

при турбулентном режиме движения (R_е>2320)

l_i =0,3164/R_e^0,25

где R_e - число Рейнольдса, рассчитываемое по формуле

R_e=J×d/n,

где n - коэффициент кинетической вязкости жидкости.

R_eн=3,125 ×0,025/11,435×10^-6=6296,45

l_н=0,3164/6296,45^0.25=0,0355 м

      DР_Lн =DР_Lр=0,0355 ×2/0,025×885×2,88²/2=15643,78 Па 

R_eсл=2×0,032/11,435×10^-6=4919,1

l_сл=0,3164/4919,1^0,25=0,0377 м

DР_Lсл=0,0377 ×4/0,032×885×1,75²/2=11299,81 Па 

2.5.4. Расчет  потерь давления в главной  магистрали 

      Потери давления в главной  магистрали (системе) DР_с складываются из потерь давления в аппаратуре DР_а (местных сопротивлениях) и в трубопроводах DР_L(потерь на трение по длине):

DР_с=DР_L+DР_а.

     Потери давления в трубопроводах  магистрали

DР_L=DР_Lн+DР_Lр+DР_Lсл,

где DР_Lн,DР_Lр,DР_Lсл – потери давления в напорном, сливном и реверсивном трубопроводе, замыкающем напорный и сливной трубопроводы на гидроцилиндр.

DР_L=15643,78+15643,78+11299,81=0,042 МПа;

DР_с=0,042+1,342=1,384 МПа.

     Потери давления в системе  должны удовлетворять условию

DР_с<(1-k) Р_с=(1-0,8)×16=3,2;

1,384 МПа<3,2 МПа. 

2.6. Определение  эксплуатационных параметров гидроцилиндров 

     Для одноштокового гидроцилиндра рабочее усилие (выдвижение штока) определяется выражением

F_р=(Р_н × w_п - Р_сл × w_ш) ×h_мех,

Усилие  холостого хода (втягивание штока)

F_x=(Р_н × w_ш - Р_сл × w_п) ×h_мех,

Где Р_н и Р_сл – давления в напорной и сливной полостях гидроцилиндра;

h_мех – механический КПД, учитывающий силы трения в уплотнениях поршня и цилиндра, равный 0,95.

     Полагая,  что реверсивный трубопровод  гидросистемы состоит из двух  равных по длине частей, для  схемы 2 главной магистрали (рис.2)имеем:

Р_н=Р_нас – (DР_Lн+0,5×DР_Lр+DР_д+DР_ок+DР_р+DР_гз);

Р_сл=0,5×DР_Lр+DР_сл+DР_р+DР_ф.

     Пользуясь представленными зависимостями,  рассчитываем усилие рабочего  и холостого хода при Р_нас=Р_с.

Р_н=16-(0,01564+0,5×0,01564+0,1449+0,0735+0,0564+0,2863)= 15,41МПа;

Р_сл=0,5×0,01564+0,011+0,0564+0,724=0,8 МПа;

F_p=(15,41×10⁶×0,0028-0,8×10⁶×0,0018)×0,95=40 кН;

F_x=(15,41×10⁶×0,0018-0,8×10⁶×0,0028)×0,95=24 кН.

    Усилие рабочего хода должно  удовлетворять условию

1,2F³F_P³F

40 кН>30 кН>24 кН.

     Для  развития рабочего усилия, равного  заданному F,предохранительный клапан, ограничивающий давление, развиваемое насосом, настраивается на давление

Р_к=(F/h_мех+Р_сл×w_п)/w_ш;

Р_к=(30×10³/0,95+0,8 ×0,0028)/ 0,0018=11,686 МПа.

     Время двойного хода одноштокового  цилиндра:

t=S(w_п+w_ш)/Q_ц;

t=0,35×(0,0028+0,0018)/ 0,0007=1,312 с

     Толщина стенок стального цилиндра, мм

d=D×Р_н/2s_доп,

где Р_н – давление в напорной полости цилиндра, Па; D – диаметр цилиндра, м; s_доп – допускаемое напряжение, s_доп=(6 – 9)×10⁷ Па.

d=60×15,41/2×7×10⁷=6.6 мм.

     Максимально-возможная скорость  движения штока гидроцилиндра:

при рабочем  ходе

J_р=Q_max×h₀/w_п;

J_р=1,66×10^-3×0,7/0,0028=0,587 м/с;

при холостом ходе

J_х=Q_max×h₀/w_ш;

J_х=1,66×10^-3×0,7/0,0018=0,917 м/с,

где Q_max – максимально-возможная подача рабочей жидкости в полости цилиндра.

     Величину Q_max определяем исходя из производительности применяемого насоса и возможности ее регулировки (Q_max=1,66×10^-3 м³/с). 

2.7 Расчет  КПД гидропривода 

     КПД гидропривода рассчитывается при нагрузке на штоках цилиндров, равной F и заданной скорости движения J_ш, тогда полезная мощность привода составит

N_н=z×F×J_ш=2×30000×0,25=15000 Вт

     Мощность, потребляемая насосом

N_н=Р_к×Q_ном,

где Q_ном - номинальный расход насоса.

N_н=11,68×0,00166×10⁶=19399 Вт

КПД привода, %

h=100N_п/ N_н;

h=100×15000/19399=77 %.

 

Заключение

     Параметры гидропривода, полученные в результате проведенных расчетов, занесем в таблицу:    

 
 

Список  использованной литературы 

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. – М.: Машиностроение, 1976. – Т.3.
2. Башта Т.М. Машиностроительная гидравлика: Справочное пособие. – М.: Машиностроение, 1971.
3. Гидравлическое оборудование: Каталог. – М.: ВНИИгидропривод, 1987.
4. Никитин О.Ф. Объемные гидравлические и пневматические приводы  / О.Ф.Никитин, К.М.Холин. – М.: Машиностроение, 1981.