Гидроцилиндр с односторонним штоком

Содержание

1. Расчет и выбор гидроцилиндра

1.1 Определение диаметра поршня и штока гидроцилиндра

1.2 Проектирование и выбор гидроцилиндра

1.3 Определение расхода жидкости, необходимого для получения скорости перемещения рабочего органа

1.4 Выбор насоса

2. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода

3. Расчет трубопроводов гидросистемы

3.1 Опр

еделение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов

3.2 Определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса

4. Определение скорости рабочего и холостого хода, времени двойного хода поршня со штоком цилиндра

5. Определение коэффициента полезного действия гидропривода

6. Тепловой расчет гидропривода

7 Построение пьезометрической линии

Библиографический список

1. Расчет и выбор гидроцилиндра

1.1 Определение диаметра поршня и штока гидроцилиндра

В период установившегося движения суммарная нагрузка на штоке:

SPуст=Рп+Рт+Ртц +G (1)

где Рп - полезное передаваемое усилие, Н; Рт - сила трения в направляющих станка, Н; Ртц - сила трения в цилиндре, Н.

Сила трения вычисляется по формуле (2):

Рт= + (2)

где m1 - коэффициент трения при установившемся движении (m1=0,06);

a - угол наклона направляющих станка к вертикальной оси (a=45°);

PN - нормальная составляющая полезного усилия, прижимающая рабочий орган станка к станине. PN=2800 Н;

G - вес подвижных частей. G=mg; G=230×9,8=2254 H.

Рт= + =138,02+98=236 Н

Сила трения поршня в цилиндре определяется по формуле (3): Pпц= (3)

где hмц - механический КПД гидроцилиндра учитывающий потери на трение поршня в цилиндре и штока в уплотнении (hмц=0,95);

Ртц= =842,1Н

Подставляя значения в формулу (1), получаем:

SPуст=16000+842,1+238+2254=19334,1Н

В период разгона при отсутствии полезного усилия, суммарная нагрузка на штоке равна:

SPраз=Ри+Рт+Ртц+G (4)

где Ри- сила инерции подвижных частей, Н;

Сила инерции подвижных частей определяется по формуле (5): Ри= (5)

где upx - скорость перемещения рабочего органа, м/с;

m - масса подвижных частей, кг;

Dt - время ускорения от нуля до наибольшей скорости стола (Dt=0,5с).

Ри= =46 Н

Силу трения в период разгона определяем по формуле (2) при коэффициенте трения покоя m2=0,16).

Силу трения поршня в цилиндре Ртц определяем по формуле (3): Ртц=841,1H

Суммарная нагрузка на штоке в период разгона, равна:

SPраз=564+841,1+2254+46=3705,1 Н

SPуст=19334,1Н

SРраз=3705,1 H

По суммарной нагрузке SР, преодолеваемой штоком гидроцилиндра в период установившегося режима и в период разгона, устанавливается наибольшее ее значение: SP=SPуст=19334,1Н.

Давление в цилиндре принимаем р=1,4 МПа.

Для цилиндра с подачей масла в штоковую полость предварительный диаметр поршня определяется по формуле (6):

D= (6)

Где b=d/D. Учитывая, что принятое давление в цилиндре р=1,4 МПа, принимаем d=0,3D. Тогда b=0,3.

Подставляя в формулу (6) числовые значения, получаем диаметр поршня равным: D=134,4 мм.

Диаметр штока определяется, исходя из условия d=0,29D. Диаметр штока равен: d=38,98мм.

Руководствуясь ГОСТ 12447-80, принимаем стандартные параметры цилиндра, которые приведены в таблице 1

Таблица 1 - Номинальные параметры гидроцилиндра

1.2 Проектирование и выбор гидроцилиндра

Уточненное значение давления в гидроцилиндре, исходя из уравнения (6):

р= (7)

где b=d/D, тогда формула (7) примет вид:

р=

Подставляя числовые значения в формулу, получаем:

р= =1,719 МПа

Давление в цилиндре выберем в соответствии ГОСТ 6540-68 p=2,5 МПа. Толщина стенок тонкостенного цилиндра рассчитываем по формуле (8)

d> (8)

где ркл - внутреннее давление, равное давлению настройки предохранительного клапана. ркл=1,5×р; ркл=3,75 МПа;

D - внутренний диаметр цилиндра;

[s] - допускаемое напряжение для материала цилиндра по окружности [s] =120 МПа.

Подставляем значения в формулу (8):

d> =1,9мм

 Скачать реферат