Патент Российской Федерации

Суть изобретения: Использование: в машиностроении. Сущность изобретения: в полом штоке поршня размещен с возможностью взаимодействия с объектом компенсатор ударных нагрузок. Компенсатор выполнен в виде пружинных колец, опирающихся одно на другое и предварительно стянутых болтом. Пружинные кольца выполнены коническими и установлены с возможностью фрикционного взаимодействия встречных конических поверхностей соседних колец. Болт снабжен серьгой для закрепления объекта. 1 ил.

Номер патента: 2031258

Класс(ы) патента: F15B15/22

Номер заявки: 5067556/29

Дата подачи заявки: 18.09.1992

Дата публикации: 20.03.1995

Заявитель(и): Уральское конструкторское бюро транспортного машиностроения

Автор(ы): Унесихин В.П.; Дрягин Ю.М.

Патентообладатель(и): Уральское конструкторское бюро транспортного машиностроения

Описание изобретения: Изобретение относится к машиностроению, а именно к машинам, имеющим гидравлические системы, в состав которых входят силовые гидроцилиндры.

Известна конструкция гидроцилиндра, выбранная в качестве прототипа, содержащая корпус, полый поршень со штоком и размещенный в полости пружинный шток, компенсатор ударных нагрузок.

Недостатком гидроцилиндра является сложность конструкции гидравлического демпфера и высокая степень точности изготавливаемых игольчатых дросселирующих устройств, а также его эффективность только в конце хода поршня.

Целью изобретения является простота и технологичность в изготовлении и эксплуатации.

Формула изобретения: Гидроцилиндр, содержащий корпус, поршень с полым штоком, размещенный в нем с возможностью взаимодействия с объектом компенсатор ударных нагрузок, выполненный в виде пружинных колец, опирающихся одно на другое и предварительно стянутых болтом, отличающийся тем, что пружинные кольца компенсатора ударных нагрузок выполнены коническими и установлены с возможностью фрикционного взаимодействия встречных конических поверхностей соседних колец, а стягивающий их болт снабжен серьгой для закрепления объекта.

В качестве прототипа, как наиболее близкого по области применения, выбираем гидравлический привод, предназначенный для агрегатных станков и автоматических линий для управления гидроцилиндрами силовых столов подачи, с упрощенной схемой управления, патентообладателем которого является Акционерное общество "АвтоВАЗ".Номер патента:2148196

Расчетная часть

Энергетический расчет

Определяем время срабатывания Т_ср перемещения штока гидроцилиндра:

 

Т_ср = S / V_ср = 0,2/0,15 = 1.33 с.

 

Принимаем трапецеидальный закон изменения скорости выходного звена, т. е. разгон и торможение штока происходит с постоянным ускорением за время:

t_p = t_т = 0,2^.t,

t_p = t_т = 0,2^.1.33 = 0.266 с.

Определяем максимальную скорость перемещения штока:

 

,

 

где k₁- коэффициент пропорциональности k₁=0,1-0,2. Принимаем k₁=0,2

.

 

Ускорение штока при равноускоренном движении:

 

 

Определяем полную внешнюю нагрузку F_п на штоке:

F_п = m_п^. a + F_нагр,

 

F_п = 500 ^.0.703 + 6000 = 6351 Н.

Мощность N, необходимая для получения требуемого закона движения:

 

N = F_п^. v_max,

 

N = 6351 ^.0,187 = 1,19 кВт.

Выбираем в качестве уплотнений подвижных соединений гидроцилиндра эластичные манжеты, при это механический КПД принимаем h_мех=0,8. Принимаем в первом приближении гидравлический КПД привода h_гидр=0,8. Мощность привода менее 5 кВт.Выбираем номинальное давление р_н=4,0 МПа.т.к. оно обеспечивает заданный закон перемещения и силовое воздействие цилиндра.

Площадь F поршневой камеры определяем из формулы:

 

F = F_п /p_н^. h_гидр^. h_мех,

 

F = 6351/0,8^.0,8^.4^.10⁶ = 0,24^.10^-2 м².

Определяем необходимый диаметр D поршня:

 

 

Из номинального ряда по ГОСТ 12447-80 диаметр составит D=56мм.

Уточним площадь поршневой камеры:

F = p ^. 0,056²/4=24.6 ^.10^-4 м².

Диаметр штока определим по формуле:

d = 0,5 ^. D

 

d = 0,5 ^. 0,056 = 0,028 м.

Выбираем ближайшее значение из номинального ряда:

d = 28 мм.

Определяем коэффициент d отношения площадей:

 

d=1-(d/D)²

 

d=1-(28/56)²=0,75.

Для уплотнения поршня используем две манжеты 50 х 40 с шириной l₁=7 мм, для уплотнения штока - две манжеты 35 х 25 с шириной l₂=7 мм. Принимаем контактное давление p_к=0,2 МПа, коэффициент трения резины f_тр=0,3. По формуле определяем силу трения Р_F, возникающую в уплотнениях гидроцилиндра:

 

Р_F1=p^.D^.f_тр^.p_к^.n,

 

где n- число манжет.

Р_F1=3,14^.0,056^.0,007^.0,3^.0,2^.10^6.2 = 147,7 Н.

Р_F2=3,14^.0,028^.0,007^.0,3^.0,2^.10^6.2 =73,85 Н.

Суммарная сила трения составит:

Р_F=147,7 +73,85 = 221,55 Н.

Гидравлический расчет

На данном этапе определим проходные сечения магистралей (трубопровод) и гидроаппаратов, а также гидравлических потерь давления при течении рабочей жидкости. Определим необходимый расход для напорной Q_д и сливной Q_с магистралей, принимая объемный КПД равный h_о=0,9 по формулам:

 

Q_д=F^.v_max /h_o,

 

Q_д=24,6×10^-4×0,187/0,9 = 0,51×10^-3 м³/с или Q_д=30,6 л/мин.

 

Q_с=F^.v_max^.h_о^.d,

 

Q_с=24,6×10^-4.0, 187^.0,75^.0,9 = 0,31×10^-3 м³/с или Q_с=18,6 л/мин.

Принимая скорость потока жидкости:

для напорной магистрали u_н = 5 м/с,

для сливной магистрали u_c = 2 м/с.

Определяем диаметр условного прохода d_у для напорной и сливной магистрали по формуле:

 

d_у=(4×Q/p×u_н)^0,5,

 

d_у1=(4×0,51×10^-3/3,14×5)^0,5=0,011 м;

d_у2=(4×0,31×10^-3/3,14×2)^0,5=0,014 м.

Выбираем ближайшие значения из номинального ряда по ГОСТ 16516-80:

для напорного и сливного трубопроводов d_у1=12 мм. и d_у2=16 мм.

Площадь условного прохода трубопровода:

F_y1= p×0,012²/4=1,13×10^-4 м².

F_y2= p×0,016²/4=2×10^-4 м².

Переходим к подбору гидроаппаратов. Выбираем распределитель типа ПГ72-33 с диаметром условного прохода d_у =16 мм, номинальным расходом Q_н=40 л/мин, максимальным расходом Q_мах=80 л/мин. Выбираем предохранительный клапан непрямого действия типа ПГ52-23 с d_у=16 мм и Q_н=40 л/мин. Выбираем фильтр типа Ф7М с d_у=20 мм и Q_н=63 л/мин.

Определяем гидравлические потери в напорной магистрали.

Потери давления на дросселе:

∆Pдр=ξ×P×u²/2=2×900×4.5²/2=0.018МПа

Потери давления в местных сопротивлениях (гидроаппаратах) равны: на фильтре-0,0024 МПа; на распределителе-0,0012 МПа.

Уточняем значение скорости потока рабочей жидкости в напорной магистрали используя формулу:

 

u_н = Q/F_у1,

 

u_н=0,51×10^-3/1,13×10^-4=4,5м/с.

Определяем режим течения рабочей жидкости. В качестве которой принимаем минеральное масло ИГП-30 с кинематической вязкостью ν=30сСт и плотностью r=900кг/м³.

Определяем число Рейнольдса:

 

Re = u_н× d_у1/ν

 

Re = 4,5×0,012/0,3×10^-4 = 1800,

что меньше критического числа Re*=2300 для трубопроводов круглого сечения, следовательно, режим течения ламинарный.

Выбираем параметр шероховатости D = 0,05 мм для стальных труб.

Определяем коэффициент трения по формуле:

l_т=64/Re,

l_т=64/1800=0,0355.

Потери давления на трение по длине l_н=l₁+l₂=4+6=10 м для напорного трубопровода определим по формуле:

Dр_Т1=(l_т×l_н× u_н²×r)/2× d_у1,

 

Dр_Т1=0,0355×10×4,5²×900/2×0,012 = 0,27МПа.

Потери давления на трение в напорной магистрали:

Dр_д =0,27+0,0012+0,0024+0,018 = 0,29 МПа.

Давление за насосом находим по формуле:

 

p_o=p_м+р_а,

 

где р_м- магистральное давление (магистраль),

р_а- атмосферное давление, МПа р_а=0,1МПа.

р_о= 4+0,1 = 4,1 МПа.

Определяем давление в поршневой камере двигателя по формуле:

 

р_д = р_о-Dр_д,

 

р_д = 4,1-0,29 = 3,81 МПа.

Определяем давление в сливной камере. Потери давления на распределителе - 0,0012 МПа;

Уточняем значение скорости потока в сливной магистрали по формуле:

 

u_c=Q/F_y2,

 

u_c = 0,31×10^-3 /2×10^-4 =1,6 м/с.

Значение числа Рейнольдса составит:

Re=1,6× 0,016/0,3×10^-4 = 853,

что также меньше критического значения, следовательно, режим течения - ламинарный.

Коэффициент трения равен:

l_т=64/853= 0,075.

Потери давления по длине l_c=l₃+l₄=10 м для сливного трубопровода:

Dр_Т2=0,075× 10× 4,5²× 900/2× 0,016 = 0,43 МПа.

Потери давления в сливной магистрали:

Dр_с=0,043+0,0012=0,43 МПа.

Определяем давление в штоковой камере двигателя по формуле:

 

р_с = р_а+Dр_с,

 

р_с = 0,1+0,43 = 0,53 МПа.

Вычисляем максимальное усилие, которое развивает гидроцилиндр при выбранных параметрах привода по формуле:

 

Р_max=F₁×(р_д-d× р_с)-P_F,

 

Р_max=24,6×10^-4(3,81×10⁶-0,75×0,53×10⁶)-221,55 =8191 Н,

что больше полной внешней нагрузки, т. е.т.к 8191> 6351,то P_max < F_п.

Определяем гидравлический КПД привода по формуле:

 

h_гидр=(р_д-d× р_с)/р_н-р_а,

 

h_гидр=(3,81-0,75×0,53)/(4-0,1)=0,87.

Таким образом, выбранные параметры обеспечивают заданный закон перемещения и силовое воздействие цилиндра.

 

Тепловой расчет

 

Целью этого расчета является определение температуры жидкости, выбор необходимого по объему гидробака и определения основных параметров теплообменного аппарата. Определим потери мощности DN при течении жидкости по формуле:

 

DN=Dр_Т1×Q_д+Dр_Т2×Q_с,

 

DN=0,29×10⁶×0,51×10^-3+0,43×10⁶×0,31×10^-3=0,281×10³ Вт.

В первом приближении принимаем полезный объем гидробака равным пятиминутной номинальной подаче насоса по формуле:

 

V_б=(180¼300)× Q_с,

 

V_б=300×0,51×10^-3=0,153 м³=153 дм³.

Выбираем ближайшее значение из номинального ряда вместимостей гидробаков по ГОСТ 12448-80: V_б=160 дм³.

Выбираем цилиндрическую форму гидробака. Площадь стенок бака F_ст в этом случае определяется по формуле:

 

F_ст=5,5× V_б^2/3,

 

F_ст=5,5×0,16^2/3=1,64 м².

Принимаем, что теплообмен происходит при естественной циркуляции воздуха. Коэффициент k_пт теплопередачи будет равен k_пт=20 Вт/м²×^оС.

Определим удельную мощность теплоотдачи в окружающую среду при перепаде температуры на 1 ^оС по формуле:

 

Р_ту=k_пт× F_ст,

 

Р_ту=20×1,64=32,8 Вт/^оС.

Определяем изменение температуры рабочей жидкости при установившемся режиме работы привода:

 

DТ=DN/ Р_ту,

 

DТ=0,281×10³/32,8=8,56 ^оС.

При температуре окружающей среды Т_о=20 ^оС температура рабочей жидкости составит Т_ж=20+8,56=28,56 ^оС, что меньше максимально допустимой температуре эксплуатации. Следовательно, выбранные параметры гидробака обеспечивают работу привода в допускаемом температурном режиме.

Насос гидропривода должен обеспечивать необходимую подачу. Определяем по формуле:

 

Q_н=Q_д+Q_ут,

 

Q_н=30,6+0,2=31 л/мин,

где Q_ут=0,2 л/мин – утечки через предохранительный клапан.

В качестве насоса выбираем пластинчатый нерегулируемый насос типа

Г12-33М, обеспечивающий подачу35 л/мин.

Эффективная мощность N на валу насоса определяем по формуле:

 

N= Q_н×р_м/60,

 

N=31×4/60=2,06 кВт.

Потребляемую при этом мощность N_потр насоса находим по формуле:

 

N_потр=N/h,

 

N_потр=2,06/0,82=2,51 кВт.

Крутящий момент М на приводном валу насоса определяем по формуле:

 

М=р×w/2×p×h_мех,

 

где w- рабочий объем, см³.

М=4×40/2×3,14×0,9=28,3 Нм,

Выбранные параметры обеспечивают работу привода в заданном режиме.

 

Расчет направляющих

 

В качестве направляющей выбираем направляющую жидкостного трения с замкнутой гидростатической опорой с регулируемым расходом (рис. 1).

 

Рис. 1 Схема питания гидростатической направляющей

 

Данные для расчета направляющих:

B = 0,236 м (ширина направляющей);

L = 1 м (длина направляющей);

b = 0,15 м (ширина кармана);

l = 1 м (длина кармана);

h = 0,0001 м (величина рабочего зазора, выбирается в зависимости от длины);

ε = 0 м (относительное смещение направляющей);

k = 1 (относительное различие в противоположных опорах);

Определяем грузоподъемность:

 

P = p_нFc_Fc_p;

 

где: p_н – давление на насосе;

p_н = 2 МПа;

F – площадь кармана;

F = b^.l;

F = 0,3 м²;

с_F – коэффициент формы опоры и кармана:

с_F = 1/6LB(2LB+lB+2lb+Lb);

с_F = 1/1,416(0,472+0,236+0,3+0,15) = 0,61

c_p, с_j – коэффициенты, зависящие от ε и k, определяются по кривым:

c_p = 1, с_j = 1;

P = 2^.10^6.0,3^.0,61^.1 = 0,366^.10⁶ кгс = 3,66^.10⁶ Н;

Определяем жесткость опоры:

 

j = - 3p_нFc_Fc_j /h;

 

j = - 3^.2^.10^6.0,3^.0,61^.1/0,0001 = - 14724^.10⁶ кгс^.м² = - 10980^.10⁶ Н^.м²;

Оптимальная динамическая вязкость рабочей жидкости:

 

μ = 10h²/υ(5p_н² /3с_рF)^0.5;

 

μ = (0,32^.10^-6.(22,22^.10⁶)^0,5) = 1,51 = 1,51 Па^.с;

Выбираем индустриальное масло марки ИГП – 18 с ρ = 900 кг/м³ и ν=16,7 сСт.

Определяем демпфирующую силу:

 

P = μL/h³(B³ – b³);

 

P = 1,51^.1^.0,033196 /1^.10^-12 = 50,12^.10⁹ Н.