Гидравлическая принципиальная схема
| 1 – бак 2 – насос 3 – предохранительный клапан 4 – фильтр 5 – распределитель 6 – трубопровод 7 – цилиндр 8 – рабочий орган 9 – дроссель 10 – манометр 11 – электродвигатель |
Исходные данные для расчёта (см. Приложение 1):
| № варианта | F, Н | L, мм | l1, м | l2, м | k1 | n1 | k2 | n2 | m | t˚С |
| -5 |
где:
¾ усилие на штоке цилиндра F, Н;
¾ ход поршня L, мм;
¾ длина напорной линии l1, м;
¾ длина сливной линии l2, м;
¾ в напорной линии имеется k1 крутых поворотов (под углом 90˚) и n1 плавных;
¾ в сливной – k2 крутых поворотов и n2 плавных;
¾ поршень должен совершать m циклов в минуту;
¾ температура окружающей среды t˚С;
¾ рабочий ход поршня соответствует выходу штока из гидроцилиндра.
Требуется:
¾ выбрать номинальное давление в гидроцилиндре;
¾ определить диаметр гидроцилиндра и диаметр штока;
¾ выбрать диаметр трубопроводов гидролиний;
¾ подобрать рабочую жидкость
¾ определить основные размеры направляющего распределителя;
¾ выбрать насос.
¾ рассчитать коэффициент полезного действия гидропривода.
1 Расчёт гидроцилиндра и подбор рабочей жидкости
1.1. Расчёт основных параметров гидроцилиндра
Для расчёта диаметра цилиндра можно использовать формулу:
| 
|
где 
– номинальное давление, Па;
– нагрузка, Н;
– площадь живого сечения потока, м2.
Номинальное давление подбирается из стандартного ряда (см. Прил.2). При выборе давления (как и прочих величин) следует учитывать её размерность. При подстановке в формулу для расчёта размерность нужно уметь переводить в систему СИ (например, 1кгс/см2= 98100 Па).
|
|
Живым сечением в данном случае является круг с диаметром, равным диаметру цилиндра. Площадь круга находят формуле:
| 
|
где 
– диаметр круга.
Таким образом, диаметр цилиндра можно рассчитать по формуле:
| 
|
|
Затем из стандартного ряда (Прил. 2) выбираем следующее значение диаметра цилиндра 
.
Диаметр штока выбирают также из соответствующего стандартного ряда, исходя из условия:
Принимаем  .
| 
|
1.2 Расчёт потребного расхода рабочей жидкости
Каждый цикл работы гидроцилиндра состоит из двух этапов: прямого хода и обратного хода выходного звена. Количество рабочей жидкости, которое необходимо подать в камеру А цилиндра для совершения прямого хода, можно рассчитать по формуле:
| 
|
Количество рабочей жидкости, которое необходимо подать в камеру В цилиндра для совершения обратного хода, можно рассчитать по формуле:
| 
|
где 
и 
соответственно площадь и диаметр цилиндра;
и 
соответственно площадь и диаметр цилиндра
Итак, для совершения одного цикла требуется рабочей жидкости
| 
|
Следовательно, потребный расход рабочей жидкости можно найти по формуле:
| 
|
Полученное значение потребного расхода рабочей жидкости выражается в м3/с. Полезно тут же перевести его в л/мин и м3/час, так как в некоторых справочниках встречаются и такие единицы размерности.
|
1.3. Расчёт трубопровода
Диаметр трубопровода можно рассчитать, пользуясь уравнением расхода:
| 
|
где 
– средняя скорость потока жидкости в трубопроводе. Максимальную скорость рабочей жидкости в трубопроводе в соответствии с рекомендациями (СЭВ РС 3644-72) принимаем равной 2 м/с
|
|
– площадь живого сечения потока рабочей жидкости в трубопроводе,
| 
|
Следовательно, диаметр трубопровода можно рассчитать по формуле:
| 
|
Затем из стандартного ряда условных проходов гидравлических и пневматических систем (Приложение 2) подобрать ближайшее большее значение диаметра трубопровода 
. Под условным проходом устройства следует понимать номинальный внутренний диаметр присоединяемого к нему трубопровода. Для упрощения расчётов принимаем диаметр трубопроводов одинаковым для всех гидролиний.
После этого необходимо сделать уточнённый расчёт скорости потока рабочей жидкости в трубопроводе по формуле:
| 
|
|
Проверка труб на прочность сводится к определению толщины 
их стенок при известном максимальном давлении p и допустимом напряжении материала трубы 
. Для этого может быть использована формула:
| 
|
для стали предел прочности на разрыв 
, для цветных металлов 
. Запас прочности при расчёте обычно выбирают равным трём, следовательно 
из бесшовных холоднодеформированных стальных труб (ГОСТ 8734-75) выбираем тонкостенную трубу диаметром 20мм и толщиной 1 мм
1.4. Подбор рабочей жидкости
Рабочая жидкость должна удовлетворять следующим основным условиям:
¾ обладать хорошей смазывающей способностью
¾ температура застывания должна быть на 15-20˚С ниже наименьшей температуры окружающей среды
|
|
¾ температура вспышки на 15-20˚С выше температуры окружающей среды
¾ при давлении до 7 МПА рекомендуется применять минеральные масла, имеющие кинематическую вязкость 
.
Температура окружающей среды t=-5˚С;
скорость движения гидродвигателя можно рассчитать по формуле:
Указанным условиям в табл. 8 (см. Приложении 5) соответствует индустриальное масло марки И-12А. его характеристики отражены в таблице.
| Наименование марки масла, назначение | Плотность, кг/м3 | Вязкость кинематическая при 50ºС, сСт | Температура, ºС | |
| Вспышки в закрытом тигле | застывания | |||
| Индустриальное И-12А Гидравлические системы станков при скорости до 3 м/с | -30 |
1. Подбор гидроаппаратов
Подбор гидроаппаратов (гидродросселя, распределителя направляющего, предохранительного клапана) осуществляется в соответствии с выбранным номинальным давлением 
и определённым расходом рабочей жидкости в системе 
Указанным параметрам соответствуют следующие гидроаппараты:
Таблица 3
Дроссель осевой [8]
| Типоразмер | Наибольший рекомендуемый расход, л/мин | Рабочее давление, кгс/см2 | Потери давления при наибольшем рекомендуемом расходе через открытый дроссель, кгс/см2 |
| Г77-24 | До 200 |
Таблица 4
Клапан предохранительный [8]
| Типоразмер | Наибольший рекомендуемый расход, л/мин | Рабочее давление, кгс/см2 | Потери давления при наибольшем рекомендуемом расходе через клапан прелохранительный, кгс/см2 |
| Г52-14 | 3…50 | 1,2 |
Таблица 5
Клапаны направляющие золотниковые [8]
| Типоразмер | Наибольший рекомендуемый расход, л/мин | Рабочее давление, кгс/см2 | Потери давления при наибольшем рекомендуемом расходе через клапан направляющий, кгс/см2 |
| Г74-14 | 3…80 |
3 расчёт гидравлических сопротивлений всей системы
Гидравлическое сопротивление системы в виде потерь напора или давления определяется из потерь по длине и местных потерь.
Потери напора и потери давления связаны прямо-пропорциональной зависимостью:
| 
|
– потери давления, Па;
– плотность рабочей жидкости, кг/м3;
– ускорение свободного падения, м/с2;
– потери напора, м.
Потери напора в гидросистеме разделяют на потери напора по длине и местные потери.
3.1 Расчёт гидросопротивлений на прямолинейных участках
Потери напора по длине трубопровода рассчитывают по формуле:
| 
|
где 
– длина трубопровода, м;
– его диаметр, м;
- скоростной напор, м;
- безразмерный коэффициент потерь напора по длине, определяется при помощи критерия Рейнольдса следующим образом: вычисляется критерий Рейнольдса по формуле
| 
|
и, сравнивая с критическим значением 
, определяют режим движения жидкости.
В случае ламинарного режима движения жидкости (при 
) коэффициент потерь напора вычисляют по формуле:
| 
|
при турбулентном режиме –
| 
|
Итак,  , следовательно, режим движения жидкости по трубопроводу – турбулентный, и коэффициент потерь напора по длине вычислим по формуле :
Для упрощения дальнейших расчётов вычислим величину скоростного напора:
При вычислении потери напора по длине учтём, что диаметр напорного трубопровода равен диаметру сливного, то расчёт потерь по длине трубопровода можно свести в одну формулу:
Потери давления на прямолинейном участке вычислим по формуле :
3.2 Расчёт гидросопротивлений на поворотах
|
Местные потери напора вычисляют по формуле:
| 
|
где 
– безразмерный коэффициент, определяющий потери в данном местном сопротивлении.
Из местных потерь в данной работе рекомендуется рассматривать потери на гидроаппаратах (рассматривались выше), потери на поворотах и потери на всасывающей линии. Причём потери напора на всасывающей линии рекомендуется принять равным 1 м. При этом потери давления на всасывающей линии составят
При расчёте потерь на поворотах следует принять:
· для крутых поворотов 
· для плавных поворотов 
Суммируем потери напора на крутых поворотах:
При этом потери давления на крутых поворотах составят:
Суммируем потери напора на плавных поворотах:
При этом потери давления на крутых поворотах составят:
3.3 Расчёт гидросопротивлений на гидроаппаратах
Значения гидравлических сопротивлений гидроаппаратов переведём в систему СИ:
где 
- потери давления при наибольшем рекомендуемом расходе соответственно через дроссель осевой Г77-24, клапан предохранительный Г52-14 и клапан направляющий золотниковый Г74-14.
По окончании расчётов всех гидросопротивлений результаты следует свести в таблицу и вычислить общее сопротивление:
| Название элемента гидропривода | Потери напора  , м
| Потери давления , Па
|
| Прямолинейные участки трубопровода | 
| 
|
| Повороты | 
| 
|
| дроссель | 22,73 | 
|
3.4 Проверка условия достаточности выбранного номинального давления
Затем необходимо проверить условие:
| 
|
где 
– требуемое давление со стороны рабочей жидкости на поршень гидроцилиндра для обеспечения заданной максимальной нагрузки. Его можно рассчитать по формуле:
| 
|
|
Условие достаточности выбранного номинального давления выполняется, можно приступить к выбору насоса.
4 Выбор насоса
4.1. Выбор насоса
Зная номинальное давление 
и потребный расход рабочей жидкости 
, по каталогам (см. Приложение 4) выбираем насос шестерённый Г 11-24. В таблице отражены его характеристики.
Шестерённые насосы [5]
| Марка | Номинальная подача м/ | Номинальная давление, МПа | Номинальная мощность, кВт | Источник информации |
| Г 11-24 | 2,5 | [2] |