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 Определение 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
Рисунок 1 - Расчетная схема гидроцилиндра с односторонним штоком

В период установившегося движения суммарная нагрузка на штоке:

Pуст=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 1 - коэффициент трения при установившемся движении (1=0,06);

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

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

G - вес подвижных частей. G=mg; G=230Ч9,8=2254 H.

Рт= + =138,02+98=236 Н

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

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

Ртц= =842,1Н

Подставляя значения в формулу (1), получаем:

Pуст=16000+842,1+238+2254=19334,1Н

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

Pраз=Ри+Рт+Ртц+G (4)

где Ри- сила инерции подвижных частей, Н;

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

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

m - масса подвижных частей, кг;

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

Ри= =46 Н

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

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

Суммарная нагрузка на штоке в период разгона, равна:

Pраз=564+841,1+2254+46=3705,1 Н

Pуст=19334,1Н

Рраз=3705,1 H

По суммарной нагрузке Р, преодолеваемой штоком гидроцилиндра в период установившегося режима и в период разгона, устанавливается наибольшее ее значение: P=Pуст=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

Давление р, МПа	Диаметр поршня D, мм	Диаметр штока d, мм
1,4	125 (140)	36

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)

(8)

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

D - внутренний диаметр цилиндра;

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

Подставляем значения в формулу (8):

> =1,9мм

Толщину стенки тонкостенного цилиндра принимаем равной 6 мм

1.3 Определение расхода жидкости, необходимого для получения скорости перемещения рабочего органа
Расход жидкости Q л/мин, нагнетаемой насосом, определяется по заданной скорости рх перемещения силового органа при рабочем ходе по формуле (9):

Q= (9)

где F - площадь поршня гидроцилиндра, дм2;

рх - скорость перемещения рабочего органа, дм/мин;

0 - объемный КПД гидроцилиндра, учитывающий утечки (0=0,99)

Площадь поршня F определяется по формуле (10):

F=pЧD2/4 (10), F1= (1,25/2) 2--Ч 3,14=1,23 дм2, F2= (0,36/2) 2--Ч 3,14=0,1 дм2

Подставив числовые значения в формулы (10), (9), получаем:

Q= =76,3 л/мин

1.4 Выбор насоса
По условию Qном Q; pном p, выбирается пластинчатый насос БГ12-24АМ с номинальными данными приведенными в таблице 2.

Таблица 2 - Параметры насоса Г15-24Р

Рабочий объем,V см3	Номинальная подача, Qном л/мин	Номинальное давление, Рном, МПа	КПД при номинальном режиме	Частота вращения nном, об/мин
			о ном	ном
80	77	6,3	0,96	0,8	960

2. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода
На основании номинальных данных насоса, выбираем гидроаппаратуру с параметрами, представленными в таблицах 3-7.

Манометр

Манометр выбирается по следующему условию:

0,75рmax і?ркл (12)

рmax і?4,5/0,75=6 МПа

Принимает манометр типа МТП класса точности 1,5 и верхним пределом измерения рном=5МПа.

Гидробак

Объем гидробака заполняется на 80…90% маслом, а объем масла определяется по формуле (13):

V=3Qном (13)

V=3Ч77=231 л

Из стандартного ряда по ГОСТ 12448-80 принимаем объем гидробака V=250 л. Форма прямоугольного параллелепипеда 1: 1:

Рабочая жидкость

В качестве рабочей жидкости выбираем индустриальное гидравлические масло ИГП - 18. Параметры масла приведены в таблице 3.

Таблица 3- Параметры масла ИГП-18

Плотность при 50 С , кг/м3	Кинематический коэффициент вязкости , мм2/с	Температура С
	40	50	60	Вспышки	Застывание
880	27	16,5-20,5	13,5	170	-15

Распределитель

Принимаем распределитель В16 (схема 14).

В напорной линии расход Qн=77 л/мин, потери давления в напорной линии рнном=0,0583 МПа при Qн=77 л/мин (по графику Г.4).

В сливной линии расход Qсл=QномЧ (F/ (F-f)).

Qсл=77Ч(0,123/ (0,123-0,1)) =77Ч1,09=83,8 л/мин

Qсл=83,8 л/мин.

рслном=0,183 МПа, при Qсл=83,8 л/мин (по графику Г.4).

Параметры распределителя представлены в таблице 4:

Таблица 4 - Параметры распределителя

Параметры	Диаметр условного прохода, мм	Расход масла, л/мин
		Номинальный	Максимальный
В16	16	53-125	90-125

Параметры остальной аппаратуры представлены в таблице 5.

Таблица 5 - Параметры гидроаппаратуры

Наименование элемента	Типоразмер	Номинальный расход Qном, л/мин	Номинальное рабочее давление рном, МПа	Потери давления р, МПа
Регулятор потока (расхо-да)	МПГ-25	80	20	0,2
Фильтр напорный	32-25-К	160	20	0,16
Гидроклапан давления	Г54-34М	125	20	0,6

3. Расчет трубопроводов гидросистемы
3.1 Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов
Скорости в линиях принимаем:

для всасывающего трубопровода =1,6 м/с;

для сливного трубопровода =2 м/с;

для напорного трубопровода =3,2 м/с (при р<6,3 МПа).

Зная расход Q (расход жидкости во всасывающей, напорной и сливной линиях), диаметр трубопровода определяется по формуле (14):

, (14)

где - скорость движения рабочей жидкости.

Для всасывающей линии внутренний диаметр трубопровода равен:

dвс==31,97 мм

Для сливной линии:

Qсл=Qном (F/ (F-f)) (15), F=--D2/4=3,14Ч_,1252/4=_,_12266--м2

f=pd2/4=3,14Ч0,036/4=0,001 м2

Qсл=54,9Ч (0,012266/ (0,012266-0,001)) =77Ч?,09=83,8 л/мин

Определяем диаметр трубы сливной линии:

dсл==29,83 мм

Для напорной линии:

Qн=Qвс=56 мм (16)

dн==22,6 мм.

Толщину стенок трубопровода можно определить по формуле (17):

, (17)

где - максимальное давление в гидросистеме;

d - внутренний диаметр трубопровода;

=6 - коэффициент безопасности;

- предел прочности на растяжение материала трубопровода, принимаем материал медь, для которой =250 МПа.

Толщину стенок трубопровода всасывающей линии, при максимальном давлении:

??????

dвс==1,44.

Толщина стенок трубопровода напорной линии, при максимальном давлении:

dн==1,017 мм.

Выбираем толщину трубопровода напорной линии 0,8 мм.

Толщина стенок трубопровода сливной линии, при максимальном давлении:

dсл==1,34 мм.

По ГОСТ 617-90 выбираем стандартные наружные и внутренние диаметры труб:

Dнарвс=dвс+2вс=23+2Ч1,5=26 мм

Dнарсл=dсл+2сл =34+2Ч2=36 мм

Dнарн=dн+2н =21,9+2Ч1,5=34 мм

При определении диаметров трубопроводов, производим уточненный расчет скорости рабочей жидкости по формуле (18):

. (18)

Для всасывающей линии:

uвс==1,41 м/с

Для напорной линии:

uн==3,09м/с

Для сливной линии:

uсл==1,85 м/с

3.2 Определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса
Плотность масла при рабочей температуре можно определить по формуле:

t= (19)

где - плотность масла, кг/м3;

t - изменение температуры, С;

1 - коэффициент температурного расширения жидкости (для минеральных масел). 1=710-4), C-1

t= =879,4 кг/м3

Кинематический коэффициент вязкости р при р=3,75 МПа определяется по формуле (20):

р= (1+0,03р)-- (20), р= (1+0,033,75)--21=23,78мм2/с

Коэффициенты сопротивления по длине трубопровода л определяется в зависимости от режима движения жидкости и зоны сопротивления. Сначала определяется число Рейнольдса:

(21)

Для всасывающей линии:

Reвс=140034/23,78=2001,68

Число Рейнольдса Re<2320, значит, режим движения ламинарный и коэффициент сопротивления л определится по формуле:

(22)

лвс=75/2001,68=0,037

Для напорной линии:

Reн=3090 23/23,78=2988,64

Число Рейнольдса 2310<Re<4000, значит, режим движения переходный и коэффициент сопротивления л определится по формуле (23):

лн=2,7/Re 0,53 (23)

лн=2,7/ (2988,64) 0,53

Для сливной линии:

Reсл=1850Ч31/23,78=2411,68

Число Рейнольдса 2320<Re<4000, значит, режим движения переходный и коэффициент сопротивления л определится как:

лсл=2,7/2411,690,53=0,042

При ламинарном режиме коэффициенты местных сопротивлений олр зависят от числа Рейнольдса и определяются по формуле:

лр=Чb (24)

где b - поправочный коэффициент, учитывающий зависимость потерь в местном сопротивлении от числа Рейнольдса при ламинарном режиме.

Для всасывающей линии bвс=1,09, для напорной линии bн=1, для сливной линии поправочный коэффициент не учитывается.

Коэффициент местных сопротивлений о рассчитывается согласно схеме гидросистемы.

Таблица 6 - Коэффициент местного сопротивления

Участок	Расчетная формула	Значение	С учетом Рейнольдса
Всасывающий	вс=вх	0,5	0,50,165= 0,0825
Напорный	н=2Чкрест +3Чпов+вх. ц крест - крестовое разветвление (0,1) пов - поворот трубопровода (0, 19) вх - вход в гидроцилиндр (1)	2Ч0,1+3Ч1, 19+ 1=4,77	4,771=4,77
Сливной	сл=крест +пов+вых крест - крестовое разветвление (0,1) пов- поворот трубопровода (1, 19) вых- выход из трубы в резервуар (1)	0,5+1, 19+???=2,29	2,29

Площадь сечения трубопровода определяется по формуле (11):

Для всасывающей линии: Fвс=3,14Ч342/4=907,5 мм2

Для напорной линии: Fн=3,14Ч232/4=415,3 мм2

Для сливной линии: Fсл=3,14Ч312?4=754,4 мм2

Определение потерь давления в гидроаппаратах:

Напорная линия: МПа

Для напорного фильтра:

Сливная линия: МПаОбщие потери давления, состоящие из потерь во всасывающей, напорной и сливной, приведенной к напорной, линиях определяются по формуле:

(25)

Выражая скорости движения жидкости в трубопроводах, потери давления в аппаратах У, Уи расход жидкости в сливной линии Qсл через расход Qн в напорной линии, можно получить:

(26)

где

D=F/ (F-f) или D=1/ (1-f/F); D=

л - коэффициент сопротивления трения по длине трубопровода,

Уо - сумма коэффициентов местных сопротивлений в соответствующей линии (вход и выход из трубы, внезапное расширение и сужение трубы, повороты, тройники и т.д.),

lвс, lн, lсл - длины трубопроводов соответственно всасывающей, напорной и сливной линии,

dвс, dн, dсл - диаметры соответственно всасывающей, напорной и сливной линии,

с - плотность жидкости,

У, У- потери давления в гидроаппаратах, установленных в напорной и сливной линиях соответственно.

Используя для расчета потерь давления формулу (26), получаем:

ЧD3)--ЧQн2Ч??43)--Ч1010ЧQн2=77,223Ч1010ЧQн2 НЧс2/м8

В начале трубопровода гидросистемы необходимо иметь давление р для создания полезной нагрузки на гидродвигателе, а также для преодоления потерь давления Др, начиная от всасывающей линии до конца сливной линии, то есть:

ртр=р+р=р+77,2231010Q2н (27)

Насос работает на трубопровод. Поэтому должны соблюдаться условия материального и энергетического баланса, то есть, какая будет подача насоса, такой же расход будет в трубопроводе и какое давление будет создавать насос, такое же давление будет в начале напорного трубопровода.

Эти условия будут выполняться в точке пересечения характеристики насоса рн=f1 (Q) с характеристикой трубопровода ртр=f2 (Q).

Характеристику насоса (рис.2) строим по двум точкам: первая точка (рном; Qном). Вторая точка: р=0, а расход жидкости определится по формуле (28):

Qт=VЧnном=86Ч10-3Ч960=76,3л/мин (28)

Характеристику трубопровода строим по нескольким точкам, меняя значение расхода жидкости в выражении (27).

Таблица 7 - Значение полного давления в трубопроводе в зависимости от расхода

Q, л/мин	10	20	30	40	50	60	70	77
Ртр, МПа	1,424	1,4858	1,5931	1,7462	1,9367	2,1722	2,4511	2,6724

По точке пересечения характеристики трубопровода с характеристикой насоса - рабочей точке А находится действительная подача Qн=76,4 л/мин, развиваемое им давление рн=2,52 МПа и общие потери Др=1,12 МПа в трубопроводах гидросистемы.

ркл=1,121,15=1,288 МПа

рклрном

1,2886,3

Предварительно выбранный насос удовлетворяет условиям давления в системе.

Зная действительную подачу Qн пересчитываем потери давления в гидроаппаратуре:

В напорной линии: для распределителя:

рраспр=0,0581 МПа при Q=76,4 л/мин

Для гидроклапана давления:

ргидрокл. давл. =роткр+ рном, где роткр=0,15 МПа (29)

ргидрокл. давл. =0,15106+0,6106=0,741 МПа

Для напорного фильтра:

рфильтр= рном

рфильтр=0,16106=0,158 МПа

В сливной линии:

Для распределителя:

рраспр=0,141 МПа при Q=83,16л/мин

Для регулятора потока (расхода):

ррегулятор. потока= (30)

где -коэффициэнт расхода дросселя (=0,65)

F - площадь отверстия щели (0,094 м2)

ррегулятор. потока. = =0, 191 МПа

Общая потеря давления в гидроаппаратуре:

рга=Sрiн+Sрiсл =рраспрн+ргидроклапн. давл. + рфильтр+ (рраспрсл+ррегю. пот)--Qcл/Qн (31)

рга=0,0581+0,741+0,158+ (0,141+0, 191)--0,99=0,7991+0,33=1,129 МПа

Сравнивая потери давления в гидроаппаратуре с общей потерей давления гидросистемы, получим, что оно составляет:

рга/р=1,129/1,12100%=100,8% (32)

4. Определение скорости рабочего и холостого хода, времени двойного хода поршня со штоком цилиндра
Уточненная скорость рабочего хода поршня со штоком определяется по формуле

р. х= (34)

р. х=76,41/ (0,0123-0,001) =76,4/0,0113=6,76 м/мин

Скорость холостого хода определяется по формуле (36):

х. х=Qнhоц/F (35)

Скорость холостого хода равна: х. х=76,41/0,0123=6,22 м/мин

Время одного двойного хода поршня без учета сжимаемости жидкости рассчитывается по формуле (37):

t = (36)

где S - ход поршня

t - время реверса. t=с. При массе подвижных частей m=230 кг принимаем с=0,055 с1,5м0.5.

t=0,055=0,0550,466=0,0256 с

Используя формулу (37), получаем:

t=0,01130,2560000/76,4+0,0256=2,24с

5. Определение коэффициента полезного действия гидропривода
Коэффициент полезного действия для данной схемы определится по формуле

г. п= = (37)

где Qн - подача насоса при рн

Рп - полезное усилие на штоке гидроцилиндра

н - полный К.П.Д. насоса. н =0мг

г - гидравлический К.П.Д. насоса (г=1)

0 - объемный К.П.Д. насоса

м - механический К.П.Д. насоса

h?= (38)

h?=76,4/?76,3?1

hм= (39)

hм=0,9/0,97=0,93

н=1,00,931,0=0,93

Используя формулу (38), получаем:

г. п=160000,113600000,93/2,5210676,4=0,617 (61,7%)

6. Тепловой расчет гидропривода
Рабочая температура масла в гидросистеме должна быть 50…550С.

Установившаяся температура масла определяется по формуле:

, (40)

где tВ = 20…250С - температура воздуха в цехе,

К - коэффициент теплоотдачи от бака к окружающему воздуху, Вт/ (м2?0С)

К=17,5 Вт/ (м2?0С) - при отсутствии местной интенсивной циркуляции воздуха.

Nпот - потеря мощности, определяется, как:

Nпот=рнQн (1-гп) /н (41)

Nпот=2,5210676,4 (1-0,617) /0,9360000=1,321 кВт

Расчетная площадь гидробака F, определяется по формуле (43):

2,54 м2 (42)

где б - коэффициент, зависящий от отношения сторон гидробака: б = 6,4 при отношении сторон бака от 1: 1: 1 до 1: 2: 3.

Используя формулу (41), получаем:

tм=23+1321/ (17,52,54) =52,71 0С

Получившаяся температура ниже 55 0С, такая температура допускается.

7. Построение пьезометрической линии
На всасывающей линии существует только потери напора на прямолинейном участке. Они очень малы, значит

В напорной линии потери напора:

Для насоса: = = 291,9 м

Для распределителя: = =6,73 м

Для гидроклапан давления: = =85,89 м

Для напорного фильтра: = = 18,31 м

Потери в гидроцилиндре : = =424,69 м

В сливной линии потери напора:

Для распределителя: = =16,36 м

Для гидроклапана давления: = =22,14м

Библиографический список

1. Акчурин Р.Ю. Расчет гидроприводов. Учебное пособие. 1998.

2. Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. Киев. 1980.

3. Свешников В.К. Станочные гидроприводы: справочник. 1996.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. 1992.

5. ГОСТ 2.781-68 ЕСКД. Обозначения условные графические. Аппаратура распределительная и регулирующая, гидравлическая и пневматическая.

6. Грубе А.Э., Санев В.И. Основы расчета элементов привода деревообрабатывающих станков