методичка по гидравлике. Учебное пособие для студентов направления 250400. 62 Технология лесозаготовительных и деревоперерабатывающих производств

• Название: Учебное пособие для студентов направления 250400. 62 Технология лесозаготовительных и деревоперерабатывающих производств
• Анкор: методичка по гидравлике.docx
• Дата: 24.02.2018
• Размер: 9.89 Mb.
• Имя файла: методичка по гидравлике.docx
• Тип: Учебное пособие; #15875
• страница: 5 из 19

2 4 4

В соответствии с этим расчетный крутящий момент
M ^ΔPb D² d² _{. (2.5)}

8

Угловая скорость вращения вала

_{ω } 8Q

D² d² b
. (2.6)



Фактические момент M_Ф и угловая скорость ω_Ф будут меньше расчетных в связи с наличием потерь трения и утечек жидкости, характеризуемых механическим м и объемным об КПД гидроцилиндра:
ΔPb_{ 2 2 }


M_Ф 

ω 

D d 8

8Q

^η_М , (2.7)
. (2.8)

^Ф D² d² b ^ηоб
Применяются также и многопластинчатые поворотные гидроцилиндры (рисунок 2.6), которые позволяют увеличить крутящий момент, однако угол поворота при этом уменьшится. Момент и угловая скорость многопластинчатого гидроцилиндра:
ΔPbz_{ 2 2 }

M_Ф  ₈

D d

^η_М , (2.9)


ω_Ф 

8Q

zD² d² b ^ηоб
, (2.10)

где z – число пластин.
Рисунок 2.6 – Поворотные гидроцилиндры: а – двухлопастной; б – трехлопастной
Для преобразования прямолинейного движения выходного звена гидроцилиндра 1 в поворотное исполнительного механизма 2 применяют речно-шестеренные механизмы (рисунок 2.7). Без учета сил трения крутящий момент на валу исполнительного механизма равен

2

M ΔP ^πD

4

• 
  D₃ 2
  

, (2.11)



а угловая скорость вращения

ω 

8Q


3

πD² D


, (2.12)

где D_З – диаметр делительной окружности шестерни.

Рисунок 2.7 – Речно-шестеренный механизм

4. 
   Основы расчета гидроцилиндров
   

Основными рабочими и конструктивными параметрами силовых гидроцилиндров являются: внутренний диаметр цилиндра, развиваемое усилие, расход жидкости, мощность и КПД.

Внутренний диаметр цилиндра D является главным параметром; он характеризует геометрические размеры и технологию изготовления

гидроцилиндра. По этому параметру определяют усилие на штоке и скорость движения поршня при рабочем ходе. По диаметру штока d определяют развиваемое усилие и скорость при холостом ходе.

Рабочее давление P_P устанавливает эксплуатационную и геометрическую характеристики гидроцилиндров.

Определение основного параметра силового гидроцилиндра – его

внутреннего диаметра (диаметра поршня) производят в два этапа. Сначала вычисляют приближенное значение диаметра D по известной полезной нагрузке F и принятому рабочему давлению; затем определяется диаметр

гидроцилиндра с учетом всех внешних дополнительных нагрузок (при этом величину дополнительных нагрузок определяют, принимая уже известным диаметр гидроцилиндра).

1. 
   Приближенный расчет основных параметров силового гидроцилиндра
   

Диаметр силового гидроцилиндра (без учета потерь давления на преодоление дополнительных нагрузок) определяют по формуле

_{D } 4F

πP_P
, (2.13)

где F – полезная нагрузка, приведенная к штоку;

P_P – рабочее давление в цилиндре, принимаемое в зависимости от F (см. раздел 2.2).
По вычисленному в соответствии с формулой (2.13) расчетному диаметру D подбирают ближайший больший нормализованный диаметр. Внутренний диаметр гидроцилиндров нормализован ГОСТ 6540-68 и имеет следующие значения в мм:

10	12	16	20	25	32	40	50
63	80	100	125	160	200	250	320
400	500	630	800

Основной ряд:

Дополнительный ряд: 36	45	56	70	90	110	140	180
220	280	450	560	710	900

Диаметр штока d определяется в зависимости от величины хода

поршня S. Если выполняется условие

^{S 10D} , можно принимать:



при

P_P 2,5

МПа d = (0,3 0,35)D;


при при

P_P 

P_P 

(6,4 10) МПа d = 0,5D;

(16 25) МПа d = (0,7 0,75)D.

По вычисленному значению диаметра штока принимается ближайший больший, согласно ГОСТ 6540-68:

Основной ряд:	10	12	16	20	25	32	40	50
	63	80	100	125	160	200	250	320
	400	500	630	800
Дополнительный ряд:	14	18	22	28	36	45	56	70
	90	110	140	180	220	280	360	450
	560	710	900

2. 
   Уточненный расчет основных параметров гидроцилиндра
   

В процессе работы силового гидроцилиндра часть рабочего давления затрачивается на преодоление сил трения в конструктивных элементах гидроцилиндра, силу противодавления, динамические нагрузки, возникающие при разгоне и торможении поршня гидроцилиндра. Считая принятое рабочее давление исходным параметром, можно уточнить диаметр силового гидроцилиндра. Для этого необходимо учесть названные выше дополнительные нагрузки.

Полезные и дополнительные нагрузки определяют величину усилия, развиваемого гидроцилиндром, F'. Усилие, развиваемое гидроцилиндром,

равно сумме нагрузок – статической F_CТ и динамической F_Д
F' = F_CТ + F_Д. (2.14)
Статическая нагрузка определяется при установившемся движении поршня по формуле
F_CТ = F + F_ТР + F_ПР, (2.15)
где F – полезная нагрузка, приведенная к штоку поршня; F_ТР – сила трения в конструктивных элементах;

F_ПР – сила противодавления.

Силы трения в конструктивных элементах гидроцилиндра

Важными элементами конструкции гидропривода являются уплотнительные устройства, обеспечивающие герметичность в подвижных и неподвижных соединениях гидравлических машин. От типа

применяемых уплотнений зависит конструкция поршней гидродвигателей (гидроцилиндров, гидромоторов), их параметры, а также величина рабочего давления.

Обычно все применяемые в системах гидропривода уплотнения подразделяют по назначению на три группы:

• 
  уплотнения неподвижных поверхностей;
  
• 
  уплотнения подвижных поверхностей при относительных возвратно-поступательных перемещениях;
  
• 
  уплотнения подвижных поверхностей при относительном вращательном их перемещении.
  

Для обеспечения высокой степени герметизации применяют различного типа уплотнения (рисунок 2.8), изготовленные из различных материалов:

• 
  набивочные;
  
• 
  манжетные;
  
• 
  резиновые кольца;
  
• 
  металлические кольца.
  

Рисунок 2.8 – Уплотнительные устройства: а – резиновое кольцо прямоугольной формы; б – резиновое кольцо круглого сечения; манжетное U-образное уплотнение; манжетное V-образное уплотнение; b' – ширина резинового кольца прямоугольного сечения; b – ширина канавки; d – диаметр сечения круглого кольца; D – диаметр уплотняемого соединения; h – глубина канавки; l – ширина рабочей части манжеты

Принцип действия всех уплотнений из упругих материалов основан на их свойствах создавать начальное давление на уплотняемых поверхностях, контактируемых с уплотнением.

При этом с увеличением рабочего давления соответственно

увеличивается усилие прижатия уплотнения к уплотняемым поверхностям.

Набивочные уплотнения применяют в гидравлических прессах, гидроцилиндрах, насосах, гидроаппаратуре. Материалом уплотнения служат хлопчатобумажные, асбесто-металлические набивки, пропитанные коллоидным графитом, и т. д. К уплотняемым деталям набивка прижимается натяжными втулками с контактным давлением, превышающим рабочее.

Силу трения набивочного уплотнения определяют по формуле
^τ_Н ^πdlk , (2.16)

где d – диаметр уплотняемого соединения;

k – удельная сила трения, принимаемая в расчетах равной 0,04 – 0,13 МПа (в зависимости от степени затяжки натяжной втулки);

l – длина набивочного уплотнения, обычно принимается по

соотношению l = (6 8)h; где, соответственно, h – толщина

(радиальная) сечения слоя набивки, определяемая по

зависимости h = (1,5 2,5) ^d (для малых диаметров штока h принимается не менее 3 – 4 мм, для больших – не менее 30 мм).
Манжетные уплотнения: манжетой в общем случае называют упругое фигурное кольцо, которое прижимается давлением рабочей жидкости к соответствующим деталям и оказывает уплотняющее действие. Форма манжет разнообразна, однако наиболее распространенными являются U-образные и V-образные (шевронные) манжеты (рисунок 2.8). Эти манжеты применяют при давлениях рабочей жидкости до 35 МПа.

Сила трения при уплотнении манжетами с шевронным

(V-образным) профилем определяется по формуле [3]
^τ_МV ^πdlk , (2.17)
где d – диаметр уплотняемого соединения;

k – удельная сила трения, равная 0,22 МПа;

l – ширина уплотнения (определяется на основе данных таблицы 2.5).

Таблица 2.5 – Размеры манжетных уплотнений

Диаметр d, мм	до 30	до 60	до 150	до 300
l, мм	8	10	10-12	15-20

Размеры манжет l (ширина уплотнения) выбирают по величине диаметра d. Рекомендуемое число манжет в пакете приводится в таблице 2.6.
Таблица 2.6 – Количество манжет в пакете

Диаметр, мм	Рабочее давление, МПа
	До 3	до 6	до 10	до 20	до 35
До 50	2	3	4	5	6
50 – 100	3	4	5	6	7
100 – 300	3	4	5	6	7

Силу трения в уплотнениях из манжет U-образного профиля определяют по формуле



^τ МU

πdlP_P

^P_K ^f _М , (2.18)

где d – диаметр уплотняемого соединения;

l – ширина рабочей части манжеты (таблица 2.5); P_P – рабочее давление;

P_K – монтажное давление, составляющее 0,2 ÷ 0,5 МПа;

f_М – коэффициент трения, равный: для кожи 0,06 ÷ 0,08; для капрона 0,02 ÷ 0,03; для фторопласта 0,03 ÷ 0,05; для резины

0,1 ÷ 0,13.
Силу трения, создаваемую уплотнением из металлических колец, определяют по формуле

^τКМ

πdbiP_K

^P_P ^f_K , (2.19)

где f_K – коэффициент трения кольца, принимаемый равным 0,07 при скорости более 6 – 8 м/мин и 0,15 – при скорости менее 6 м/мин и реверсе;

i – число колец в уплотнении (рекомендуемое число колец в зависимости от величины давления и диаметра цилиндра приводится в таблице 2.7);

b – ширина поршневого кольца (определяется в зависимости от диаметра поршня в соответствии с таблицей 2.8);

P_К – монтажное (контактное) давление кольца, принимаемое равным 0,1 ÷ 0,2 МПа.
Таблица 2.7 – Определение числа поршневых колец

Давление, МПа	Диаметр цилиндра, мм
	40-50	50-90	100-130	140- 180	200- 260	280- 360	380- 500	500- 6000
6	2	3	3	3	3	3	3	3
10	3	3	3	3	4	4	4	4
20	3	3	4	4	4	5	6	7
32	3	4	4	5	6	7	8	9

Таблица 2.8 – Определение ширины поршневого кольца

Диаметр поршня, мм	Глубина канавки, мм	Ширина канавки, мм
50	2,7	2,8
75	3,9	3,2
100	4,7	4,8
125	5,2	4,8
150	6,4	6,4
175	7,2	6,4
200	7,2	6,4
225	8,9	7,7
250	9,7	9,5
275	10,5	9,5
300	11,2	11,2
325	12,0	12,7
350	12,7	12,7
375	13,4	12,7
400	14,5	15,8
400	14,5	15,8
500	17,8	15,8

Силу трения при уплотнении резиновыми кольцами определяют по зависимости
^τ_КР ^q_K ^πd , (2.20)

где d – диаметр уплотняемого соединения;

q_К – удельная сила трения на единицу длины уплотнения, определяется по графику (рисунок 2.9).


Рисунок 2.9 – График для определения удельной силы трения
Суммарная сила трения F_ТР определяется в зависимости от выбранных типов уплотнений на штоке и поршне, то есть



^FТР

n

^{τi} . (2.21)

i1

Металлические кольцевые уплотнения удовлетворительно работают при давлениях от 7 до 10 МПа (при диаметрах до 180 мм). Их недостатком является необеспечение полной герметичности и неисключение возможности появления задиров.

Кольцевые резиновые уплотнения в подвижных соединениях работают при рабочих давлениях до 32 МПа; резиновые манжетные и шевронные из прорезиненных материалов – до 50 МПа.

Определение силы противодавления

Для получения более равномерной скорости движения поршня на сливной линии из гидроцилиндра создается противодавление, сила

которого обозначается F_ПР. Обычно противодавление создается путем дросселирования рабочей жидкости. На рисунке 2.10 представлена простейшая схема демпфера.

Рисунок 2.10 – Гидроцилиндр с демпфером: 1 – цилиндрический канал корпуса гидроцилиндра; 2 – цилиндрический хвостовик; 3 – поршень
В конце хода поршня цилиндрический хвостовик входит в цилиндрический канал корпуса, уменьшая тем самым проходное сечение канала, по которому рабочая жидкость поступает в сливную гидролинию. Сопротивление протеканию рабочей жидкости тормозит поршень и плавно снижает его скорость.

Если условия работы не налагают требования плавного движения рабочего органа, то величину противодавления в расчет можно не вводить.

В машинах, станках, где рабочие давления малы, величину противодействия рекомендуется принимать в пределах от 0,2 до 0,3 МПа

В машинах и станках, где рабочий орган расположен вертикально и

не уравновешен контргрузом, величина противодавления определяется весом подвижных частей головки и гидроцилиндра, поршня и т.д. и

G


должна быть на 0,2 ÷ 0,3 МПа больше величины

, т.е.

Ω




^PПР

0,2 0,310⁶ ^G _{, (2.22)}