Гидроцилиндры одностороннего действия

РАЗРАБОТКА СИСТЕМЫ ГИДРОПРИВОДА

 

Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Гидравлический и пневматический привод» для студентов направления 15.03.04-Автоматизация технологических процессов и производств и по дисциплине «Гидравлические и пневматические приводы мехатронных и робототехнических устройств для студентов направления 15.03.06-Мехатроника и робототехника

 

Екатеринбург

УрФУ

 

УДК 62-82(076)

 

Составитель В. Н. Гулин

 

Научный редактор – доц. канд. техн. наук В. В. Алыбин

 

Раработка системы гидропривода: методические указания/сост. В. Н. Гулин. Екатеринбург.: УрФУ, 2013

Подготовлено кафедрой электронного машиностроения

© УрФУ, 2013

 

1. Объём и содержание работы

Выполнение курсовой работы направлено на закрепление теоретических знаний, и применение их для проектирования систем гидропривода, приобретение первичных навыков проектного расчета гидроцилиндров и разработки принципиальных схем систем гидропривода, на подготовку к дипломному проектированию. В данной курсовой работе выполняются следующие проектные действия:

 

Расчёт гидроцилиндра

Выполнить определение рабочего давления, диаметров поршня и штока (штоков) для предусмотренного вариантом задания типа цилиндра. Обязательно изображение схем цилиндров при прямом и обратном ходах с нанесением движущих сил и сил сопротивления движению.

 

Разработка принципиальной гидравлической схемы системы гидропривода

При разработке принципиальной гидравлической схемы исходить из того, что в системе используется нерегулируемый насос. Возможно, что для обеспечения заданных скоростей движения, придётся предусмотреть ограничение потока, поступающего в цилиндр (расхода цилиндра). Также необходимо выполнить требования задания по регулированию скорости и (или) торможению.

 

Расчёт диаметра рабочих трубопроводов

Необходимо получить значения диаметра из условий прямого и обратного ходов и принять наибольшее.

 

Расчёт потерь давления по длине трубопроводов

Расчёт потерь давления на местных сопротивлениях

Кроме аппаратов управления и регулирования в каждом варианте имеются по 4 плавных изгиба трубопроводов под углом 90 градусов. Радиус изгиба зависит от диаметра трубопровода.

Подбор насоса и аппаратуры управления

После определения функционального назначения составных частей системы, что произошло на предыдущем этапе при изображении принципиальной схемы, выбираются конкретные типоразмеры насоса и аппаратуры из номенклатуры изделий, производимых специализированными предприятиями. Прежде всего выбор основывается на величинах потока и давления. Давление насоса д.б. больше суммы рабочего давления гидроцилиндра и всех потерь давления. Утечки в данной работе не учитываются вследствие их незначительности в системах такого типа. При выборе можно использовать справочную информацию, имеющуюся в данных методических указаниях, но приветствуется привлечение и других источников.

 

Выполнение чертежа принципиальной гидравлической схемы

Чертёж выполняется на формате А4 или А3 и содержит изображение схемы и таблицу с перечнем элементов. При выполнении чертежа руководствоваться стандартами:

ГОСТ 2.701-84. Схемы. Виды и типы. Общие требования к выполнению;

ГОСТ 2.781-96. Обозначения условные графические. Аппараты гидравлические и пневматические, устройства управления и приборы контрольно-измерительные;

ГОСТ 2.782-96. Обозначения условные графические. Машины гидравлические и пневматические.

 

Расчёт гидроцилиндров

 

Число типов конструкций гидроцилиндров достаточно велико. По виду движения различают поступательные и вращательные (моментные или поворотные) гидроцилиндры, по числу рабочих полостей (в которые подаётся рабочая жидкость) – одностороннего и двустороннего действия, по соотношению параметров прямого и обратного ходов – симметричные (простые) и несимметричные (дифференциальные) и др. Расчёт каждого типа гидроцилиндров имеет свои особенности. Но для любого гидроцилиндра его расчёт основывается на уравнении равновесия поршня (лопасти), и в каждом случае такое уравнение имеет определенный вид, соответствующий типу рассчитываемого гидроцилиндра. При составлении уравнения необходимо учесть силы давления жидкости, силы трения в уплотнениях, силы инерции, внешние нагрузки.

При выполнении расчёта потребуются два блока исходной информации: значения величин, определяющих требования к гидроцилиндру со стороны приводимого им механизма, и нормативно-справочные данные. К первому блоку относятся необходимые для привода механизма (полезные) нагрузки прямого R_п(М_п) и обратного R_о(М_о) ходов, приведённые к штоку (валу) гидроцилиндра, масса m(I) движущихся частей механизма, приведённая к штоку(валу) гидроцилиндра, скорости установившегося движения прямого V_п(ω_п) и обратного V_о(ω_о) ходов, время разгона до этих скоростей t_п и t_о. Из нормативно-справочной информации потребуются прежде всего стандартные ряды размеров гидроцилиндров, размеры и материалы уплотнений, стандартные значения давлений насосов систем гидропривода, значения коэффициентов трения.

При выборе величины рабочего давления гидроцилиндра возможны две ситуации.

Одна из них заключается в том, что уже принято решение об использовании в системе определённого насоса, следовательно, известна величина давления жидкости, которую обеспечивает этот насос. В этом случае рабочее давление гидроцилиндра принимается в размере 70...80% от давления насоса. Остальные 20…30% предназначаются для преодоления гидравлических сопротивлений потоку жидкости и обеспечения долговечности системы, несмотря на износ гидроагрегатов в процессе эксплуатации.

Другая ситуация характеризуется возможностью выбора давления насоса и самого насоса. Это открывает возможность и для выбора рабочего давления гидроцилиндра. В этом случае можно ориентироваться на данные, представляющие результат обобщения опыта создания и эксплуатации систем гидропривода, когда рабочее давление p гидроцилиндра определяется в зависимости от величины необходимой движущей силы (силы давления рабочей жидкости на поршень) F:

 

F, кН до 10;10…20;20…30;30…40;40…120;120…250;250…400; 400…600

P, МПа 0,2 0,5 1,3 2 5 8 12,5 20

 

или на опыт своего предприятия.

 

Рассмотрим расчёты наиболее широко применяемых типов гидроцилиндров. Задачами расчёта являются определение основных параметров гидроцилиндра: рабочего давления p,диаметров цилиндра D и штока (вала) d, длины цилиндра b, а также проверка прочности его деталей.

 

Гидроцилиндры одностороннего действия

Выдвижение (прямой ход) штока гидроцилиндров одностороннего действия происходит под давлением жидкости на поршень, а обратный ход – под действием сил, внешних по отношению к цилиндру. Движущими силами обратного хода могут быть силы тяжести, пружин и др. Эти силы действуют на шток цилиндра и во время прямого хода, поэтому расчёт следует начать с их определения. Схема сил, действующих на шток-поршень при обратном ходе, приведена на рис.1.

По схеме сил на рис. 1 движущая сила обратного хода

 

F_о = R_о + F_о.ин + F_о.тр + F_{о.пд ,}

где R_о – полезная нагрузка обратного хода,

F_о.ин – сила инерции обратного хода,

F_о.тр – сила трения в уплотнениях при обратном ходе,

F_о.пд – сила противодавления при обратном ходе.

 

 

Рис. 1. Схема сил, приложенных к штоку-поршню гидроцилиндра одностороннего действия при обратном ходе

 

 

По рис. 2 с учётом движущей силы обратного хода получаем уравнение равновесия поршня при прямом ходе:

 

F_п = R_п + F_п.ин + F_п.тр + R_о + F_о.ин + F_о.тр + F_о.пд ,

где R_п – полезная нагрузка прямого хода,

F_п.ин – сила инерции прямого хода,

F_п.тр – сила трения в уплотнениях при прямом ходе.

В правой части уравнения известны заданные полезные нагрузки R_п и R_о. Силы инерции определяются по заданным исходным данным в предположении, что ускорение поршня при разгоне меняется по линейному закону от максимума до нуля.

 

F_п.ин = 2 ∙ m ∙ V_п / t_п , F_о.ин = 2 ∙ m ∙ V_о / t_о .

Силы трения и противодавления на данной стадии расчёта не определить, так как для этого надо знать диаметр поршня, который и следует найти в результате выполнения расчета.

По этой причине сначала рассчитывается приближённое значение необходимой движущей силы прямого хода.

 

F_п.пр = R_п + R_о + F_п.ин + F_о.ин .

Рис. 2. Схема сил, приложенных к штоку-поршню гидроцилиндра одностороннего действия при прямом ходе

Далее находится рабочее давление гидроцилиндра (см. начало п. 7), а затем – предварительное значение диаметра поршня.

 

D_пр = ( 4 ∙ F_п.пр / p / π )^0,5.

По вычисленному предварительному значению диаметра поршня

принимается ближайшее бóльшее значение из стандартизованного ряда диаметров поршня. Выбирается тип уплотнения данного диаметра и определяются его размеры, необходимые для расчёта сил трения.

Теперь стали известны значения всех величин, необходимых для вычисления как движущей силы, так и сил сопротивления движению. Это позволяет сопоставить их и сделать вывод о работоспособности цилиндра с найденными параметрами.

Движущая сила прямого хода

 

F_п = π ∙ D² ∙ p / 4.

Сила противодавления обратного хода

 

F_о.пд = π ∙ D² ∙ p_сл / 4.

 

Величина давления слива p_сл зависит, главным образом, от потерь давления в гидроаппаратах, через которые проходит сливаемая жидкость от гидроцилиндра до бака, и составляет обычно 0,2…0,5 МПа.

Расчёт сил инерции рассмотрен несколько выше, а расчёт сил трения – в п. 6.

После вычисления движущей силы прямого хода и всех сил сопротивления ему проверяется выполнение отношения

 

F_п ≥ R_п + F_п.ин + F_п.тр + R_о + F_о.ин + F_о.тр + F_о.пд .

При истинности данного отношения найденные основные параметры гидроцилиндра – рабочее давление p и диаметр поршня D следует принять.

Если отношение не выполняется, то есть смысл посмотреть на отношение

F_п > R_п + F_п.тр + R_о + F_о.ин + F_о.тр + F_о.пд .

Если и это отношение не выполняется, то необходимо увеличить движущую силу прямого хода путём увеличения диаметра поршня или (и) рабочего давления, после чего повторить проверку. Если выполняется, то это означает, что величина движущей силы достаточна для преодоления статических сил сопротивления и пуска приводимого механизма, но фактическое время разгона до заданной скорости прямого хода будет больше заданного. Тогда вычисляется фактическое время разгона :

 

t_ф = 2 ∙ m ∙ V_п / ( F_п - R_п - F_п.тр - R_о - F_о.ин - F_о.тр - F_о.пд ),

и сравнивается с заданным t_п. При их различиях, допустимых условиями работы механизма, основные параметры гидроцилиндра принимаются.