Размещено на http://www.allbest.ru

1

Размещено на http://www.allbest.ru

• Расчет гидропривода
• Содержание
• 1.ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ГИДРОПРИВОДА ПРИ ВЫПОЛНЕНИИ ЭЛЕМЕНТОВ ЦИКЛА
• 2. ВЫБОР РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
• 3. РАСЧЕТ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ЦИЛИНДРА
• 4. РАСЧЕТ РАСХОДА ЖИДКОСТИ ПРИ ПЕРЕМЕЩЕНИЯХ РАБОЧИХ ОРГАНОВ
• 5. РАСЧЕТ ПОДАЧИ НАСОСА И ЕГО ВЫБОР
• 6. РАСЧЕТ ТРУБОПРОВОДОВ И ИХ ВЫБОР
• 7. ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ
• 8. РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОСИСТЕМЕ
• 9. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ГИДРОСИСТЕМЫ
• 10. ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА ГИДРОПРИВОДА
• 11. ГРАФИК РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ДАВЛЕНИЙ В ГИДРОСИСТЕМЕ
• 12. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГИДРОЦИЛИНДРА
• ПРИЛОЖЕНИЕ
• Литература

1. ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ГИДРОПРИВОДА ПРИ ВЫПОЛНЕНИИ ЭЛЕМЕНТОВ ЦИКЛА

гидропривод гидроцилиндр расчет

Описание работы гидропривода заключается в определении направления потоков масла в системе и соответствующей работы гидроаппаратов при выполнении каждого элемента цикла. Запись производиться с помощью условных обозначений гидроаппаратов и участков трубопроводов. Для схемы, представленной в приложении, описание работы будет иметь следующий вид.

Исходное положение «Стоп»

Быстрый подвод (вправо)

Рабочая подача (вправо)

Медленный отвод (влево)



Быстрый отвод (влево)

Исходное положение «Стоп»

2. ВЫБОР РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ

В гидравлических системах рабочая жидкость выполняет несколько функций. Она служит для передачи энергии от насоса к гидродвигателю, смазки поверхностей трения внутри гидравлических агрегатов и аппаратов, предотвращения коррозии и в результате непрерывной циркуляции в значительной степени способствует отводу тепла от источников его выделения.

Основным параметром, по которому производится выбор рабочей жидкости, является ее вязкость. При завышении вязкости увеличиваются потери давления и увеличивается нагрев системы. Если же вязкость недостаточна, увеличиваются утечки жидкости из полостей высокого давления, уменьшается объемный КПД системы, усложняется уплотнение стыков и подвижных соединений.

В станочных гидроприводах и приводах промышленных роботов при температуре 50⁰С рекомендуется к применению рабочие жидкости с вязкостью н₅₀ =20 - 30 мм²/(с Ст) при давлении до 7 МПа.

В качестве рабочих жидкостей чаще всего используются минеральные масла с различными специальными присадками. Марки и характеристики минеральных масел, рекомендуемых для применения в станочных гидроприводах, приведены в [2]. Преимущественное применение имеют масла серии ИГП, которые изготовлены из нефти, подвергнутой глубокой селективной очистке, содержат антиокислительную, противоизносную, антикоррозионную и противопенную присадки.

Для данного гидропривода выбираем масло ИГП-30 по ТУ38 101413-78:

Ш кинематическая вязкость при температуре 50⁰С - н₅₀ = 30 мм²/с;

Ш плотность - с = 885 кг/м³.

3.РАСЧЕТ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ЦИЛИНДРА

В процессе работы рабочие органы станка, перемещаемые цилиндром, преодолевают силы резания (Р_Z и P_Y), силы трения, силы веса, а при переходных режимах (разгоне и торможении) - инерционные нагрузки. Инерционные нагрузки, как правило, не совпадают по времени с действием сил резания, и в этих случаях могут не учитываться.

Для определения расчетной нагрузки на штоке цилиндра необходимо составить уравнение равновесия всех внешних сил. Расчетная схема цилиндра горизонтального исполнения показана на рис. 1.



Рис. 1. Расчетная схема цилиндра

При горизонтальном исполнении элементы цикла «Быстрый подвод», «Рабочая подача» осуществляется движением рабочего органа вправо, а элементы «Меденный отвод», «Быстрый отвод» - движением влево.

Уравнение равновесия штока только при ходе вверх:

(1)

где - сила трения, равная

- силы веса заготовки и стола, Н;

и - массы заготовки и стола, кг;

- коэффициент трения в направляющих стола ();

- ускорение свободного падения, м/с² ().

Тогда:

Для определения диаметра цилиндра необходимо составить уравнение равновесия поршня, то есть расчетного усилия на штоке и сил, действующих внутри цилиндра.

Уравнение равновесия при подключении поршневой полости к напорной линии и штоковой полости к сливной, т. е. для данной схемы:

(2)

где и - площади поршневой и штоковой полостей цилиндра;

и - диаметры поршня и штока, мм;

и - давления в напорной и сливной линиях, МПа;

- коэффициент, учитывающий трение в уплотнениях цилиндра ().

Диаметр цилиндра в этом случае определяется по формуле:

; (3)

где и - скорости подвода и отвода, причем - меньшая, - большая из этих скоростей.

Давление в напорной линии выбирается из ряда номинальных давлений ГОСТ 12445-80 (МПа) …1,6; 2,5; 4; 6,3; 10; 12,5,…, а давление в сливной линии при использовании дроссельного регулирования принимается равным от 0,4 до 0,63 МПа. Принимаем и

Тогда:

;

Диаметр штока гидроцилиндра определяется по формуле:

(4)

Расчетные значения диаметров цилиндра и штока должны быть округлены до ближайших значений, регламентированных ГОСТ 12447-80 (мм) …16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140…

Окончательно принимаем и .

4.РАСЧЕТ РАСХОДА ЖИДКОСТИ ПРИ ПЕРЕМЕЩЕНИЯХ РАБОЧИХ ОРГАНОВ

Расчет расхода жидкости выполняется для тех элементов цикла, которые предусматривают перемещение рабочих органов станка или промышленного робота с заданными скоростями, т. е. быстрый подвод, все рабочие подачи, быстрый отвод. В общем случае расход жидкости определяется по формуле:

Q, (5)

где - скорость перемещения , м/с;

- площадь полости цилиндра, соединенной с напорной линией для осуществления этого перемещения, мм².

Если напорная линия соединена с поршневой полостью, то , если со штоковой, то .

Проведем необходимые расчет:

Q

Q

Q

5.РАСЧЕТ ПОДАЧИ НАСОСА И ЕГО ВЫБОР

Расчетная подача насоса определяется по следующей формуле:

Q (6)

где - максимальный расход жидкости из рассчитанных для элементов цикла, л/мин;

- расход жидкости через переливной клапан, л/мин (). Этот расход учитывается только лишь при дроссельном регулировании скорости перемещения рабочих органов;

- суммарные утечки в гидроаппаратуре , значение утечек при проектном расчете принимаем по примерным данным, приведенным в [1, табл. 1]. Утечки определяются для каждого аппарата, расположенного по пути движения рабочей жидкости, а затем суммируются. Принимаем , , и .

- объемный КПД насоса ().

Вычислим подачу насоса:

Q

Выбор насоса производится по расчетной подаче и принятому давлению . Выбираем пластинчатый нерегулируемый насос типа Г12-25АМ [1, табл. Б1].

Параметры выбранного насоса

Параметр	Количество единиц	Единицы измерения
Рабочий объем	125	см3
Номинальная подача	110,4	л/мин
Давление на выходе номинальное предельное	6,3 7	МПа
Абсолютное давление на входе	0,08	МПа
Частота вращения	960	об/мин
Мощность	13,4	кВт
КПД объемный полный	0,92	-
	0,85	-

Так как в проектируемом гидроприводе выбран нерегулируемый насос, то действительные скорости движения рабочего органа не будут равны заданным.

Действительная скорость быстрого подвода равна:

(7)

Действительная скорость быстрого отвода равна:

(8)

где Q_H - подача выбранного насоса, л/мин;

F₁ и F₂ - площади поршневой и штоковой полостей цилиндра, мм^2;

з_o - объёмный КПД выбранного насоса.

(9)

Так как действительные скорости v₁ и v₄ отличаются от заданных более, чем на 20%, то в линиях гидропривода необходимо предусмотреть установку дополнительного дросселя для регулирования скоростей быстрых перемещений.

6.РАСЧЕТ ТРУБОПРОВОДОВ И ИХ ВЫБОР

В гидросистемах трубопроводы подразделяют на всасывающие, напорные и сливные. Всасывающий трубопровод соединяет насос с баком. Трубопровод, соединяющий насос с гидродвигателем и остальными элементами гидросистемы, называется напорным. В напорном трубопроводе при выполнении цикла поддерживается рабочее давление.

Трубопровод, по которому жидкость отводится от гидродвигателей и других аппаратов в бак, называется сливным. Давление жидкости во всасывающем трубопроводе ниже атмосферного, т. е. в нем поддерживается разряжение. Давление жидкости в сливном трубопроводе близко к нулю.

При выборе размера трубопровода необходимо учитывать рекомендацию, регламентирующую скорость потока рабочей жидкости в напорных трубопроводах в зависимости от рабочего давления, т. е. при рабочем давлении скорость не должна превышать 2,5 м/с .

Для всасывающих трубопроводов скорость потока не должна превышать 1,6 м/с (принимаем 1,4 м/с), для сливных трубопроводов обычно принимают . Зная величину расхода жидкости Q (л/мин) через трубопровод и рекомендуемое значение (м/с), внутренний диаметр (мм) круглого трубопровода определяется по формуле:

(10)

В расчетах трубопроводов принимается условно, что максимальный расход жидкости в напорном трубопроводе может достигать величины, равной подаче насоса, т. е. . Расход жидкости во всасывающем и сливном трубопроводах также равен подаче насоса.

Произведем расчеты:

для напорных трубопроводов:

;

для всасывающих трубопроводов:

;

для сливных трубопроводов:

.

Минимальная толщина стенки Д рассчитывается только для напорного трубопровода, она зависит от максимального давления жидкости и определяется по формуле:

(11)

где - предел прочности на растяжение материала трубопровода, МПа (для труб, изготовленных из стали 20, );

- коэффициент безопасности ().

Максимальное давление (МПа) принимается равным предельному давлению на выходе из насоса.

Тогда:

Из конструктивных соображений для всасывающих трубопроводов толщину стенки принимаем 1,2 мм, для сливных - 1,4 мм, для напорных - 1,5 мм.

В станочных гидроприводах применяют стальные бесшовные холоднодеформированные трубы из стали 20 по ГОСТ 8734-75.

Расчетные наружные диаметры трубопроводов с учетом толщины стенок определяются по формуле:

(12)

где - принятые толщины стенок.

Расчетные наружные диаметры:

для напорных трубопроводов: ;

для всасывающих трубопроводов: ;

для сливных трубопроводов: .

Расчетные диаметры округляются до стандартных [1, табл. 2] и определяются действительные внутренние диаметры трубопроводов. Толщина стенки труб выбирается из стандартного ряда [1].

Напорные трубопроводы: , , .

Всасывающие трубопроводы: , , .

Сливные трубопроводы: , , .

7.ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ

Клапаны давления выбираются в зависимости от расчетного расхода жидкости через клапан, которое принимается равным подаче насоса (110,4 л/мин). При небольших расходах и рабочих давлениях принимают клапаны прямого действия. В станочных гидроприводах наиболее часто используются гидроклапаны давления типов Г 54-3. Выбираем клапан ТУ2-053-1748-85[1, табл. Б2]

Расход масла номинальный - 250 л/мин,
Внутренние утечки - 300 см3/мин
Номинальный перепад давлений (давление разгрузки) - 0,3 МПа.

Дроссели выбираются по максимальному и минимальному расходу жидкости. Максимальный расход жидкости через дроссель может быть принят 0,75 подачи насоса (82,8 л/мин), а минимальный должен быть не более расчетного при минимальной рабочей подаче (0,69 л/мин). Наиболее широкое применение получили дроссели типа ПГ77-14 и ДР [1, табл. Б3]. Выбираем дроссель ДР-20

Расход масла максимальный	100 л/мин
Расход масла минимальный	0 л/мин
Рабочее давление номинальное	32 МПа
Перепад давления в дросселе	0,2 МПа
Расход масла через полностью закрытый дроссель	0 см3/мин

Распределители выбираются в зависимости от максимального расчетного расхода жидкости через распределитель, который принимается равным подаче насоса (110,4 л/мин). В станкостроении наибольшее распространение получили распределители типов В, Р, Рн и МС3. В качестве распределителя Р3 выбираем распределитель Рх-20, который выполняется двухступенчатым с электрогидравлическим управлением. В качестве распределителя Р1 и Р2 выбираем двухлинейный распределитель МС3-12 с электрическим управлением от путевых выключателей.

	Рх-20
Диаметр условного прохода	20 мм
Номинальный расход масла	160 л/мин
Номинальное давление	32 МПа
Утечки масла	200 см3/мин
Потери давления	0,15 МПа
	МС3-12
Диаметр условного прохода	20 мм
Номинальный расход масла	160 л/мин
Номинальное давление	32 МПа
Утечки масла	750 см3/мин
Потери давления	0,1 МПа

Фильтры обеспечивают в процессе эксплуатации гидропривода необходимую чистоту масла, работая во всасывающей, напорной или сливной линиях гидросистемы. Приемные (всасывающие) фильтры и сливные фильтры выбираются в зависимости от максимальной расчетной пропускной способности, которая в этих случаях принимается равной 1,5 подачи насоса (165,6 л/мин). Кроме того, эти фильтры должны обеспечивать необходимую тонкость фильтрации жидкости. Наибольшее распространение получили приемные фильтры типа ФВСМ и сливные фильтры типа ФС, основные параметры которых приведены в [2]. Выбираем сливной фильтр

ФС:

Номинальный расход масла через фильтр	400 л/мин
Номинальная тонкость фильтрации	25 мкм
Номинальный перепад давлений на фильтре	0,1 МПа

Манометры выбираются по верхнему пределу измерения давления и необходимому классу точности. Предел измерения давления не должен быть меньшим, чем предельное давление на выходе из насоса, а в обычных гидросистемах достаточен 4 класс точности. Манометры имеют основные параметры, приведенные в [2].

Верхний предел измерения давления - 10 МПа,
Класс точности манометра - 4.

8.РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОСИСТЕМЕ

Расчет потерь давления производится для элемента цикла, при котором в гидросистеме действуют максимальные давления. В качестве такого элемента принимаем рабочую подачу, т. е. элемент, при котором действуют наибольшие нагрузки на штоке и производился расчет цилиндра.

Общие потери давления (МПа) определяются по формуле:

(13)

где - потери давления в трубопроводах, МПа;

- потери давления в гидроаппаратуре, МПа;

- потери давления в местных сопротивлениях, МПа.

Потери давления определяются отдельно в каждом из трубопроводов - всасывающем, напорном и сливном.

Потери давления в трубопроводах зависят от режима течения жидкости, который характеризуется числом Рейнольдса:

(14)

где Q - расчетный расход жидкости по трубопроводу, л/мин;

- кинематическая вязкость масла, мм²/с (сСт);

- внутренний диаметр трубопровода, мм.

В качестве расчетного расхода жидкости для всасывающего и сливного трубопроводов принимается подача насоса. Для напорного трубопровода расчетный расход принимается при том элементе цикла, для которого ведется расчет, т. е. рабочей подаче.

Критическим числом Рейнольдса, при котором происходит переход ламинарного режима течения в турбулентный, является .

Если расчетное для трубопровода значение числа Рейнольдса , то режим течения ламинарный, если , то режим течения турбулентный. Режим течения жидкости определяется для всех трех трубопроводов:

Напорный трубопровод:

- ламинарный режим

Всасывающий трубопровод:

- ламинарный режим

Сливной трубопровод:

- турбулентный режим

Потери давления (МПа) в трубопроводе при ламинарном режиме течения жидкости:

(15)

В случае турбулентного течения жидкости

(16)

где - длина трубопровода, м.

Потери давления подсчитываются для каждого из трубопроводов - всасывающего, напорного по формуле (15), а для сливного - по формуле (16).

Напорный трубопровод:

Всасывающий трубопровод:

Сливной трубопровод:

Сумма потерь давления:

Потери в гидроаппаратуре выбираются из технических характеристик и основных параметров принятых типов гидроаппаратуры.

(17)

где - потери давления в распределителе Р₁, МПа;

- потери давления в распределителе Р₂, МПа;

- потери давления в распределителе Р₃, МПа;

- потери давления в дросселе, МПа;

- потери давления в клапане давления, МПа;

- потери давления в фильтре, МПа.

Подставим значения:

К местным сопротивлениям относятся изгибы трубопроводов, вход и выход из гидродвигателей, резкие сужения и расширения, элементы присоединений трубопроводов и т. д.

Потери давления (МПа) в местных сопротивлениях определяются по формуле:

(18)

где - коэффициенты сопротивления для ряда последовательно расположенных местных сопротивлений

Так как определить конкретно вид местных сопротивлений невозможно, то принимаем значение среднего коэффициента местных сопротивлений , тогда:

 (19)

где - количество местных сопротивлений.

Так как длины всасывающего и сливного трубопроводов малы в сравнении с напорным, то условно можно считать, что все местные сопротивления расположены на напорном трубопроводе, поэтому в формулу (18) подставляем внутренний диаметр напорного трубопровода. Потери давления в местных сопротивлениях будут учитываться только в этом трубопроводе. Тогда:

Общие потери давления определяются по формуле (13):

9.ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ГИДРОСИСТЕМЫ

Для обеспечения нормальной работы гидропривода рабочая жидкость не должна нагреваться до температуры выше 600^оС. На тепловой режим гидропривода оказывает значительное влияние объем гидробака, так как его стенки рассеивают выделяемое в гидроприводе тепло. Причиной разогрева масла являются потери мощности в насосе и гидроприводе:

(20)

где - мощность, потребляемая насосом, кВт;

- КПД гидросистемы.

При дроссельном регулировании скорости рабочих органов КПД системы выбирается в пределах .

Мощность, потребляемая насосом, определяется по формуле:

(21)

где - рабочее давление при движении, когда нагрузки на рабочие органы станка наибольшие, МПа;

- подача насоса, л/мин;

- полный КПД насоса.

Тогда:

Необходимая площадь поверхности бака определяется по формуле:

(22)

где - коэффициент теплопередачи от бака к окружающему воздуху. При отсутствии интенсивной циркуляции воздуха вблизи стенок бака , при обдуве стенок бака струей воздуха ;

- превышение установившейся температуры масла в баке над температурой окружающей среды (принимаем ).

Произведем расчет:



Для практических расчетов связь между объемом бака и площадью его поверхности можно выразить формулой:

, (23)

Подставим значения:

Опыт эксплуатации гидроприводов показывает, что объем гидробака должен составлять примерно 2,5-3 подачи насоса. Так как объем гидробака, рассчитанный по формуле (23), существенно превышает указанное соотношение, то в гидросистеме необходима установка теплообменника (маслоохладителя). Выбранный объем бака должен соответствовать ряду номинальных вместимостей (дм³) гидравлических баков по ГОСТ 12448-80, т. е. окончательно выбираем объем бака 320 л.

10.ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА ГИДРОПРИВОДА

Все элементы гидропривода вычерчиваются в виде условных графических обозначений в соответствии с ГОСТ [3-7]. При вычерчивании принципиальной схемы гидропривода все элементы изображаются в исходном положении (распределители при отключенных магнитах и т. д.). Каждый элемент должен иметь буквенно-цифровое позиционное обозначение. Применяемые буквы: Б - бак, ДР - дроссель, КД - клапан давления, МН - манометр, Н - насос, Р - распределитель, Ф - фильтр, Ц - цилиндр. В пределах группы элементы могут иметь порядковые номера (Р1, Р2, Р3). Всем трубопроводам присваиваются порядковые номера в направлении потока.

Позиционные обозначения располагаются справа и сверху относительно условного графического обозначения элемента.

На принципиальной схеме в виде таблицы приводится перечень элементов с их позиционным обозначением, типом и количеством; в примечании указываются основные параметры. Кроме перечня элементов на принципиальной схеме приводится таблица с циклограммой работы гидропривода, с указанием рабочих позиций распределителей для реализации элементов цикла.

11.ГРАФИК РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ДАВЛЕНИЙ В ГИДРОСИСТЕМЕ

График распределения давлений в гидросистеме строится для того элемента цикла работы гидропривода, для которого рассчитывались потери давления, т. е. для рабочей подачи.

Под горизонтальной осью в произвольном масштабе вычерчивается схема линий и расположения гидроаппаратов при осуществлении элемента цикла. Отрезок 1-6 обозначает сливной трубопровод, отрезок 14-15 - всасывающий трубопровод, отрезок 7-13 напорный трубопровод. На вертикальной оси откладываются давления в системе в соответствующем масштабе. По горизонтальной оси откладываются условные длины трубопроводов и размеры элементов гидросистемы.

Построение графика начинаем от точки 1. В этой точке давление равно нулю.

Падение давления по длине сливного трубопровода будет выражаться наклонной прямой линией. Тангенс угла наклона прямой к горизонтальной оси определяется по формуле:

 (24)

где - потери давления по длине сливного трубопровода, МПа;

- модуль шкалы давления на графике (размер, соответствующий давлению 1 МПа), мм;

- условная длина сливного трубопровода, измеренная непосредственно на графике, т. е. расстояние между точками 1 и 6, мм.

При построении графика давление на отдельных участках трубопровода проводят прямые линии под углом .

От точки 1 до точки 2 проводят прямую под углом . Перепад давления между точками 2 и 3 равен перепаду давления на фильтре, который берется из характеристик выбранного фильтра. Далее от точки 3 до точки 4 снова проводят прямую под углом . Аналогично строится график давления на остальных участках сливного трубопровода. Перепад давления в распределителе Р₁ и дросселе ДР выбирается из их характеристик.

Давление в точке 6, определенное по графику, будет равно давлению в полости цилиндра, которая соединена со сливной линией. Построение графика давления в напорном трубопроводе начинают от точки 7, в которой давление равно , т. е. принятому при расчете цилиндра.

Угол наклона прямой графика давления напорного трубопровода к горизонтальной оси определяется аналогично сливному:

(25)

где - потери давления по длине напорного трубопровода, МПа;

- потери давления в местных сопротивлениях, МПа;

- условная длина напорного трубопровода, измеренная непосредственно на графике, т. е. расстояние между точками 7 и 13, мм.

Дальнейшее построение графика аналогично сливному трубопроводу.

Точка 13 на графике соответствует давлению на выходе из насоса , а точка 12 - давлению настройки клапана давления .

Давление во всасывающем трубопроводе ниже атмосферного. Можно считать, что высота расположения насоса над уровнем масла в баке равна длине всасывающего трубопровода. Вакуумметрическое давление во всасывающем трубопроводе (давление всасывания - точка 14) определяется из уравнения Бернулли:

(26)

где - потери давления по длине всасывающего трубопровода, МПа;

- коэффициент Кориолиса ();

- скорость течения масла во всасывающем трубопроводе, м/с;

- плотность масла, кг/м³.

График изменения давления во всасывающем трубопроводе строится аналогично графику изменения давления в напорном трубопроводе.

На поверхности масла в баке (точка 15) давление равно нулю. Остальные точки графика располагаются ниже горизонтальной оси. Давление в точке 14 соответствует давлению всасывания на входе в насос.

Точка 14 соединяется с точкой 15.

На графике распределения давлений проставляются численные значения давлений , , , , . Следует учесть, что давление всасывания не должно превышать максимальное вакуумметрическое давление на входе насоса, которое определяется по формуле:

(27)

где - атмосферное давление, МПа ();

- минимальное абсолютное давление на входе насоса (выбирается из основных параметров насоса), МПа.

Расчеты показывают, что не превышает .

12.ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГИДРОЦИЛИНДРА

В станкостроении и при производстве промышленных роботов применяется ряд типов гидравлических цилиндров. Данному варианту соответствует гидроцилиндр Г29-6У для автоматических линий.

Гидроцилиндр состоит из гильзы 12, крышки 24, которая крепятся к гильзе с помощью стопорного кольца 1 и 23, крышки сквозной 15, крепящейся гайкой 14. Шток 11 имеет сварную трубчатую конструкцию, которая обеспечивает выпуск воздуха из штоковой полости через отверстия в кольце 10. Выпуск воздух осуществляется клапаном 4.

На штоке при помощи гайки 3 закреплён поршень 7, уплотнённый гильзой манжетами 8, а со штоком резиновым кольцом 9. Направление штока осуществляется бронзовой втулкой 13, запрессованной в крышку 15. Уплотнение штока обеспечивается манжетами 16, одна из которых служит грязесъёмником. Подвод масла производится через отверстия d1 и d2.

Шток крепится к столу станка муфтой 18 и двумя гайками 21 со стопорной шайбой 20. Гильза крепится к станку с помощью полуколец 6 и фланца 22. Толщина стенок гильзы цилиндров принимается равной (0,1-0,2)^.D, принимаем равной 8 мм. Ход поршня выбирается в пределах с округлением до значений по ГОСТ 6540-68: 160, 200, 320, 400, 500, 630, … мм.

Принимаем .

При проектировании гидроцилиндра по имеющимся принятым диаметрам D и d подбираем ближайшие типоразмеры и используем их конструктивные и габаритные размеры при вычерчивании гидроцилиндра.

В станочных гидроцилиндрах широко используются различные уплотнения, основные типы которых приведены в [2].

Кольца резиновые круглого сечения по ГОСТ 9833-73 имеют номенклатуру, приведенную в табл. 8.21, применяются для уплотнения как подвижных, так и неподвижных соединений. Выбираем для уплотнения соединения гильза-крышка кольцо 055-063-36-2-2 ГОСТ 9833-73, для уплотнения соединения поршень-шток кольцо 012-017-25-2-2 ГОСТ 9833-73.

Шевронные резиновые уплотнения по ГОСТ 22704-77 предназначены для уплотнения деталей гидроцилиндров. Основные размеры приведены в табл. 8.23. Для герметизации штока выбираем манжету 1-28-40 ГОСТ 22704-77.

Кольца поршневые по ОСТ2 А54-1-72 применяются для уплотнения поршней цилиндров. Конструкция колец и пример установки приведены на рис. 8.28, а основные размеры - в табл. 8.27. Рекомендуемое количество поршневых колец - в табл. 8.28. Рекомендуемое количество - 3.

Грязесъемники резиновые по ГОСТ 24811-81 предназначены для очистки от грязи поверхностей штоков гидроцилиндров и имеют несколько типов исполнения. Основные размеры приведены в табл. 8.29. Выбираем грязесъемник 1-28 ГОСТ 24811-81. Размеры отверстий с конической резьбой Бриггса по ГОСТ 6111-52 приведены в табл. 8.37.

Литература

1. Методическое руководство к выполнению курсовой работы по дисциплине «Гидравлика и гидропневмопривод»/ Беляковский В.П. - Мариуполь: ПГТУ, 2002. - 77 с.

2. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник. - 2-е изд., - М.: Машиностроение, 1988. - 512 с.

3. ГОСТ 2.704-76. ЕСКД. Правила выполнения гидравлических и пневматических схем. - М.: Изд-во стандартов. 1982. - 17 с.

4. ГОСТ 2.780-86. ЕСКД. Обозначения условные графические. Элементы гидравлических и пневматических сетей. - М.: Изд-во стандартов. 1988. - 5 с.

5. ГОСТ 2.781-86. ЕСКД. Обозначения условные графические. Аппаратура распределительная и регулирующая гидравлическая и пневматическая. - М.: Изд-во стандартов. 1988. - 34 с.

6. ГОСТ 2.782-86. ЕСКД. Обозначения условные графические. Насосы и двигатели гидравлические и пневматические. - М.: Изд-во стандартов. 1988. - 13 с.

7. ГОСТ 2.784-86. ЕСКД. Обозначения условные графические. Элементы трубопроводов. - М.: Изд-во стандартов. 1988. - 11 с.

Размещено на Allbest.ru