Діаметр циліндра, мм | Діаметр штока, мм | Хід поршня, мм | ||
виконання 1, j = 1,25 | виконання 2, j = 1,65 | виконання 1, j = 1,25 | виконання 2, j = 1,65 | |
80…200 | 250…400 | |||
100…320 | 400…630 | |||
125…400 | 500…710 | |||
160…500 | 630…1000 | |||
200…630 | 800…1250 | |||
250…800 | 1000…1400 | |||
250...800 | 1000…1600 | |||
280…1000 | 1120…1800 | |||
320…1000 | 1120…2000 | |||
400…1120 | 1250…2240 | |||
500…1250 | 1400…2500 | |||
630…1400 | 1400…2500 | |||
710…1600 | 1800…2800 |
Примітки: 1) параметр j – коефіцієнт мультиплікації, дорівнює відношенню площ поршневої й штокової порожнин гідроциліндра; 2) у зазначеному інтервалі хід поршня гідроциліндра вибирається з наступного ряду (мм): 60, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 320, 400, 500, 630, 710, 800, 1000, 1120, 1250, 1400, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800.
Вибір гідромотора провадять за його qоМ робочим об’ємом, визначеному за формулою
, см3, (20.17)
де МГМ – заданий крутний момент, Н×м;
DрГМ – перепад тиску на гідромоторі, Па, що при попередньому розрахунку приймається рівним 0,9 від обраного номінального тиску насоса;
hмМ – механічний ККД гідромотора (hмМ = 0,8…0,9).
У гідроприводах технологічного обладнання в основному
використовуються шестеренні (типу НШ і МНШ) і аксіально-поршневі гідромотори (типу 210).
Вибір насоса провадиться за величиною загальної витрати рідини в гідросистемі й номінальному тиску. Для визначення подачі насоса знаходять спочатку його потужність як суму потужностей NГД всіх
одночасно працюючих гідродвигунів. При цьому потужність, споживана гідроциліндром, визначається за формулою
, Вт, (20.18)
де F – зусилля на штоку гідроциліндра, Н;
VП – швидкість переміщення поршня, м/с;
hЦ – ККД гідроциліндра (при попередньому розрахунку дорівнює приблизно 0,90).
Потужність NМ гідромотора визначають за формулою
, (20.19)
де МГМ – крутний момент на валу гідромотора, Н×м;
wГМ – кутова швидкість вала гідромотора, рад/с;
hГМ – повний ККД гідромотора, який можна попередньо
прийняти рівним 0,75...0,85.
Потужність насоса NН для заданого гідроприводу дорівнює
NН = kc × ky × NД, (20.20)
де kc = 1,1... 1,3 – коефіцієнт запасу потужності по швидкості;
ky = 1,1... 1,2 – коефіцієнт запасу потужності по зусиллю;
NД – сумарна потужність всіх працюючих одночасно гідродвигунів.
Необхідну розрахункову подачу (QН)Р насоса знаходять за
формулою
, м3/с, (20.21)
де рном – номінальний тиск, прийнятий для гідросистеми, Па.
За відомим значенням (QН)Р і рном вибирається насос і за величиною qоН обчислюється частота його обертання
, об/хв, (20.22)
де qoН – робочий об’єм насоса, см3;
hпро – об’ємний ККД насоса.
Отримане значення частоти обертання ротора насоса n повинне відповідати рекомендованому у додатку Д. Якщо зазначена умова не виконується, то провадиться розрахунок з іншим значенням робочого об’єму qoН .
Розрахунок і вибір діаметрів трубопроводів провадиться по ділянках, які виділяються у гідравлічній схемі. Ділянкою вважають частину гідролінії між розгалуженнями, що пропускає одну витрату при однаковому діаметрі. На ділянці можуть бути гідроапарати й місцеві опори. По відомій витраті QТР і рекомендований (VТР)рек середній швидкості руху рідини визначають розрахунковий (d)Р діаметр трубопроводу на даній ділянці, користуючись формулою
, м. (20.23)
Отримане значення діаметра трубопроводу округляють до найближчих стандартних значень. Слід обирати наступні швидкості руху робочої рідини; для усмоктувальної гідролінії 0,5…1,5 м/с, для зливальний 1,4...2,2 м/с, для напірної – 3...6 м/с.
20.7. Розрахунок основних параметрів об’ємного
гідроприводу
При проектуванні гідросистеми складають принципову гідравлічну схему і визначають основні її елементи. Стандартом передбачається ряд нормалізованих величин тиску (5; 8; 10; 12; 16; 20 МПа).
Якщо в якості силового елемента використовують гідроциліндр, то зусилля, яке діє вдовж штока, визначається за формулою
F шт = Δ р · S п · ηм, (20.24)
де Δ p – перепад тиску в гідроциліндрі – Δ p = p 1 – p 2;
p 1 – тиск в нагнітальній порожнині циліндра, який створюється насосом (для пластинчатих насосів – p 1 = 10 МПа; для аксіально-поршневих насосів – p 1 = 32 МПа);
р 2 – тиск у зливній порожнині, який при зливі через золотник дорівнює опору магістралі зливу (р ≈ 0,2 … 0,5 МПа);
S п – робоча площа поршня дорівнює: ,
або ,
де D – діаметр поршня;
ηм– механічний ККД гідроциліндра (ηм= 0,97…0,85);
d – діаметр штока, приймають d = (0,3…0,7) · D.
Площа поршня дорівнює:
. (20.25)
Діаметр поршня визначається за формулою
. (20.26)
Уточнюється діаметр поршня з урахуванням величини діаметра штока
. (20.27)
З нормального ряду діаметрів деталей вибирається найближчій більший діаметр поршня і штока.
Нормальні діаметри поршнів, плунжерів, штоку, золотників:
1; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; (14); 16; (18); 20; (22); 25; (28); 32; (36); 40; (45); 50; (56); 63; (70); 80; (90); 100; (110); 125; (140); 160; (180); 200; (220); 250; (280); 320; (360); 400; (450); 500; (560); 630; (710); 800; (900); 1000.
В дужках надані величини додаткового ряду.
Хід поршня (плунжера): 4; 6; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; (55); 60; (70); 80; (90); 100; (110); 125; (140); 160; (180); 200; (220); 250; (280); 320; (360); 400; (450); 500; (560); 630; (710); 800; (900); 1000; (1120); 1250; (1400); 1600; (1800); 2000; (2240); 2500.
В дужках надані величини додаткового ряду.
Після визначення діаметра поршня визначається хід штоку s в залежності від діаметра поршня D (табл. 20.5).
Таблиця 20.5
Відношення між довжиною ходу s штока і діаметром гідроциліндра D
D, мм | Довжина ходу s, мм | ||||||
Область | |||||||
нестійкого | |||||||
Перехідна | руху | ||||||
область | |||||||
Область | |||||||
стійкого | |||||||
руху | |||||||