Определение параметров силового гидроцилиндра

2.1.Диаметры поршня D ₁ и штока D ₂

    По заданной нагрузке Р и номинальному давлению р₀ определяем расчетную площадь сечения поршня S₁′

S₁′= , (1)

 

Расчетный диаметр поршня D₁′

м,

по ГОСТ 12447 – 80 (табл. 7 приложения 1) – выбираем диаметр поршня

D₁ = 70, мм = 0,07, м.

Из соотношения D₂/D₁=0,5 определяем расчетный диаметр штока

D₂′ = 0,032м

и по ГОСТ 12447-80 – диаметр штока D₂ = 32мм = 0,032м.

 

2.2. Расходы рабочей жидкости Q ₁ ⁰, Q ₂ ⁰ и Q ₁

    При быстром подводе стола расход в поршневой полости:

Q₁⁰=S₁∙V₀, м³/с, (2)

где S₁ – площадь сечения гидроцилиндра, определяемая по диаметру D₁:

м²;

 м³/с.

Расход в штоковой полости:

Q₂⁰=S_ш∙V₀, м³/с, (3)

где S_ш=S₁-S₂ – площадь сечения гидроцилиндра в штоковой полости;

S₂ – площадь сечения штока, определяемая по диаметру D₂:

м²;

S_ш= м²;

  м³/с.

При рабочем ходе расходы Q₁ и Q₂ определяtv по формулам

Q₁=S₁∙V, м³/с; Q₂=S_ш∙V, м³/с; (4)

м³/с;

м³/с.

 

2.3.Силы трения Т_ш и Т_н.

Сила трения в уплотнении штока Т_ш

Т_ш=πD₂h∙τ, кН, (5)

где h–ширина пакета уплотнения, определяемая по данным табл.8 приложения 1,

мм;

τ=0,22 МПа – напряжение силы трения в уплотнении шевронными манжетами;

Т_ш = Н.

Сила трения в направляющих стола Т_н

Т_н=G∙f, кН,     (6)

где G=M∙g – вес перемещаемого оборудования (стола);

f=0,16 – коэффициент трения в направляющих стола типа «ласточкин хвост»;

Н.

 

2.4. Давление жидкости в полостях гидроцилиндра р₁ и р₂ при рабочем ходе

    Баланс потенциальной энергии потока в единицах объемной плотности – давления на участке от гидроцилиндра до бака равен

р₂-∆р=0, МПа, (7)

где ∆р – затрата потенциальной энергии (давления) на преодоление гидравлического сопротивления на участке от гидроцилиндра до бака.

Без учета потерь давления по длине потока в трубопроводе гидролинии слива затрата (потеря давления) ∆р равна

∆р=∆р_д+∆р_р+2∆р_ок, (8)

где ∆р_д – потеря давления в дросселе (рис.1, поз.25.1);

∆р_р – потеря давления в гидрораспределителе (рис.1, поз.17);

∆р_ок – потеря давления в обратном клапане (рис.1 поз.8 и 9).

Потери давления в дросселе и обратном клапане определяются по формуле

∆р=∆р⁰ , МПа (9)

где ∆р⁰ – номинальное значение перепада давления при номинальном расходе Q₀, определяемое по табл.3 и табл.5 приложения 1.

По табл. 3 выбираем дроссель МДО-103:

Q₀ = 40л/мин = 0,7×10^-3м³/с;  ∆р⁰_д = 0,2 МПа;

по табл. 5 выбираем ОК Г51-32:

Q₀ = 32л/мин = 0,5×10^-3м³/с;  ∆р⁰_ок=0,25 МПа.

∆р_д= Па;

∆р_ок= Па.

По табл. 2 выбираем гидрораспределитель Рх06.

Потерю давления в гидрораспределителе определяем по графику (рис.3 Приложение 1) в зависимости от расхода Q₂: ∆р_р=0,04 МПа.

По (8) ∆р = 298+40000+2×729 = 41756Па.

    Давление в поршневой полости р₁ определяется из уравнения статического равновесия сил, приложенных к поршню со штоком

р₁S₁=р₂S_ш+Р+Т_ш+Т_н, кН (10)

где р₂ – давление в штоковой полости согласно (7), р₂=41756Па;

р₁= Па = 2,31МПа.

 

2.5.Коэффициент утечек К_у радиального зазора δ

    Коэффициент утечек К_у равен отношению утечек ∆Q через радиальный зазор δ в гидроцилиндре к разности давлений в полостях р₁-р₂

К_у= ,               (11)

При ламинарном течении в зазоре величина ∆Q равна

∆Q=πD_{1 ,} м³/с      (12)

где μ = ν∙ρ= =0,0356 кг/(м×с) – динамический коэффициент вязкости жидкости;

ширина поршня

∆Q= м³/с.

К_у= .