Расчет ручного насоса поршневого типа

 

 

В проектируемом объемном гидроприводе использован ручной насос поршневого типа. Данный вид насосов используется в современной технике для обеспечения гидравлической энергией исполнительных гидродвигателей (в основном линейного перемещения) вспомогательных механизмов [9]. Принципиальная схема ручного насоса показана на рисунке 3. При ходе поршня вправо через обратный клапан ОК2 происходит всасывание жидкости из бака, и одновременно при этом происходит нагнетание клапана через ОК1 в гидросистему. То есть на рисунке показана схема ручного насоса двустороннего действия.

Вторым, часто встречающимся, назначением ручных насосов в гидросистемах является использование его как аварийного источника гидравлической энергии. Давления, развиваемые этими насосами, находятся в диапазоне до 50МПа, но чаще всего данные насосы используют на давлениях не более 10-15МПа [10]. Рабочий объем составляет не более 70 см³. Рабочий объем для ручного насоса это суммарный объем жидкости, вытесняемый им за прямой и обратный ход рукоятки. Обычно насосы с малым рабочим объемом способны достигать больших величин рабочего давления, это связано с ограничением силы прикладываемой к рычагу пользователем. Основными характеристиками ручного насоса являются: диаметр поршня d_п, рабочий объем w_р, сила F₁, воздействующая на поршень.

 

 

1 – корпус насоса; 2 – поршень; 3 – шток; 4 – рычаг

 

Рисунок 3 – Принципиальная схема поршневого типа

 

На рукоятке реализован принцип рычага. Коэффициент усиления рычага равен отношению длинного плеча l₂ к короткому l₁. Рекомендуется для ручных насосов принимать k_от 15 до 20. Принимаем k = 18.

Найдем силу (F₂, Н), воздействующую на поршень ручного насоса, по формуле

 

где F_р – сила, с которой рабочий воздействует на рукоятку насоса, Н; требованиями по охране труда установлено, что при кратковременной работе (до 5 минут), допускается усилие на рукоятки до 200 Н, принимаем F_р = 150 Н;

n – коэффициент усиления рычага; n = 18.

 

В рекомендациях по проектированию ручных насосов ход поршня равен 5…60 мм. Чем больше ход поршня, тем больше подача насоса, однако увеличение хода поршня ведет к увеличению хода рукоятки. Принимаем ход поршня, равный 40 мм.

Находим давление (р, МПа), реализуемое ручным насосом в гидросистеме по формуле

 

 

где p – давление в объемном гидроприводе, МПа;

d_п – площадь поршня, мм; выбирается исходя из стандартного ряда, причем чем больше диаметр поршня, тем меньше давления в гидросистеме, принимаем d_п = 48 мм ≈ 0,05 м.

 

 

В гидросистемах с ручными поршневыми насосами не рекомендуются создавать давления, превышающие 15 МПа. Так как это приведет к усилениям корпуса насоса и гидропривода в целом и, как следствие, к увеличению металлоемкости. Проектируемый ручной насос создает давление, равное       1,38 МПа, что удовлетворяет заявленному требованию.

 

Расчет гидроцилиндра

В подъемнике использован поршневой гидроцилиндр – одноштоковый одностороннего действия с возвратом штока под действием веса подъемной платформы. Основным параметром гидроцилиндра является диаметр поршня. Гидроцилиндры выпускаются диаметром 32, 40, 50, 63, 80 и до 320 мм, ходом от 10 мм [11].

Принцип действия объемного гидропривода основан на практической несжимаемости рабочей жидкости и на ее свойстве передавать давление по всем направлениям в соответствие с законом Паскаля. Работу гидропривода можно представить в виде следующего равенства

 

 

где F₂ – развиваемая сила на гидроцилиндре, Н;

v₁ – cкорость штока, м/с;

p – давление в объемном гидроприводе, МПа;

S₁ – площадь поршня гидроцилиндра, м²;

Q–расход рабочей жидкости, поступаемой в гидроцилиндр, м³/с;

S₂ – площадь поршня ручного насоса, м²;

F₂ – сила, воздействующая на поршень ручного насоса, Н.

На первом этапе проектирования гидроцилиндра необходимо определить диаметр поршня (D, мм) по формуле

 

где F – статическая внешняя нагрузка, Н; учитывая трехкратный запас, принимаемый при проектировании подъемного оборудования, F_вн = 3000 Н;

η – коэффициент полезного действия гидроцилиндра; кпд гидроцилиндра находится в пределах η= 0,85 - 0,95, принимаем, η = 0,9.

 

 

По стандартному ряду значений принимаем D_п = 63 мм.

При работе гидроцилиндра на поршне развивается сила F_гидр, которая преодолевает статическую нагрузку F_вн от системы внешних сил, силу трения в конструктивных элементах F_тр и силу инерции F_ин. Условие равновесие штока имеет вид

где F_вн – статическая нагрузка, Н; учитывая среднюю массу агрегатов (порядка 100 кг) принимаем F_вн = 1000 Н;

F_ин – сила инерции движущихся частей, возникающая при ускорении и замедлении движения штока, Н; при равномерном движении F_ин = 0;

F_тр- сила трения в уплотнениях, Н.

Сила трения в уплотнениях (F_тр, Н) находится по формуле

 

 

где f – коэффициент трения скольжения, f = 0,1…0,2, принимаем f = 0,15;

B – ширина контактного пояса уплотнения,мм; для стандартных манжет при диаметре поршня D_п = 63 мм, b = 6 мм;

- контактное напряжение в месте контакта уплотнения с металлом, МПа; при расчете можно принять  = p_н = 1,38 МПа;

 - число уплотнительных манжет, принимаем  = 2.

 

 

Находим условие равновесия штока

 

 

F_гидр не превышает силу F, которая была принята ранее. Поэтому D_п = 63 мм можно принять для последующего расчета.

Из опыта проектирования установлено, что отношение диаметра штока к диаметру поршня d_шт/D_п = 0,3…0,7. Принимаем d_шт/D_п = 0,5. Тогда диаметр штока d_шт, мм, найдем по формуле

 

Принимаем диаметр штока d_шт = 32 мм.

Минимальная толщина стенки цилиндра, , мм, согласно формуле Лямэ

 

 

 

где  - допустимое напряжение растяжения материала цилиндра, МПа; для стали 45  = 620 МПа;

p_р – расчетное давление, МПа.

Расчетное давление (р, МПа) определяем по формуле

 

 

 

 

 

При работе корпус гидроцилиндра испытывает продольный изгиб. Поэтому толщину стенки цилиндра необходимо принимать с троекратным запасом согласно рекомендациям по проектированию гидроцилиндров [9].