Основні параметри гідроциліндрів

 

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 q_оМ робочим об’ємом, визначеному за формулою

 

, см³, (20.17)

 

де М_ГМ – заданий крутний момент, Н×м;

Dр_ГМ – перепад тиску на гідромоторі, Па, що при попередньому розрахунку приймається рівним 0,9 від обраного номінального тиску насоса;

h_мМ – механічний ККД гідромотора (h_мМ = 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 N_ГД всіх
одночасно працюючих гідродвигунів. При цьому потужність, споживана гідроциліндром, визначається за формулою

 

, Вт, (20.18)

 

де F – зусилля на штоку гідроциліндра, Н;

V_П – швидкість переміщення поршня, м/с;

h_Ц – ККД гідроциліндра (при попередньому розрахунку дорівнює приблизно 0,90).

Потужність N_М гідромотора визначають за формулою

 

, (20.19)

 

де М_ГМ – крутний момент на валу гідромотора, Н×м;

w_ГМ – кутова швидкість вала гідромотора, рад/с;

h_ГМ – повний ККД гідромотора, який можна попередньо
прийняти рівним 0,75...0,85.

Потужність насоса N_Н для заданого гідроприводу дорівнює

 

N_Н = k_c × k_y × N_Д, (20.20)

 

де k_c = 1,1... 1,3 – коефіцієнт запасу потужності по швидкості;

k_y = 1,1... 1,2 – коефіцієнт запасу потужності по зусиллю;

N_Д – сумарна потужність всіх працюючих одночасно гідродвигунів.

Необхідну розрахункову подачу (Q_Н)^Р насоса знаходять за
формулою

 

, м³/с, (20.21)

 

де р_ном – номінальний тиск, прийнятий для гідросистеми, Па.

За відомим значенням (Q_Н)^Р і р_ном вибирається насос і за величиною q_оН обчислюється частота його обертання

 

, об/хв, (20.22)

 

де q_oН – робочий об’єм насоса, см³;

h_про – 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 q_oН .

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 Q_ТР і рекомендований (V_ТР)^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 · η_м, (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;

η_м– механічний ККД гідроциліндра (η_м= 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