Здесь можно найти учебные материалы, которые помогут вам в написании курсовых работ, дипломов, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение оригинальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение оригинальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения оригинальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, РУКОНТЕКСТ, etxt.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии так, что на внешний вид, файл с повышенной оригинальностью не отличается от исходного.

Работа № 115311


Наименование:


Курсовик Расчёт гидропривода с дроссельным регулированием и анализ его работы»

Информация:

Тип работы: Курсовик. Добавлен: 28.01.2019. Год: 2018. Страниц: 38. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Учреждение образования «БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Факультет Заочный
Кафедра Энергосбережения, гидравлики и теплотехники
Специальность 1-36 05 01 «Машины и оборудование лесного комплекса»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
КУРСОВОЙ РАБОТЫ

по дисциплине Гидравлика, гидравлические машины, гидравлические приводы
Тема «Расчёт гидропривода с дроссельным регулированием и анализ его работы»


Минск 2017
Реферат

Пояснительная записка 38 с., 2 граф., 4 табл., 2 источника.

ГИДРОЦИЛИНДР, ПОРШЕНЬ, ШТОК, РАБОЧАЯ ЖИДКОСТЬ, ГИДРОАППАРАТУРА, РАСХОД, ПОДБОР ТРУБОПРОВОДА, РАСЧЁТ ГИДРОЛИНИИ, ДАВЛЕНИЕ, ПЛАСТИНЧАТЫЙ НАСОС, ХАРАКТЕРИСТИКА ГИДРОПРИВОДА.

Определены основные параметры гидроцилиндра, а также подобрана рабочая жидкость. Произведён подбор гидравлической аппаратуры, определены утечки жидкости и необходимую подачу насоса. Рассчитали трубопроводную систему и определили необходимое давление насоса. Приняли тип насоса и произвели его предварительный выбор, дали оценку различных способов регулирования скорости выходного звена, рассчитали и построили характеристики гидропривода, произвели их анализ, сделали окончательный выбор насоса. Произвели тепловой расчёт и расчёт металлоёмкости. Вычертили схему гидропривода и дали описание её работы при всех положениях распределительного устройства.
Графическая часть включает:
- схема уплотнения поршня и штока – 1 лист А4
- схема масляного бака – 1 лист А3
- схема гидроцилиндра – 1 лист А3
- схема дросселя – 1 лист А1
!!!Внимание Графическая часть отсутсвует, есть только записка!!!
?
Содержание

Введение………………………………………………………………………….5
1 Расчёт основных параметров гидроцилиндра……………………………….6
2 Расчёт гидроцилиндра на прочность…………………………………………9
3 Уплотнение поршня и штока………………………………………………...12
4 Выбор рабочей жидкости и основного оборудования гидропривода…….14
4.1 Выбор рабочей жидкости…………………..…………………………..….14
4.2 Выбор гидроаппаратуры………………………………………………..….15
4.3 Определение утечек жидкости и рабочего расхода в напорной линии...17
4.4 Выбор трубопроводов……………………………………………………...17
4.5 Расчёт гидролиний…………………………………………………………18
4.6 Определение давления на входе в напорную линию и предварительный выбор насоса…………………………………………………………………………..21
4.7 Обоснование способа регулирования скорости выходного звена гидропривода………………………………………………………………………….23
4.8 Описание работы гидропривода…………………………………………..23
5 Построение характеристики гидропривода………………………………...25
5.1 Характеристика насоса…………………………………………………….25
5.2 Характеристики гидропривода и предохранительного клапана………...27
5.3 Размещение дросселя на напорной линии……………………………..…27
5.4 Определение КПД гидропривода………………………………………….29
6 Выбор вспомогательного оборудования……………………………………30
6.1 Гидробак…………………………………………………………………….30
6.2 Теплообменник……………………………………………………………..31
7 Расчет металлоемкости гидропривода……………………………………...37
Заключение……………………………………………………………………..38
?
Введение
Гидропривод подачи предназначен для выполнения возвратно-поступательных движений, рабочим органом которого является гидроцилиндр с дифференциальным поршнем двухстороннего действия с односторонним штоком, площадь поршня в два раза превышает рабочую площадь в штоковой полости. Такая конструкция цилиндра позволяет получать приблизительно одинаковое усилие и скорость на штоке при прямом и обратном перемещении при одновременном сокращении расхода жидкости, проходящей по гидроцилиндру.
Дифференциальный поршень при рабочем ходе рабочая жидкость выдавливается из штоковой полости гидроцилиндра и через распределитель поступает в бесштоковую полость гидроцилиндра.
Работает привод следующим образом: насос нагнетает рабочую жидкость из бака в напорную линию гидропривода. Давление в напорной линии ограничено предохранительным клапаном. В случае превышения давления в линии максимального значения, на которое настроен клапан, тот откроется, сбрасывая часть жидкости обратно в бак, что приводит к снижению давления до безопасного значения. Предохранительный клапан имеет встроенный распределитель, который используется для разгрузки напорной линии от давления. Это позволяет напрямую сливать подаваемую насосом жидкость обратно в бак, когда она не требуется для работы привода (при холостом простое привода с рабочим насосом). Сброс жидкости позволяет снизить давление, а, следовательно, и мощность насоса. При этом снижается потребление мощности от приводного двигателя и уменьшается нагрузка элементов привода.

?
1. Расчет основных параметров гидроцилиндра

Параметры проектируемого гидропривода в значительной степени зависят от принятого рабочего давления р. При выборе рабочего давления учитывают назначение машины и величину преодолеваемой полезной нагрузки. На основании практики проектирования рекомендуется принимать следующие значения:
p < 6,3 МПа при Р ? 10 кН;
p = 6,3 – 10,0 МПа при Р = 10 – 30 кН;
p = 10,0 – 12,5 МПа при Р = 30 – 60 кН;
p = 12,5 – 16,0 МПа при Р = 60 – 100 кН;
p > 16,0 МПа при Р > 100 кН;
Принимаем рабочее давление р = 6,3 МПа
Расчет гидроцилиндра состоит в определении его основных размеров (диаметра цилиндра D, диаметра штока d, толщины стенок и крышек, диаметра болтов (шпилек) для крепления крышек рабочего давления р).
Диаметр поршня зависит от конструкции гидроцилиндра. В гидроцилиндрах с двухсторонним штоком в обе полости гидроцилиндра подается одинаковое количество рабочей жидкости, и поршень движется с одинаковыми скоростями в обоих направлениях. В гидроцилиндрах с односторонним штоком при одинаковом расходе жидкости скорости рабочего и холостого ходов различны, так как различны рабочие площади поршня.
Рабочее движение гидроцилиндра с односторонним штоком может осуществляться при подаче рабочей жидкости под давлением либо в поршневую полость (выдвижение штока), либо в штоковую полость (втягивание штока).
Диаметр поршня гидроцилиндра двустороннего действия с односторонним штоком при работе на втягивание штока определяется по выражению:

D = 2v(P/(??_м ( p_ш/?-p_п))) , (1.1)

где Р – усиление на штоке, Н; ?_м – механический КПД гидроцилиндра; p_п – давление в поршневой полости, Па; p_ш – давление в штоковой полости,Па; ? – коэффициент мультипликации, численно равен отношению площадей поршневой полости к штоковой полости гидроцилиндра;


? = D2/(D2 - d2), (1.2)

где d – диаметр штока.
На практике рекомендуется выбирать следующие значения коэффициента мультипликации:
? = 1,1 при p ? 1,5 МПа;
? = 1,33 при p = 1,5 – 5,0 МПа;
? = 2,0 при p > 5,0 МПа;

Значения механического КПД гидроцилиндра предварительно выбирается в пределах 0,93 – 0,97 и зависит от диаметра гидроцилиндра и типа уплотнения. Принимаю ?_м = 0,95.
Диаметр поршня определяется по формуле (1.1), то есть:
Диаметр поршня определяется по формуле (1.1), то есть:
D = 2v(P/(??_м ( p_ш/2-p_п ) ) )= 2v(P/(??_м ( (p-2p)/2) )) = 2v(P/(??_(м ) 1/2 p) )= 2v(2P/(??_м p)) = 2v((2•20000)/(3,14?0,95?6300000))= 0,0923 м = 92,3 мм.

После вычисления диаметра поршня D округляют до ближайшего большего значения регламентируемого ГОСТ 12447-80

Таблица 1.1 – Регламентируемы диаметры
Основной ряд, мм 10, 12, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 65, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 320, 400, 500, 630, 800
Дополнительный ряд, мм 14, 18, 22, 28, 36, 45, 50, 70, 90, 110, 140, 180, 220, 360, 450, 560, 710, 930

Принимаю диаметр поршня D = 100 мм
При дифференциальной схеме включения гидроцилиндра диаметр штока определяют по формуле:
d = D/v2 (1.3)

Рассчитанное значение не округляется, т.к. будет нарушено соотношение:

S_п=2S_шт.

d =100/v2= 100/1,414213= 70,71мм

S_п =(?D^2)/4= (3,14??100?^2)/4 = 7850 ?мм?^2

S_шт =(?d^2)/4= (3,14??70,71?^2)/4 =3925?мм?^2

S_п/S_шт = 78504/3925=2

Соотношение не нарушено.

Ход поршня выбирается из условия обеспечения функционирования приводимого механизма. С целью предупреждения потери продольной устойчивости гидроцилиндра отношение хода поршня L к диаметру цилиндра не должна превышать 10, то есть:
L/D < 10

420/100 =4,2 < 10

Условие выполняется.
С учетом выбранного диаметра цилиндра и штока пересчитывают коэффициент мультипликации по формуле (1.2):

? =?100?^2/(?100?^2- ?70,71?^2 )= 2

А затем уточняют рабочее давление рд в гидроцилиндре, выразив давление р= рд из формулы (1.1):

D = 2v(2P/(??_м p))


D^2 =(4 )/1? 2P/(??_м p)= 8P/(??_м p)

??_м p= 8P/D^2

p= 8P/D^2 ?(??_м)/1= 8P/D^2 ?1/(??_м )
Так как p = pд:
p_д= 8P/(D^2 ??_м ) (1.4)

p_д= (8 ? 20000)/(?3,14 ?100?^(2 )? 0,95)=5.36МПа

Все расчеты приводятся в табличной форме

Таблица 1.2 – Расчётные значения
Значение р, МПа D, м d, м ? p_сл ?_м
Начальное 6.3 0,097 0,07071 2 - 0,95
Итоговое 5.95 0,1 0,07071 2 - 0,95


2 Расчет гидроцилиндра на прочность

Прочностными расчетами устанавливают значения толщины стенок цилиндра ?, толщины крышек (головок) ?кр, диаметр шпилек (болтов) для крепления крышек dб, ш.
В зависимости от соотношения между наружным диаметром и внутренним
D= D_н- 2? (2.1)
гидроцилиндры бывают толстостенными D_н?(D>1,2) и тонкостенными D_н?(D?1,2). Так как эти соотношения неизвестны, то предварительно принимается любая из нижеприведенных формул, а затем проверяется соотношение.
Толщину стенки толстостенного цилиндра определяют по формуле:

?= (p_у D)/(2,3 [?]- p_у ) n ? (p_у D)/(2 [?] ) n, (2.2)

а тонкостенного:
?= D/2 [v(([?]+ p_у (1-2?))/([?]- p_у (1+?) ))-1]n, (2.3)

где p_у – условное давление, равное ?(1,2 – 1,3)p?_д, ? – коэффициент поперечной деформации (коэффициент Пуассона); [?] – допустимое напряжение на растяжение; n – коэффициент запаса прочности (при прочностных расчетах при давлении до 30 МПа принимаем n = 3).
Значения [?] и ? принимаются в зависимости от материала цилиндра таблице 2.1

Таблица 2.1 – Материалы изготовления гидроцилиндра, допустимое напряжение на растяжение, коэффициент запаса прочности
Материал Стальное литьё Легированная сталь Чугун Высокопрочный чугун Бронза
[?], МПа 80 - 100 150 – 180 25 40 42
? 0,25 – 0,30 0,25 – 0,30 0 0 0,25


По условию материал для проектируемого гидроцилиндра – стальное литье.
[?], МПа = 80
? = 0,25

?= (?1,25p?_д D)/(2,3 [?]- 1,25p_д ) n


?= (1,25?5360000?0,1)/(2,3 •80000000- 1,25?5360000)?3= 0,0113м=11мм

?=(p_у D)/(2 [?] ) n= (6700000?0,1)/(2?8000000)?3=0,0126м=13мм

Для уверенности в точности результатов рассчитаю еще по формуле для тонкостенного цилиндра:

?= D/2 [v(([?]+ p_у (1-2?))/([?]- p_у (1+?) ))-1]n== 0,1/2 [v((80000000+6700000(1-2?0,25))/(150000000-6700000(1+0,25) ))-1]3=
=0,0118м=12мм
К вычисленной толщине стенки необходимо добавить припуск 0,5 – 1,0 мм, необходимый для обработки внутренней поверхности цилиндра.
Принимаем ?=12+0,5=12,5мм
D= D_н- 2?

D_н=D+2?=100+2?12,5=125мм

D_н/D= 125/100=1.25>1,2

Гидроцилиндр толстостенный.
Крышки (головки) цилиндров могут быть плоскими или сферическими. Толщину плоской крышки определяют по выражению:


?_кр=0,433Dv(p_у?[?] ) n (2.4)
?_кр=0,433?0,1v(6700000/80000000)?3=0,038м=38мм
Принимаем
?_кр=38мм

Толщина крышки цилиндра должна быть не менее двойной толщины стенки.
При креплении крышки цилиндра болтами или шпильками их диаметр определяется из условия прочности на разрыв. При этом для гидроцилиндров толкающего действия диаметр болта или шпильки:

d_(б,ш.)=Dv(p_у/(1,2n [?_р ] )) (2.5)
где 1,2 – коэффициент, учитывающий неравномерность предварительной затяжки болтов или шпилек; n – количество болтов или шпилек; [?р] = 130 – 150 МПа – допустимое напряжение материала на разрыв. Принимаю n = 6 шт.

d_(б, ш.)=0,1v(6700000/(1,2?6?130000000))=0,0085м


3 Уплотнение поршня и штока

Для предотвращения перетечек (а также утечек) рабочей жидкости, которая находится в гидроцилиндре под давлением, через зазоры в стыке двух подвижных или неподвижных твёрдых поверхностей (штока, поршня, гильзы цилиндра, направляющей для штока) необходимо наличие уплотнений.
По условию:
- тип уплотнения поршня гидроцилиндра – металлические кольца;
- тип уплотнения штока гидроцилиндра – резиновые кольца.
При уплотнении поршня металлическими кольцами степень герметичности зависит от числа колец n, которое находится в зависимости от давления и диаметра поршня. Ширину колец «b» принимают в зависимости от диаметра цилиндра D. Расстояние между кольцами на герметичность уплотнения не влияет.
По Приложению 6 принимаем количество колец n = 3 шт. и ширину колец b = 5 мм.
Сила трения металлических колец при уплотнении определяется по формуле
P_тр= ?Db(np_к+p_д)f_к, (3.1)

где p_к – контактное давление, принимаемое равным 0,1–0,2 МПа; f_к – коэффициент трения, равный 0,07 при vр > 0,1 м/с и 0,15 при vр < 0,1 м/с.

Pтр = 3,14 ? 0,1 ? 0,005 ?(3 ?100000+5360000) ? 0,15 = 1332,93 Н.

Расчет резиновых колец для уплотнения штока.
Сила трения при уплотнении резиновыми кольцами определяется по формуле:
P_тр= ?dbfp_д, (3.2)

где d – диаметр штока; f – коэффициент трения (при твердости резины 75 единиц по Шору f = 0,0144 – 0,0265 , при твердости 90 единиц f = 0,04 – 0,18); b – ширина контактной поверхности, принимаемая по графику (рис.1.2 [1]), принимается равной b = 55?5,8/100=3,19 мм.


Принимаю по Приложению 5 d1 = 68,5 мм, d21 =5,8 мм.

Pтр = 3,14 ? 0,07071?0,003?0,0144?5360000 = 54,67Н.

Определив потери на трение от принятых уплотнений, необходимо определить общее усилие:
P_общ=P+P_(тр.п.)+P_(тр.ш.) (3.3)
и механический КПД гидроцилиндра:
?_м= P/P_общ (3.4)
Pобщ = 20000 + 1332,93 + 54,67= 21387,6 Н
?_м= 20000/21387,6=0,935
Рассчитанный механический КПД гидроцилиндра не должен отличаться от принятого ранее в формулах (1.1) и (1.4) не более чем на 15%
(0,935 ?100% )/0,95=98,43%
100% –98,43% =1,57%
Условие выполнено.
С учетом принятых стандартных диаметров D и d определяем действительное давление в гидроцилиндре при отсутствии противодавления в сливной линии по выражению:
p_д^о=P_общ/S (3.5)
где S – рабочая площадь штока, при стандартных диаметрах определяется по выражению для гидроцилиндра с дифференциальной схемой включения:
S= ?d^2/4

S= (3,14 ? ?0,07071?^2)/4=0,003925 м^2.

p_д^о=Р_общ/S= 21387,6/0,003925=5,45МПа.


4 Выбор рабочей жидкости и основного оборудования гидропривода
4.1 Выбор рабочей жидкости

В гидроприводе рабочая жидкость является энергоносителем, с помощью которого устанавливается связь между насосом и гидродвигателем. Кроме того, рабочая жидкость обеспечивает смазку подвижных частей элементов, охлаждение пар трения и отвод от них тепла. Рабочая температура жидкости в гидроприводе принимается равной 50°С.
Выбор рабочей жидкости для гидропривода (приложение 10, стр. 118, [1]) определяется: диапазоном рабочих температур, давлением в гидросистеме, скоростью движения исполнительных механизмов, конструкционными материалами и материалами уплотнений, особенностями эксплуатации гидросистемы (на открытом воздухе или в закрытом помещении), условиями хранения машины во время перерывов в работе, возможностями обводнения, засорения рабочей жидкости и т. д.
Одним из важнейших свойств, которые необходимо учитывать при выборе рабочей жидкости, является вязкость. Так, при использовании жидкостей с более высокой вязкостью снижается КПД гидропривода, и ухудшаются условия работы самовсасывающихся насосов. С другой стороны, при использовании жидкости с малой вязкостью возрастают внутренние и внешние утечки (что ведет к снижению объемного КПД гидропривода), повышается опасность нарушения гидродинамического режима смазки в узлах трения и увеличивается интенсивность износа. При номинальном давлении 7 МПа рекомендуется принимать для гидропривода рабочую жидкость, вязкость которой при температуре 50 ?С находится в пределах 20 ?10-6 – 40?10-6 м2/с.
Принимаю рабочую жидкость И-25:
ГОСТ 20799-75 – масло индустриальное,
Плотность при t = 50 ?С – 890 кг/м3,
Кинематическая вязкость при t = 50 ?С – 25?10-6 м2/с,
Температура: вспышки — 180 ?С,
застывания — - 15 ?С,
Диапазон применения t, — от -5 до +85 ?С.


Кроме того, необходимо определить плотность рабочей жидкости для принятой рабочей температуры t = 50 ?С, если в источнике она была указана для другой температуры.
Плотность для принятой температуры (t = 300-273=27 ?С) определяется по формуле:
?_t= ?_0 (1-??t), (4.1)
где ?0 – плотность при известной температуре, ?0 = 890 кг/м3; ? – коэффициент температурного расширения жидкости (в среднем для минеральных масел принимают ?=7 ??10?^(-4) 1/ ?С; ?t – разность температур.
?_t= 890?(1-7??10?^(-4)?(50-27))=890?(1-0,0007?23)= 876 кг?м^3

4.2 Выбор гидроаппаратуры

Гидравлическая аппаратура применяется в гидроприводе для изменения различных параметров потока рабочей жидкости (давления, расхода, скорости, направления) или для поддержания их в требуемых соотношениях. В зависимости от того, какую функцию выполняет гидроаппаратура, она подразделяется на распределительную, регулирующую и вспомогательную. Большая часть гидроаппаратуры стандартизирована, что позволяет при расчётах и проектировании выбирать имеющиеся гидроаппараты, а не проектировать их.
Выбор гидроаппаратуры (в соответствии со схемой гидропривода) осуществляется по давлению в гидроцилиндре pд и максимальному значению расхода жидкости в нем, который определяется по максимальной скорости рабочего хода ?р:
Q_ц= ?_р•S??_0 (4.2)
где S – рабочая (эффективная) площадь поршня при стандартных диаметрах; ?0 – объемный КПД, принимаемый в зависимости от принятого типа уплотнения поршня (для манжетных уплотнений ?0 = 0,95 – 0,98, принимаю ?0 = 0,95). Параметры принимаемых гидроаппаратов должны быть большими, чем расчетные.
Если максимальная скорость рабочего хода не задана, тогда она определяется через число ходов рабочего органа насоса n по формуле:
?_р= Ln?30 (4.3)

Максимальная скорость по условию составляет 0,04 м/с.


Минимальная скорость рабочего хода выходного звена имеет следующую зависимость от ?р:
?_min=0,26•?_р (4.4)
?_min=0,26•0,04=0,0104 м/с
Определяем максимальное значение расхода жидкости в гидроцилиндре Qц:
S_п=(?D^2)/4=(3,14•?0,1?^2)/4=0,007850 м^2
Q_ц=(0,04•0,007850)/0,95=0,00033м^3/с=0,33 л?с=27 л/мин
Выбираем гидроаппаратуру:
Расход: 27 л/мин
Давление: pд=5,45 МПа

Распределительное устройство - двухпозиционный реверсивный золотник 54Г74-24
Номинальный расход: 70 л/мин.
Номинальное давление: 20 МПа.
Потеря давления при номинальном расходе, не более: 0,3 МПа.
Суммарная утечка, не более: 3,33 см3/с.
Масса: 11 кг.

Предохранительный клапан КПЕ-20
Расход: 63 л/мин.
Давление: 32 МПа.
Потеря давления: 0,5 – 1,0 МПа.
Утечки масла: 6,7 см3/с.

Редукционный клапан Г57-14
Давление на входе: 0,5 – 6,4 МПа,
редуцированное: 0,2 – 5,0 МПа
Расход: 1,17 л/с.
Масса: 4,3 кг

Дроссель Г77-34
Расход: 70 л/мин.
Давление: 12,5 МПа.
Масса: 2,5 кг.


Фильтр 0,12Г41-24
Пропускная способность: 50 л/мин.
Масса: 3,64 кг.
Выбор вспомогательного оборудования (бак охлодитель) осуществляется после выбора насоса.

4.3 Определение утечек жидкости и рабочего расхода в напорной линии

Для определения требуемой подачи насоса необходимо знать величину утечек жидкости ?-Q_у , которые возникают в гидроприводе вследствие наличия зазоров и неплотностей.
Общие утечки жидкости складываются из утечек во всей гидроаппаратуре, находящейся на напорной линии между насосом и гидродвигателем при рабочем ходе гидроцилиндра. Если величина утечки влияет на работу гидропривода, то она указывается в технической характеристике гидроаппарата.
Величина рабочего расхода в напорной линии при наличии в гидроприводе одного гидродвигателя равна:
Q_р=Q_ц+?-Q_у (4.5)
где ?Qy – суммарная величина утечек жидкости, которые возникают в гидроприводе вследствие наличия зазоров и неплотностей. В нашем случает в распределительном устройстве и предохранительном клапане:
?-Q_у =3,33 (?см?^3?с)+6,7(?см?^3?с)=10 ?см?^3?с
?-Q_у =0,01 л?с=0,6 л?мин
Q_р=27+0,6=27,6 л?мин

4.4 Выбор трубопроводов

Элементы гидропривода, находящиеся на расстоянии друг от друга, соединяются между собой гидролиниями, состоящими из трубопроводов. Выбор трубопроводов (определение типов, длин, диаметров, видов соединений) зависит от номинального давления в гидроприводе, назначения трубопровода, пространственного расположения соединяемых узлов, условий эксплуатации машины и других факторов. В зависимости от назначения различают гидролинии всасывающие, сливные, напорные и дренажные. При выполнении расчетов по проектированию объемного гидропривода расчету подлежат только напорная и сливная линии.
Внутренний диаметр трубопровода находят из уравнения неразрывности:
Q=?•S_тр (4.6)
где Q – наибольший расход на расчетном участке; ? – допускаемая скорость движения рабочей жидкости; Sтр – площадь поперечного сечения трубопровода.
Выбор допускаемой скорости движения рабочей жидкости осуществляется на основе опыта, накопленного при проектировании гидроприводов. При больших скоростях уменьшаются масса и стоимость гидролиний, но увеличиваются потери давления на преодоление гидравлических сопротивлений. Считается, что скорость потока рабочей жидкости будет оптимальной в том случае, когда потери в трубопроводах не превышают 5–20% от p_д^о. Исходя из этого требования определены допускаемые скорости движения жидкости: в сливных трубопроводах – 2 м/с; в напорных при давлениях p = 5,0–10,0 МПа – 6 м/с;
Расход в сливной линии для гидроцилиндра с двухсторонним штоком, равен расцходу в напорной линии, - Qсл = Qр:
Q_сл=Q_р=27,6л/мин=0,46 л?с=0,00046 м^3?с
Определение внутреннего диаметра сливного трубопровода:
Qсл = ? • Sсл. тр.
Q_сл=(??d_сл^2)/4
??d2 = Qсл. тр. • 4
d_сл=v((Q_сл 4)/??)=v((0,00046•4)/(2•3,14))=0,017 м=17 мм.
В соответствии с ГОСТ (приложение 21, стр.134., [1]) и условию задания, принимаю стальной трубопровод с dвн = 17 мм, dн = 27 мм.
Определение внутреннего диаметра напорного трубопровода:
Qр = ? • Sн. тр.
d=v((4•Q_р)/??)=v((4•0,00046)/(3,14•6))=v(0,00252/18,84)=0,0099 м=10 мм
В соответствии с ГОСТ и условию задания, принимаю стальной трубопровод с dвн = 10 мм, dн = 17 мм

4.5 Расчет гидролиний

Расчеты потерь давления выполняют для напорной ?pн и сливной ?pсл линий. Потери давления в любой линии определяются по формуле:

?p=?_(i=1)^n-??p_(?дл?_i ) ?+?_(i=1)^n-??p_(м_i ) ?+?_(k=1)^s-??p_(?г.а?_i ) ?, (4.7)
где ?p_(?дл?_i ) – потеря давления на трение по длине на i-том участке, Па; ?p_(м_i )- потеря давления в местных сопротивлениях, расположенных на i-том участке, Па; ?p_(?г.а?_i ) – потеря давления в k-том гидроаппарате (s – количество гидроаппаратов), Па...
?
Заключение

Произведён расчёт основных параметров гидроцилиндра и проверена его прочность. Диаметр поршня составляет D = 100 мм., диаметр штока d = 70.71 мм. При дифференциальном подключении поршня давление в штоковой полости равно давлению в поршневой полости коэффициент мультипликации ? = 2,0.
Поршень согласно заданию уплотняем шевронными манжетами. Ширина манжеты b = 10 мм., количество манжет – 4 шт. Уплотнение штока производится U – образной манжеты. Ширина манжеты b = 9 мм., тип 1.
Дифференциальный поршень при рабочем ходе рабочая жидкость выдавливается из штоковой полости гидроцилиндра и через распределитель и поступает в бесштоковую полость гидроцилиндра. Для этого хода рассчитаны скорость рабочей жидкости и произведены расчёты потерь давления на этом участке, а длина участка ГЦ-РУ-ГЦ взята равной длине всей сливной линии.
Выбрана рабочая жидкость и основное оборудование гидропривода. Рабочая жидкость – масло индустриальное И-25 ГОСТ 20799-75. Определены утечки жидкости и рабочего расхода в напорной линии. Выбрали трубопроводы.
Определили давление на входе в напорную линию и предварительный выбор насоса. Рабочее давление в гидросистеме составляет p_р=7,57 МПа. Величина рабочего расхода в напорной линии Qp = 27,6 л/мин. Описали работу гидропривода. Построили характеристику гидропривода.
Принят аксиально-поршневой гидромотор Г15-23Н.
Представлен тепловой расчёт гидропривода, а так же расчёт его металлоёмкости.
?
Список используемой литературы

1 Гидравлика, гидравлические машины, гидравлические приводы: учебно-методическое пособие по практическим, расчётно-графическим и курсовым работам для студентов, изучающих гидравлику / сост. Е.С. Санкович, А.Б. Сухоцкий; науч. ред. В.Б. Кунтиш. – Мн.: БГТУ, 2005. – 176 с.
2 Санкович Е.С. Гидравлика, гидромашины и гидропривод: учебно-метод. пособие по курсовой работе для студентов специальностей 1-36 07 01 «Машины и аппараты химических производств и предприятий строительных материалов», 1-36 05 01 «Машины и оборудование лесного комплекса» / Е.С. Санкович, А.Б. Сухоцкий. – Мн.: БГТУ, 2011. – 141 с.



Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru


Смотреть похожие работы

* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.