Реферат: Расчет гидропривода многоцелевого сверлильно-фрезерно-расточного станка с числовым программным у

--PAGE_BREAK--2. Расчет и выбор элементов гидропривода


2.1 Выбор рабочей жидкости


Жидкость в гидроприводе предназначена для передачи энергии и надежной смазки его подвижных элементов. Жидкость подвергается воздействию в широких пределах давлений, скоростей и температур.

Так как рабочее давление 2,5 МПа и рабочая температура 450С, то рекомендуется применение масел с вязкостью 60-110сСт.

Опираясь на эти данные, выберем из таблицы 2.2 страница 6 («Расчет гидропривода») марку масла:

Индустриальное 20, ГОСТ 1707-51 для которого имеются следующие характеристики:

плотность 890 кг/м3, вязкость при температуре +500 С: 17…23 сСт, температура застывания -200С, температура вспышки 1700С, пределы рабочих температур 0…900С.

Найдем кинематический коэффициент вязкости по формуле:
<img width=«109» height=«57» src=«ref-1_1644824889-360.coolpic» v:shapes="_x0000_i1026"> (1)
где, <img width=«20» height=«23» src=«ref-1_1644825249-98.coolpic» v:shapes="_x0000_i1027">  — кинематический коэффициент вязкости см2/c при температуре <img width=«19» height=«25» src=«ref-1_1644825347-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1028">, ˚С; n – показатель степени, приведенный в таблице 2.1 в зависимости от вязкости, в градусах Энглера, при температуре +50˚С.

Вязкость масла в градусах Энглера:
<img width=«477» height=«31» src=«ref-1_1644825452-1062.coolpic» v:shapes="_x0000_i1029"> (2)
отсюдаn=1,99, следовательно, по формуле 1:


<img width=«169» height=«49» src=«ref-1_1644826514-443.coolpic» v:shapes="_x0000_i1030">
2.2 Определение рабочего давления


Рабочее давление в цилиндре гидродвигателя назначим ориентировочно от величины требуемого полезного усилияF:

так как номинальное усилие 4 кН, то в диапазоне F = 10-20 кН рекомендуется рабочее давление в диапазоне Рр <img width=«13» height=«16» src=«ref-1_1644826957-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1031"> (25-40)·105 Н/м2.

Выбор величины рабочего давления при проектировании гидропривода производится в соответствии с нормальным рядом давлений, установленным ГОСТом. При выборе, расчете и проектировании гидроприводов необходимо руководствоваться ГОСТ 15445-67 и МН 3610-625.

Из нормального ряда давлений примем рабочее давление Рр= 2,5 МПа, а пробное давление 3,8 МПа.

Рабочее давление определяет возможный длительный рабочий режим гидропривода, а на пробное давление производится его испытание.




3 Расчет основных параметров гидроцилиндров


3.1 Приближенный расчет основных параметров силового гидроцилиндра


Определим внутренний диаметр силового гидроцилиндра по формуле, мм:
<img width=«85» height=«52» src=«ref-1_1644827045-297.coolpic» v:shapes="_x0000_i1032">, (3)
где F – полезная нагрузка, приведенная к штоку; Рр – рабочее давление в цилиндре, принимаемое в зависимости от F.
<img width=«257» height=«51» src=«ref-1_1644827342-624.coolpic» v:shapes="_x0000_i1033">
По вычисленному диаметру D подберем ближайший нормализованный.

Ближайшим нормализованным размером является 50. Следовательно, примем D =50мм.

Далее определим диаметр штока d в зависимости от величины хода поршня.

Рабочий ход поршня равен S =50мм. Так как S<10D, т.е. 50<10·50=500 мм, то диаметр штока определим по формуле, мм:
<img width=«216» height=«21» src=«ref-1_1644827966-339.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034"> (4)
По вычисленному значению диаметра штока примем ближайший больший, согласно ГОСТу 6540-68.

Ближайшим является 16. Значит, примем <img width=«45» height=«19» src=«ref-1_1644828305-129.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035">.


3.2 Уточненный расчет основных параметров силового гидроцилиндра




В процессе работы силового гидроцилиндра часть рабочего давления затрачивается на преодоление сил трения в конструктивных элементах гидроцилиндра, силы противодавления, динамических нагрузок, возникающих при разгоне и торможении поршня гидроцилиндра.

Полезные и дополнительные нагрузки определяют величину усилия, развиваемого гидроцилиндром, Н:
<img width=«73» height=«24» src=«ref-1_1644828434-166.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036">, (5)
где, <img width=«20» height=«24» src=«ref-1_1644828600-103.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037"> – динамическая сила; <img width=«17» height=«24» src=«ref-1_1644828703-100.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038"> – Статическая нагрузка.

Статическая нагрузка определяется при установившемся движении поршня:
<img width=«123» height=«25» src=«ref-1_1644828803-238.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039">, (6)
где F — полезная нагрузка, приведенная к штоку поршня; <img width=«27» height=«25» src=«ref-1_1644829041-117.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040"> – сила трения в конструктивных элементах; <img width=«24» height=«25» src=«ref-1_1644829158-115.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041"> – сила противодавления.

Определим величину каждого элемента, входящего в формулы, т.е. <img width=«20» height=«24» src=«ref-1_1644828600-103.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042">, <img width=«27» height=«25» src=«ref-1_1644829041-117.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043">, <img width=«24» height=«25» src=«ref-1_1644829158-115.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044">.

Сила трения в конструктивных элементах расходуется на преодоление механических сопротивлений – трение в манжетах, поршневых кольцах:

Сила трения уплотнения манжетами равна, Н:
<img width=«125» height=«25» src=«ref-1_1644829608-231.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045">, (7)
где <img width=«16» height=«21» src=«ref-1_1644829839-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046"> – коэффициент трения, принимаемый для резиновых манжет

<img width=«16» height=«21» src=«ref-1_1644829839-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">= 0,03…0,032; <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1644830025-90.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048"> – диаметр контактной поверхности (поршня);<img width=«9» height=«19» src=«ref-1_1644830115-82.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049"> – длина контактной поверхности, мм; Рр – рабочее давление в гидроцилиндре.

Длина контактной поверхности принимается в зависимости от диаметра поршня или штока по таблице 3.1.(«Расчет гидропривода»):

ширина уплотнения равна 7,5 мм для штока, для поршня равна 10.
<img width=«149» height=«21» src=«ref-1_1644830197-262.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">,

<img width=«207» height=«25» src=«ref-1_1644830459-365.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">, (8)
где <img width=«13» height=«19» src=«ref-1_1644830824-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052"> – толщина (радиальная) сечения набивки, мм.

Зная, все эти данные мы можем определить силу трения уплотнения манжетами по формуле (7):
<img width=«313» height=«25» src=«ref-1_1644830912-512.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">
Число манжет определим из таблицы 3.2 («Расчет гидропривода»), опираясь на диаметр поршня и давление:

диаметру 50 мм и давлению 2,5 МПа соответствует числу манжет равным 3.

Силу трения для поршневых колец можно подсчитать по формуле, Н:
<img width=«164» height=«25» src=«ref-1_1644831424-281.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">, (9)
где <img width=«16» height=«21» src=«ref-1_1644829839-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055"> – коэффициент трения кольца о стенку цилиндра (примем равным 0,07 т.е. для быстрого движения); b – ширина поршневого кольца;Рр– рабочее давление в цилиндре; Рк – среднее удельное давление на поверхности цилиндра, создаваемое упругими силами (Рк = 0,6·105 Па);i – число поршневых колец. Ширину поршневого кольца выберем из таблицы 3.3 («Расчет гидропривода»):

Так как диаметр поршня порядка 50 мм, то примем b = 2,8мм, глубина канавки равна 2,7 мм.

Число колец найдем по таблице 3.4 в зависимости от величины давления:

для диаметра 50 мм и давления 2,5 МПа число поршневых колец равно 2.

Зная все эти данные, найдем силу трения для поршневых колец с использование формулы (9):



<img width=«377» height=«24» src=«ref-1_1644831798-594.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">
Определим суммарное усилие трения цилиндра, Н:
<img width=«352» height=«27» src=«ref-1_1644832392-532.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057"> (10)
Определим силы противодавления, Н/м2:
<img width=«112» height=«27» src=«ref-1_1644832924-238.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">
Примем <img width=«79» height=«27» src=«ref-1_1644833162-193.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059">.

Сила противодавления определится, Н:
<img width=«81» height=«25» src=«ref-1_1644833355-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">, (11)
где <img width=«17» height=«17» src=«ref-1_1644833547-94.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061"> – площадь сечения поршня.
<img width=«243» height=«27» src=«ref-1_1644833641-398.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">
Следовательно, решение формулы (11):


<img width=«168» height=«27» src=«ref-1_1644834039-317.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">
Подставляя данные в уравнение (6), определим статическую нагрузку:
<img width=«232» height=«25» src=«ref-1_1644834356-397.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064"> (5.1),
Динамическая сила, Н:
<img width=«99» height=«41» src=«ref-1_1644834753-271.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">, (12)
где, <img width=«31» height=«25» src=«ref-1_1644835024-128.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066"> – приведенная к поршню силового цилиндра масса, кг; <img width=«20» height=«19» src=«ref-1_1644835152-99.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067"> – время ускорения или замедления движения, с; <img width=«27» height=«19» src=«ref-1_1644835251-109.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068"> – изменение скорости, м/c.
<img width=«267» height=«51» src=«ref-1_1644835360-600.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069"> (13)
где <img width=«27» height=«24» src=«ref-1_1644835960-109.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070"> – плотность стали, L=0,03.

Подставляя данные в формулу (13), найдем приведенную массу, кг:
<img width=«404» height=«36» src=«ref-1_1644836069-761.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">

<img width=«64» height=«21» src=«ref-1_1644836830-159.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">,

<img width=«137» height=«44» src=«ref-1_1644836989-341.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">, (14)
где <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1644837330-91.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074"> – рабочий ход, м; <img width=«9» height=«16» src=«ref-1_1644837421-81.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075"> – время рабочего хода, с.

Подставляя найденные значения в выражение (12), получим:
<img width=«124» height=«44» src=«ref-1_1644837502-306.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076"> (12.1)


Зная все эти данные, определим величину усилия, развиваемого гидроцилиндром (формула (12)), использовав данные выражений (5.1) и (12.1):
<img width=«165» height=«21» src=«ref-1_1644837808-287.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">
Далее по вычисленному усилию Т и принятому рабочему давлению уточняем диаметр силового гидроцилиндра, м:
<img width=«85» height=«52» src=«ref-1_1644838095-295.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078"> (15)



Следовательно, решение формулы (15):



<img width=«191» height=«49» src=«ref-1_1644838390-520.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">
Примем D = 50 мм.

Определим толщину стенок корпуса тонкостенного гидроцилиндра изготовленного из вязкого материала (латунь), мм:
<img width=«177» height=«51» src=«ref-1_1644838910-683.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">, (16)
где σ – допустимое напряжение материала на растяжение, Рп – пробное давление, <img width=«60» height=«21» src=«ref-1_1644839593-156.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">.

При давлении рабочей жидкости ниже 10 МПа можно использовать алюминиевые трубы или литье из серого чугуна с <img width=«49» height=«19» src=«ref-1_1644839749-128.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082"> МПа.


<img width=«401» height=«52» src=«ref-1_1644839877-1158.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">
Наш цилиндр тонкостенный, так как DH/D<18:
<img width=«185» height=«23» src=«ref-1_1644841035-293.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">
Рассчитаем толщину донышка, причем донышко примем плоское, мм:
<img width=«123» height=«47» src=«ref-1_1644841328-344.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085"> (17)
Итог формулы (17):
<img width=«292» height=«48» src=«ref-1_1644841672-660.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">



3.3 Расчёт гидроцилиндра на устойчивост
ь
Допускаемая нагрузка из условий устойчивости, Н:
<img width=«79» height=«49» src=«ref-1_1644842332-245.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">, (18)
где, К — коэффициент, учитывающий возможное повышение давления в гидросистеме К = 1,15; nц – запас устойчивости, принимаемый в зависимости от материала и назначения цилиндра, для чугуна 4…5, примем К = 4,5.

Критическую силу определим по формуле Эйлера, Н:




<img width=«123» height=«44» src=«ref-1_1644842577-294.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">, (19)
где Е — модуль упругости материала, Е = 22·104МПа; l – полная длина цилиндра с выдвинутым штоком, l = 110 мм; С- коэффициент учета заделки концов цилиндра и штока, С = 2.

Момент инерции цилиндра:
<img width=«112» height=«44» src=«ref-1_1644842871-434.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">, (20)
где DH – наружний диаметр цилиндра; D -внутренний диаметр цилиндра. Итог формул (20), (19) и (18):
<img width=«231» height=«44» src=«ref-1_1644843305-646.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">,

<img width=«315» height=«47» src=«ref-1_1644843951-632.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">,

<img width=«171» height=«47» src=«ref-1_1644844583-437.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">.
Из условия устойчивости гидроцилиндра определим допустимое давление жидкости в цилиндре, МПа:
<img width=«89» height=«43» src=«ref-1_1644845020-256.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">, (21)

<img width=«181» height=«41» src=«ref-1_1644845276-545.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">
Цилиндр является устойчивым, так как рабочее давление меньше допускаемого, т.е. 1·107<2·1010.


4 Подбор гидромотора


Аксиально-поршневой гидромотор Г15-24

1.      Рабочий объем, 68,4<img width=«28» height=«21» src=«ref-1_1644845821-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">;

2.      Номинальное давление, 5<img width=«39» height=«19» src=«ref-1_1644845935-132.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">;

3.      Номинальный крутящий момент, 50<img width=«33» height=«17» src=«ref-1_1644846067-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">;

4.      Скорость вращения, 1000<img width=«59» height=«19» src=«ref-1_1644846186-157.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">;

5.      Механический КПД, 0,895;

6.      Объемный КПД, 0,95;

7.      Полный КПД, 0,85.




5. Подбор трубопроводов


Функциональная связь гидроагрегатов в системе гидропривода осуществляется с помощью трубопроводов различной конструкции. Несмотря на относительную простоту этих элементов, от их правильного выбора зависит надежность работы гидропривода. Большая часть трубопроводов и присоединительной арматуры нормализованы.

Соединительный трубопровод гидропривода разделяют на 3 части: всасывающий и напорный трубопроводы, сливная магистраль. Всасывающим трубопроводом принято называть участок трубопровода гидропривода соединяющий насос с баком. Участок трубопровода, по которому жидкость от насоса поступает в гидравлический двигатель, называется напорным или нагнетательным; участок трубопровода, по которому жидкость отводится из рабочей полости гидродвигателя в резервуар, называется сливным.

Основной характеристикой трубопровода является его условный проход (номинальный внутренний диаметр). Исходными параметрами для определения номинальных внутренних диаметров трубопроводов являются: рабочее давление, расход гидродвигателя,скорость движения рабочей жидкости в данной части трубопровода.
5.1 Определение расхода

При подаче жидкости в бесштоковую полость гидроцилиндра расход <img width=«41» height=«23» src=«ref-1_1644846343-132.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">, определяется по формуле:
<img width=«97» height=«45» src=«ref-1_1644846475-265.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">, (22)
где <img width=«17» height=«17» src=«ref-1_1644846740-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101"> – диаметр гидроцилиндра, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">;

<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1644837330-91.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103"> – рабочий ход поршня, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104">;

<img width=«14» height=«16» src=«ref-1_1644847100-81.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105"> – время, необходимое для совершения рабочего хода, <img width=«12» height=«15» src=«ref-1_1644847181-81.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106">.

Подставляя числа в выражение (22), получим:
<img width=«217» height=«47» src=«ref-1_1644847262-505.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">
Подача насоса должна быть больше расхода, обеспечивающего требуемую скорость рабочего органа гидродвигателя, на величину потерь расхода и приближенно принимается равной:
<img width=«132» height=«24» src=«ref-1_1644847767-261.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108"> (23)
Подставив численные значения, получим:
<img width=«195» height=«25» src=«ref-1_1644848028-339.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">
В дальнейших расчетах нам придется применять значение расхода в литрах в минуту. Переведем расход,<img width=«57» height=«23» src=«ref-1_1644848367-140.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110">:
<img width=«208» height=«24» src=«ref-1_1644848507-360.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">
Переведем подачу,<img width=«57» height=«23» src=«ref-1_1644848367-140.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112">:
<img width=«203» height=«25» src=«ref-1_1644849007-354.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113">
5.2 Допустимые скорости движения жидкости в трубопроводах




В трубопроводах гидропривода рекомендуются следующие величины допустимых скоростей:

-        всасывающего трубопровода <img width=«84» height=«25» src=«ref-1_1644849361-183.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114">;

-        нагнетательного трубопровода <img width=«81» height=«25» src=«ref-1_1644849544-175.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115">;

-        сливного трубопровода <img width=«85» height=«25» src=«ref-1_1644849719-177.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116">.
5.3 Условный проход трубопроводов

При известном расходе и допустимой для соответствующего трубопровода скорости движения жидкости, условные проходы определяются по формуле:
<img width=«93» height=«47» src=«ref-1_1644849896-299.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117"> (24)
Подставляя соответствующие значения допустимых скоростей, получим условные проходы:

Для всасывающего трубопровода, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118">: <img width=«77» height=«25» src=«ref-1_1644850283-187.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119">

Для нагнетательного трубопровода, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120">: <img width=«75» height=«25» src=«ref-1_1644850558-183.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121">

Для сливного трубопровода, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122">: <img width=«77» height=«25» src=«ref-1_1644850829-189.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123">

Полученные значения диаметров округляются до ближайшего большего значения по ГОСТ 16516-70. Примем следующие значения диаметров трубопроводов, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124">: <img width=«87» height=«25» src=«ref-1_1644851106-202.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125">, <img width=«83» height=«25» src=«ref-1_1644851308-199.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126">, <img width=«87» height=«25» src=«ref-1_1644851507-205.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127">

После принятия окончательного значения диаметров трубопроводов, рассчитаем реальные скорости движения жидкости в них, <img width=«33» height=«19» src=«ref-1_1644851712-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128">::
<img width=«72» height=«51» src=«ref-1_1644851826-255.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129"> (25)
Подставляя соответствующие значения диаметров, получим скорости:

Для всасывающего трубопровода:


<img width=«55» height=«24» src=«ref-1_1644852081-149.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130">

Для нагнетательного трубопровода:

<img width=«55» height=«24» src=«ref-1_1644852230-144.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131">

Для сливного трубопровода:

<img width=«55» height=«24» src=«ref-1_1644852374-149.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132">

При величинах условного прохода менее 30 мм, применяются стальные, бесшовные, холоднотянутые и холоднокатаные трубы (ГОСТ8734-58). Примем материал для изготовления труб: Сталь 20.

Вычислим толщину стенки трубы по формуле:
<img width=«136» height=«51» src=«ref-1_1644852523-381.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133">, (26)
где <img width=«21» height=«24» src=«ref-1_1644852904-99.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134"> – предел прочности при растяжении (сопротивление на разрыв), для выбранного материала, <img width=«39» height=«19» src=«ref-1_1644845935-132.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135"> (принимается по таблице 5.1 [1]): <img width=«64» height=«24» src=«ref-1_1644853135-162.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136">

Подставляя в формулу значения диаметров трубопроводов, получим толщину их стенок, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137">:
<img width=«60» height=«24» src=«ref-1_1644853385-157.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138">,

<img width=«55» height=«24» src=«ref-1_1644853542-149.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139">,

<img width=«56» height=«24» src=«ref-1_1644853691-151.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140">
    продолжение
--PAGE_BREAK--5.4 Соединение трубопроводов


Трубопроводы, из которых монтируют гидролинии в гидроприводах, по конструкции можно разделить на жесткие и гибкие.

Жесткие трубопроводы в основном изготовляют из стальных бесшовных холоднотянутых труб или из труб цветных металлов: медь или алюминий.

В гидроприводах применяют следующие типы соединений:

а) пайка (сварка) — в машиностроении применяется редко, только для трубопроводов, не подлежащих демонтажу;

б) соединение с развальцовкой используют для труб диаметром <img width=«81» height=«23» src=«ref-1_1644853842-170.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141">. Соединение отличается простотой, но может применяться при давлении не более <img width=«63» height=«25» src=«ref-1_1644854012-161.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142"> и имеет ограниченное число повторных демонтажей вследствие затвердения материала и порчи развальцованной части трубы;

в) соединение трубопроводов по внутреннему конусу применяется для гидросистем с рабочим давлением до <img width=«63» height=«25» src=«ref-1_1644854173-163.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143"> при необходимости частого демонтажа гидролинии. Этот тип соединения наиболее широко применяется в гидросистемах тракторов, дорожных и строительных машин;

г)соединение трубопроводов с врезающим кольцом распространено в гидросистемах, работающих при высоких давлениях. Соединение простое по конструкции и обеспечивает надежную герметизацию при давлениях до <img width=«63» height=«25» src=«ref-1_1644854173-163.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144">;

д) фланцевое соединение трубопроводов применяется для стальных труб, диаметром свыше <img width=«51» height=«23» src=«ref-1_1644854499-140.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145">.

Типы и размеры арматуры соединительных частей трубопроводов указаны в ГОСТ 16039-70 <img width=«13» height=«13» src=«ref-1_1644854639-80.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146">16078-70, ГОСТ 15063-70 <img width=«13» height=«13» src=«ref-1_1644854639-80.coolpic» v:shapes="_x0000_i1147"> 15804-70, ГОСТ 4233-67.

Гибкие трубопроводы применяют для соединения элементов гидропривода, которые расположены на подвижных частях и могут перемещаться относительно друг друга.

В качестве гибкого трубопровода в основном применяют резинотканевые шланги, называемые рукавами высокого давления (РВД). В зависимости от количества металлических оплеток рукава высокого давления делятся на три типа: 1 тип – с одной металлической оплеткой, рассчитанный на давление до <img width=«63» height=«25» src=«ref-1_1644854799-159.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148">; 2 тип – с двойной оплеткой, рассчитанный на давление до <img width=«63» height=«25» src=«ref-1_1644854012-161.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149">; 3 тип – с тройной оплеткой, применяется при внутреннем диаметре до <img width=«63» height=«25» src=«ref-1_1644854173-163.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150">. Основные размеры РВД даны в ГОСТ 6286-73.

Для заданных условий работы гидросистемы гибкие трубопроводы могут быть выбраны из специальной литературы [8,10].
5.5 Выбор гидроаппаратуры


Тип и марку отдельных элементов гидроаппаратуры, выбирают (таблица 6.4 [1]) по давлению на их входе и фактическому расходу, проходящему через них.

В технических характеристиках гидроаппаратов приводится потеря давления <img width=«43» height=«24» src=«ref-1_1644855282-142.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151"> при определенном (номинальном) расходе <img width=«35» height=«24» src=«ref-1_1644855424-129.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152">. Как правило, не удается подобрать гидроаппарат, у которого фактический расход <img width=«24» height=«25» src=«ref-1_1644855553-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153"> соответствует <img width=«35» height=«24» src=«ref-1_1644855424-129.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154">, а значит и потери давления фактические <img width=«32» height=«25» src=«ref-1_1644855796-131.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155"> будут отличаться от <img width=«43» height=«24» src=«ref-1_1644855282-142.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156">.

Фактические потери давления рассчитываются простым суммированием потерь давления в каждом гидравлическом устройстве. Эти данные берутся из таблицы 6.4 [1]. Но так как не все выбранные гидроаппараты имеют номинальный расход, соответствующий требуемому, то и фактические потери давления будут отличаться от номинальных.

Определить фактические потери можно по формуле:
<img width=«151» height=«55» src=«ref-1_1644856069-471.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157"> (27)
Перед определением потерь, необходимо выбрать тип и марку гидроаппаратуры на данном участке гидропривода. Выбирают их по расходу (таблице 6.4 [1]).

На данном участке находится следующая гидроаппаратура:

1. Напорный золотник с обратным клапаном Г56-23;

2. Реверсивный золотник Г72, Г73-12;

3. Золотник с ручным управлением Г 74-12;

4. Фильтр 0,08 Г 41-13




6. Определение потерь давления и объемных потерь в системе гидропривода


6.1 Определение потерь давления


При движении жидкости по трубопроводам гидропривода, при прохождении жидкости через контрольно-регулирующую и распределительную аппаратуру возникают потери давления. Поэтому давление выбранного насоса должно быть достаточным для обеспечения необходимого усилия или крутящего момента гидродвигателя и преодоления потерь давления, возникающих в трубопроводах, клапанах, дросселях и т. д.

Суммарные потери давления в гидросистеме гидропривода определяются по зависимости:
<img width=«184» height=«25» src=«ref-1_1644856540-332.coolpic» v:shapes="_x0000_i1158">,         (28)
где <img width=«45» height=«25» src=«ref-1_1644856872-150.coolpic» v:shapes="_x0000_i1159"> – потери давления при трении движущейся рабочей жидкости в трубопроводах;

<img width=«40» height=«24» src=«ref-1_1644857022-139.coolpic» v:shapes="_x0000_i1160"> – потери давления в местных сопротивлениях трубопроводов;

<img width=«38» height=«24» src=«ref-1_1644857161-135.coolpic» v:shapes="_x0000_i1161"> – потери давления в гидроаппаратуре.

Потери давления на трение жидкости в трубопроводах складываются из потерь на отдельных участках трубопровода:
<img width=«216» height=«25» src=«ref-1_1644857296-370.coolpic» v:shapes="_x0000_i1162">, (29)
где <img width=«44» height=«25» src=«ref-1_1644857666-147.coolpic» v:shapes="_x0000_i1163"> – потери давления в трубопроводе нагнетания;

<img width=«44» height=«25» src=«ref-1_1644857813-146.coolpic» v:shapes="_x0000_i1164"> – потери давления в трубопроводе всасывания;

<img width=«44» height=«25» src=«ref-1_1644857959-145.coolpic» v:shapes="_x0000_i1165"> – потери давления в трубопроводе слива.

Потери давления на отдельных участках трубопроводов рассчитываются по формуле:
<img width=«144» height=«52» src=«ref-1_1644858104-354.coolpic» v:shapes="_x0000_i1166">, (30)
где <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1644858458-90.coolpic» v:shapes="_x0000_i1167"> – коэффициент сопротивления жидкости;

<img width=«15» height=«21» src=«ref-1_1644858548-83.coolpic» v:shapes="_x0000_i1168"> – длина участка трубопровода, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1169">;

<img width=«24» height=«25» src=«ref-1_1644858719-109.coolpic» v:shapes="_x0000_i1170"> – внутренний диаметр трубопровода, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1171">;

<img width=«16» height=«17» src=«ref-1_1644858916-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1172"> – плотность рабочей жидкости, для выбранной жидкости (см. пункт 2.2) <img width=«101» height=«24» src=«ref-1_1644859008-223.coolpic» v:shapes="_x0000_i1173">;

<img width=«12» height=«15» src=«ref-1_1644859231-83.coolpic» v:shapes="_x0000_i1174"> – скорость жидкости на рассматриваемом участке трубопровода, <img width=«33» height=«19» src=«ref-1_1644851712-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1175">.

Для определения коэффициента сопротивления трения предварительно определяется число Рейнольдса:
<img width=«79» height=«44» src=«ref-1_1644859428-231.coolpic» v:shapes="_x0000_i1176">, (31)
где <img width=«13» height=«15» src=«ref-1_1644859659-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1177"> – коэффициент кинематической вязкости жидкости, <img width=«41» height=«23» src=«ref-1_1644859743-133.coolpic» v:shapes="_x0000_i1178">. Для выбранного масла:  <img width=«77» height=«21» src=«ref-1_1644859876-169.coolpic» v:shapes="_x0000_i1179">

Подставив значения внутренних диаметров и скоростей жидкости в формулу (31), получим числа Рейнольдса для отдельных участков трубопровода:

Для всасывающего трубопровода:

<img width=«151» height=«41» src=«ref-1_1644860045-385.coolpic» v:shapes="_x0000_i1180">
Для нагнетательного трубопровода: <img width=«79» height=«24» src=«ref-1_1644860430-184.coolpic» v:shapes="_x0000_i1181">

Для сливного трубопровода: <img width=«77» height=«24» src=«ref-1_1644860614-184.coolpic» v:shapes="_x0000_i1182">

Как видим, значения числа Рейнольдса для всех участков трубопровода превышают критическое значение <img width=«117» height=«43» src=«ref-1_1644860798-332.coolpic» v:shapes="_x0000_i1183">, значит, режим движения в них является турбулентным и коэффициент сопротивления для стальных труб рассчитывают по формуле Блазиуса:
<img width=«77» height=«41» src=«ref-1_1644861130-270.coolpic» v:shapes="_x0000_i1184"> (32)
Абсолютная шероховатость ∆ определяется по таблице 6.2[1]. Примем ∆=0,04, для стальных горячекатаных труб ГОСТ 8732-70.

Для всасывающего трубопровода: <img width=«67» height=«24» src=«ref-1_1644861400-171.coolpic» v:shapes="_x0000_i1185">

Для нагнетательного трубопровода: <img width=«64» height=«24» src=«ref-1_1644861571-166.coolpic» v:shapes="_x0000_i1186">

Для сливного трубопровода: <img width=«67» height=«24» src=«ref-1_1644861737-171.coolpic» v:shapes="_x0000_i1187">

Подставляя все полученные значения в формулу (30), получим: <img width=«91» height=«25» src=«ref-1_1644861908-212.coolpic» v:shapes="_x0000_i1188">,<img width=«103» height=«25» src=«ref-1_1644862120-231.coolpic» v:shapes="_x0000_i1189">,<img width=«93» height=«25» src=«ref-1_1644862351-216.coolpic» v:shapes="_x0000_i1190">

Суммируя полученные результаты по формуле (29), получим результирующие потери на трение, <img width=«25» height=«19» src=«ref-1_1644862567-107.coolpic» v:shapes="_x0000_i1191">:
<img width=«251» height=«25» src=«ref-1_1644862674-434.coolpic» v:shapes="_x0000_i1192">
Потери давления в отдельных местных сопротивлениях трубопровода получаются путем сложения потерь в отдельных местных сопротивлениях, которые определяются по формуле:
<img width=«100» height=«44» src=«ref-1_1644863108-260.coolpic» v:shapes="_x0000_i1193">, (33)
где <img width=«13» height=«21» src=«ref-1_1644863368-90.coolpic» v:shapes="_x0000_i1194"> – коэффициент местного сопротивления (по таблице 6.3 [1]), <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1195">;

<img width=«13» height=«19» src=«ref-1_1644863546-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1196"> – поправочный коэффициент, зависящий от числа Рейнольдса и определяемый по рисунку 6.1 [1].

Из исходных данных известно, что в магистрали встречаются 4 плавных поворота и 2 резких.

Для плавных поворотов коэффициент местного сопротивления, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1197">: <img width=«49» height=«21» src=«ref-1_1644863722-142.coolpic» v:shapes="_x0000_i1198">

Для резких поворотов коэффициент местного сопротивления, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1199">: <img width=«49» height=«21» src=«ref-1_1644863952-142.coolpic» v:shapes="_x0000_i1200">

Тогда общий коэффициент местного сопротивления, <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1644846833-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1201">: <img width=«153» height=«21» src=«ref-1_1644864182-263.coolpic» v:shapes="_x0000_i1202">

Теперь можно вычислить местные потери в нагнетательном и сливном трубопроводах, <img width=«25» height=«19» src=«ref-1_1644862567-107.coolpic» v:shapes="_x0000_i1203">:
<img width=«191» height=«44» src=«ref-1_1644864552-419.coolpic» v:shapes="_x0000_i1204">,

<img width=«201» height=«44» src=«ref-1_1644864971-432.coolpic» v:shapes="_x0000_i1205">,

<img width=«215» height=«44» src=«ref-1_1644865403-456.coolpic» v:shapes="_x0000_i1206">
Тогда суммарные потери в местных сопротивлениях (<img width=«25» height=«19» src=«ref-1_1644862567-107.coolpic» v:shapes="_x0000_i1207">), найдем по формуле:
<img width=«203» height=«24» src=«ref-1_1644865966-339.coolpic» v:shapes="_x0000_i1208"> (34)
Подставив числовые значения, получим:
<img width=«241» height=«24» src=«ref-1_1644866305-402.coolpic» v:shapes="_x0000_i1209">
Суммарные потери в гидроаппаратуре (<img width=«25» height=«19» src=«ref-1_1644862567-107.coolpic» v:shapes="_x0000_i1210">) с учетом формулы (27) будут равны:


<img width=«519» height=«49» src=«ref-1_1644866814-1194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1211">

<img width=«101» height=«24» src=«ref-1_1644868008-226.coolpic» v:shapes="_x0000_i1212">
Зная все нужные значения, подставим их в выражение (28), получим общие потери давления в гидросистеме, <img width=«25» height=«19» src=«ref-1_1644862567-107.coolpic» v:shapes="_x0000_i1213">:
<img width=«260» height=«19» src=«ref-1_1644868341-396.coolpic» v:shapes="_x0000_i1214">
6.2 Определение объемных потерь в системе гидропривода

Объемные потери в гидроприводе происходят вследствие утечек жидкости через зазоры в элементах гидропривода. Примером объемных потерь может служить утечка жидкости в рабочем цилиндре между стенками цилиндра и поршнем, утечка жидкости в золотнике.

Общие потери в гидроприводе складываются из потерь в насосе <img width=«20» height=«24» src=«ref-1_1644868737-97.coolpic» v:shapes="_x0000_i1215">, гидродвигателе <img width=«24» height=«24» src=«ref-1_1644868834-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1216">, которые в зависимости от типа гидродвигателя, являются потерями в гидроцилиндре <img width=«63» height=«24» src=«ref-1_1644868940-152.coolpic» v:shapes="_x0000_i1217">, потерь в золотниковом распределителе <img width=«19» height=«24» src=«ref-1_1644869092-97.coolpic» v:shapes="_x0000_i1218">.
<img width=«125» height=«24» src=«ref-1_1644869189-245.coolpic» v:shapes="_x0000_i1219"> (35)
Приближенное значение перечисленных потерь можно выразить через удельную утечку, являющуюся потерей расхода приходящейся на один <img width=«39» height=«19» src=«ref-1_1644845935-132.coolpic» v:shapes="_x0000_i1220"> давления.
<img width=«201» height=«25» src=«ref-1_1644869566-330.coolpic» v:shapes="_x0000_i1221">, (36)
где <img width=«60» height=«24» src=«ref-1_1644869896-151.coolpic» v:shapes="_x0000_i1222"> – удельная утечка жидкости в насосе, см3/мин МПа;

<img width=«73» height=«25» src=«ref-1_1644870047-183.coolpic» v:shapes="_x0000_i1223"> – удельная утечка жидкости в гидроцилиндресм3/мин МПа;

<img width=«73» height=«24» src=«ref-1_1644870230-175.coolpic» v:shapes="_x0000_i1224"> – удельная утечка жидкости в золотниковом распределителе,см3/мин МПа;

<img width=«19» height=«24» src=«ref-1_1644870405-99.coolpic» v:shapes="_x0000_i1225"> – давление, развиваемое насосомПа;

<img width=«19» height=«25» src=«ref-1_1644870504-104.coolpic» v:shapes="_x0000_i1226"> – давление в гидроцилиндре принимается равным рабочему давлению <img width=«21» height=«25» src=«ref-1_1644870608-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1227">, Па;

<img width=«19» height=«24» src=«ref-1_1644870713-100.coolpic» v:shapes="_x0000_i1228"> – давление в золотниковом распределителе принимается равным рабочему давлению <img width=«21» height=«25» src=«ref-1_1644870608-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1229">, Па.

Давление, развиваемое насосом:
<img width=«91» height=«25» src=«ref-1_1644870918-201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1230">, (37)
где <img width=«25» height=«17» src=«ref-1_1644871119-107.coolpic» v:shapes="_x0000_i1231"> – потери давления;

<img width=«21» height=«25» src=«ref-1_1644870608-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1232"> – рабочее давление.

Подставив численные значения, получим: <img width=«228» height=«25» src=«ref-1_1644871331-393.coolpic» v:shapes="_x0000_i1233">

Подставляя числа в формулу (36), получим объемные потери в гидросистеме, <img width=«67» height=«23» src=«ref-1_1644871724-172.coolpic» v:shapes="_x0000_i1234">: <img width=«304» height=«21» src=«ref-1_1644871896-474.coolpic» v:shapes="_x0000_i1235">.




7. Выбор насоса


Объемный насос, применяемый в гидроприводе, предназначен для преобразования энергии привода в энергию жидкости в виде давления и подачи жидкости в гидродвигатель, создавая усилие (крутящий момент) на рабочем органе и обеспечивая скорость его движения.

Выбор насоса производят по давлению, <img width=«25» height=«19» src=«ref-1_1644862567-107.coolpic» v:shapes="_x0000_i1236"> (см. пункт 6.2):
<img width=«91» height=«25» src=«ref-1_1644870918-201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1237">,
и расходу, <img width=«51» height=«19» src=«ref-1_1644872678-140.coolpic» v:shapes="_x0000_i1238">:
<img width=«89» height=«24» src=«ref-1_1644872818-201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1239">,         (38)
где <img width=«27» height=«21» src=«ref-1_1644873019-117.coolpic» v:shapes="_x0000_i1240"> – потери расхода;

<img width=«16» height=«21» src=«ref-1_1644873136-98.coolpic» v:shapes="_x0000_i1241"> – расход жидкости, поступающей в гидроцилиндр (см. пункт 5.1).

Подставляя числа, получим: <img width=«200» height=«25» src=«ref-1_1644873234-362.coolpic» v:shapes="_x0000_i1242">

По таблице 7.1 [1] выберем шестеренный насос НШ-10 с номинальным давлением – <img width=«61» height=«23» src=«ref-1_1644873596-159.coolpic» v:shapes="_x0000_i1243">, подачей – <img width=«73» height=«25» src=«ref-1_1644873755-165.coolpic» v:shapes="_x0000_i1244"> и скоростью вращения – <img width=«99» height=«25» src=«ref-1_1644873920-210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1245">. Для дальнейших расчетов, запишем его КПД: объемный – <img width=«33» height=«19» src=«ref-1_1644874130-116.coolpic» v:shapes="_x0000_i1246">, механический – <img width=«25» height=«19» src=«ref-1_1644874246-103.coolpic» v:shapes="_x0000_i1247">, полный – <img width=«33» height=«19» src=«ref-1_1644874349-115.coolpic» v:shapes="_x0000_i1248">.




8. Расчет параметров пневмогидроаккумулятора


Расчет параметров пневмогидроаккумулятора проводят на основе уравнения политропы, охватывающего все возможные состояния газа:
<img width=«92» height=«24» src=«ref-1_1644874464-193.coolpic» v:shapes="_x0000_i1249"> (39)
Обозначим общий объем аккумулятора <img width=«19» height=«24» src=«ref-1_1644874657-102.coolpic» v:shapes="_x0000_i1250">, объем газа <img width=«17» height=«24» src=«ref-1_1644874759-98.coolpic» v:shapes="_x0000_i1251">, в конце зарядки при давлении <img width=«31» height=«24» src=«ref-1_1644874857-117.coolpic» v:shapes="_x0000_i1252">, объем <img width=«47» height=«24» src=«ref-1_1644874974-142.coolpic» v:shapes="_x0000_i1253"> в конце разрядки аккумулятора при давлении <img width=«28» height=«23» src=«ref-1_1644875116-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1254">. Здесь <img width=«19» height=«24» src=«ref-1_1644875235-101.coolpic» v:shapes="_x0000_i1255"> – полезный объем, аккумулятора; определяемый по формуле:
<img width=«65» height=«24» src=«ref-1_1644875336-163.coolpic» v:shapes="_x0000_i1256">, (40)
где <img width=«21» height=«24» src=«ref-1_1644875499-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1257"> – подача насоса;

<img width=«9» height=«16» src=«ref-1_1644837421-81.coolpic» v:shapes="_x0000_i1258"> – время зарядки, равное 10-15 с.

Подставим численные значения и получим, м3:
<img width=«144» height=«25» src=«ref-1_1644875686-498.coolpic» v:shapes="_x0000_i1259">
Объем газа, м3:
<img width=«99» height=«69» src=«ref-1_1644876184-380.coolpic» v:shapes="_x0000_i1260"> (41)
Показатель политропы п зависит от условий работы аккумулятора (теплообмен, продолжительность разрядки) и в качестве средних значений его можно принять 1,1 — 1,3. Минимальное давление газа:


<img width=«63» height=«25» src=«ref-1_1644876564-161.coolpic» v:shapes="_x0000_i1261">, (42)
где <img width=«20» height=«25» src=«ref-1_1644876725-103.coolpic» v:shapes="_x0000_i1262"> – рабочее давление (в гидроцилиндре).Отношение давлений <img width=«35» height=«47» src=«ref-1_1644876828-174.coolpic» v:shapes="_x0000_i1263">, принимают равным 0,5 — 0,7.
<img width=«96» height=«24» src=«ref-1_1644877002-210.coolpic» v:shapes="_x0000_i1264">,

<img width=«71» height=«47» src=«ref-1_1644877212-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1265">
Подставим численные значения в формулу (41) и получим:
<img width=«164» height=«79» src=«ref-1_1644877455-935.coolpic» v:shapes="_x0000_i1266">
Для обеспечения надежной работы гидросистемы необходимо иметь количество жидкости в аккумуляторе несколько больше полезного объема.
<img width=«72» height=«24» src=«ref-1_1644878390-176.coolpic» v:shapes="_x0000_i1267">, (42)
где <img width=«16» height=«21» src=«ref-1_1644878566-96.coolpic» v:shapes="_x0000_i1268"> – коэффициент, равный 1,2 — 1,5.

<img width=«167» height=«25» src=«ref-1_1644878662-588.coolpic» v:shapes="_x0000_i1269">

Полный объем аккумулятора, м3:
<img width=«128» height=«25» src=«ref-1_1644879250-244.coolpic» v:shapes="_x0000_i1270">, (43)

<img width=«229» height=«25» src=«ref-1_1644879494-766.coolpic» v:shapes="_x0000_i1271">




    продолжение
--PAGE_BREAK--