Описание работы гидросистемы

Внутренний диаметр D₁ гильзы гидроцилиндра:

D₁ =50 мм,

Диаметр штока D₂:

D₂= 20 мм;

В качестве уплотнений поршня и штока рекомендуется использовать эластомерные материалы, резинотканевые шевронные манжеты.

Количество манжет назначается в зависимости от уплотняемого диаметра и давления.

При давлении 2 МПа количество манжет n принимается равным:

На поршень: D₁=50 мм.;

для D?50 мм;

n₁=3 шт.

На шток: D₂ =20 мм.; для D₂ ?55;

n₂ =3 шт.;

Среднею высоту h одной манжеты можно принять равной 4 мм, в уплотнении с четырьмя манжетами:

h₁=4 мм.

Сила трения Т для резинотканевых уплотнителей из шевронных манжет определяется по формуле:

Т =Т•D•h•n•,

где D - уплотняемый диаметр, мм;

h - высота манжеты, мм.;

n - число манжет;

- напряжение силы трения (удельное трение);

?0,2 МПа;

Сила трения Т₁ в уплотнении поршня:

Т₁ =• D₁ • h₁• n₁• = 3,14•50 • 4 • 3 • 0,2 = 376,8 H;

Сила трения Т₂ в уплотнений штока:

Т₂ =• D₂ • h₂ • n₂ • = 3,14 • 20 • 4 • 3 • 0,2 = 188,5H;

Давление жидкости в полостях гидроцилиндра (р₁ - в поршневой и р₂ - в штоковой) с учетом сил трения в уплотнительных узлах поршня и штока при установившемся движении определяется согласно уравнению:

р₁ • S₁ - р₂ (S₁ - S₂) - F - T₁ - T₂ =0;

где р₁ - давление в поршневой полости гидроцилиндра;

р₂ = 0,2 МПа, - давление в штоковой полости гидроцилиндра (р₂= потеря давления в линии слива и ? 0,2 МПа;

S₁ и S₂ - рабочие площади соответственно поршня и штока;

Определим S₁:

S₁ = == 1962,5 мм²;

Определим S₂:

S₂ = == 314 мм²;

Тогда давление в полости гидроцилиндра р₁ определяется по формуле:

р₁ =;

р₁ = =2,5 МПа;

Толщина стенки гильзы определяется по величине давления р₁ и допускаемому напряжению[_р]:

 = + а₁, мм;

где а₁ - допуск на обработку;

а₁ =3 мм.;

- допускаемое напряжение растяжения;

Для стального литья ? (80-160) МПа;

=160 МПа;

= + 3 =3,39 мм;

=5 мм.;

Выбор способа крепления гидроцилиндра и определение минимального диаметра штока из условий прочности при расчете на устойчивость.

Рис. 2.2. К расчету гидроцилиндра

Зная расчетное усилие F =4000 H, определяем критическое усилие F_кр.по формуле:

F= F _кр /m;

где m = 2-3 - коэффициент запаса прочности;

m=2;

F _кр= F • m= 4000 • 2=8000 H;

Зная критическую силу можно определить момент инерции i:

F _кр = ;

где i_ш - момент инерции штока, мм⁴;

Е= 2,1*10⁵ МПа - модуль упругости;

?_пр. - длина продольного изгиба, определяемая при полностью выдвинутом штоке гидроцилиндра с учетом размеров креплений гидроцилиндра и его штока.

Определим ?_пр:

?_пр=0,5 (?₁+2•?_хода);

где

?₁ = 100 м-конструкционные размеры;

?_хода =300 м - длина рабочего хода;

?_пр=0.5 (100+ 2 • 300)=350 мм

Из формулы выразим i штока:

i_ш = = = 473 мм

Для определения i штока используют и такую формулу:

i штока=

D_2min = / ==9,9 мм

То есть минимальный диаметр штока D_2min = 9,9 мм

Так как принятый ранее D₂ = 160 мм > D_2min, то D₂ =160 мм, удовлетворяет условию прочности.

5. Определение расхода жидкости в гидроцилиндре

2.6 Выбор гидроаппаратуры управления системой

Выбор типоразмера аппарата осуществляется по расчетным параметрам потока рабочей жидкости (расходу, давлению), пропускаемого через гидроаппаратуру

1. Фильтр напорный,

Пропускная способность 50 л/мин.; потери давления: 0,2 МПа;

2. Клапан обратный Г51-3:

D_у =32 мм; пропускаемая способность 50 л/мин. Потери давления 0,2.. 0,4 МПа;

3. Гидрораспределитель тип: 3-х позиционный 5-ти линейный с электромагнитным управлением Тип ВЕ20. Расход 50 л/мин

Условный проход: 32 мм.

потери давления: 0,4 МПа;

4. Гидрозамок

D_у =32 мм; пропускаемая способность 50 л/мин. Потери давления 0,09МПа;

5. Выбираю сливной фильтр

Расход 3 л/мин.; потери давления: 0,01 МПа; D_у =18 мм.

6. Гидроцилиндр

2.7 Определение гидравлических потерь в системе

В течение каждого цикла расходы рабочей жидкости на различных участках гидросистемы изменяются, следовательно, будут изменяться и гидравлические потери (потери давления).

За расчетную часть цикла при расчете гидравлических потерь принимается операция рабочего хода исполнительного привода, в течение которой жидкость проходит через регулирующий аппарат, (считаем для подъема, так как гидроцилиндр преодолевает наибольшие усилия).

2.7.1 Гидролиния всасывания

Гидравлические потери (в единицах давления) ДР_вс в гидролинии всасывания:

ДР_вс = ДР + ДР+ ДР, Па;

где ДР - потери давления по длине гидролинии всасывания, МПа;

ДР- потери давления в местных сопротивлениях на линии всасывания, МПа;

ДР - потери давления в гидроаппаратах;

Определим ДР по формуле Вейсбаха-Дарси:

ДР = • , Па;

где - гидравлический коэффициент трения;

1000 мм - длина линии (всасывания);

d =d_в =18 мм - диаметр трубопровода (всасывания);

V=10 м/с - скорость потока в трубопроводе (всасывания);

= 900 кгс/см³;

Определим:

Число Рейнольда Re по которому можно судить о режиме течения жидкости:

Re = V • d_t / ;

где V= 10 м/с - средняя скорость потока;

d_t - гидравлический диаметр (при круглом сечении он соответствует внутреннему диаметру трубы, м: d_t = 0,018 м);

- кинематическая вязкость, м²/с; = 10 мм²/с = 0,000010 м²/с;

Re = = 18000> 2300 > турбулентное движение;

Для турбулентного течения коэффициент гидравлического трения :

= ; == 0.030;

ДР =0,030 • • = 75000 Па;

ДР= • b•;

где - коэффициент местного сопротивления

=2;

b - поправочный коэффициент, который учитывает зависимость потерь от числа Re

При Re >2300; b =1;

ДР= 2 • 1 • •900 = 90000 Па;

ДР = 0, так как между баком и насосом гидравлическая аппаратура (согласно схеме) отсутствует.

ДР_вс= ДР +ДР+ ДР= 75000+90000 = 112500 Па=0.1125 МПа;

2.7.2 Гидролиния нагнетания

Гидравлические потери ?Р_H в гидролинии нагнетания:

ДР_H = ДР +ДР+ ДР;

где ДР, ДР, ДР; - потери давления по длине, местные сопротивления и гидравлическую аппаратуру соответственно, Па.

Определим ДР:

Re = = 10000>2300движение турбулентное;

= 0,032.

ДР= 0,032• •= 4218,7 Па;

Определим ДР:

Потери в местных сопротивлениях определяются как 25-30% от потерь давлений по длине гидролинии.

ДР= 0,3 • ДР=0,3 • 4218,7 = 1265,6 Па

Определим ДР:

ДР= ДР+ ДР + ДР, МПа;

Определим ДР - потери давления в обратном клапане и потери в гидрозамке

ДР = ДР^о2;

где ДР^о - потери давления в гидроаппарате при пропускании номинального расхода Q^о (паспортные данные);

Q - расчетный расход жидкости, пропускаемый через аппарат.

ДР^о = ДР= 0,04 МПа;

Q^о = 50 л/мин;

Q= 7.9 л/мин

ДР =0,09 =0,00225 МПа;

Т.к. гидрозамок имеет такую же техническую характеристику, то учтем:

0,00225• 2=0,0045 МПа

Определим ДР:

ДР = 0,2= 0,0132 МПа=13200 Па;

ДР= 0,4=0,0174 МПа=174000 Па;

?Р_H = ДР + ДР+ ДР=4218,7 +1265,6 +(2250+13200+17400)=38334,3 Па=0.038 МПа;

2.7.3 Гидролиния слива

ДР= ДР+ДР+ ДР,

где ДР, ДР и ДР-потери давления по длине, на местные сопротивления и гидравлическую аппаратуру соответственно, Па.

Определим ДР:

Re = = 250<2300движение ламинарное;

= = =0.256;

ДР =0,256 •=144,37Па;

Определим ДР:

ДР =0,3 • ДР =0,3 •144,37= 25,3 Па;

Определим ДР:

ДР = ДР+ ДР+ ДР+ ДР;

где ДР- потери давления на охладителе жидкости, Па;

ДР - потери давления на магистральном фильтре, Па;

Определим ДР:

После выбора гидроцилиндра подъема необходимо проверить его элементы на прочность:

Проушина рассчитывается по формуле Ляме:

;

- внутренний радиус лобовины;

- наружный радиус лобовины;

=170 МПа - допускаемое напряжение смятия

Р - давление на внутреннюю поверхность лобовины, МПа;

Рис. 2.5. Проушина.

Определим Р:

где F - усилие действующее на одну проушину;

d =64 мм - диаметр отверстия под палец;

В = 20 мм - ширина проушины;

Тогда

2.11 Расчет цапфы

Расчет цапф производится по зависимости:

где L - рабочая длина цапфы, мм;

L= 10 мм;

Рис. 2.6. Цапфа

2.12 Определение толщины днища цилиндра

Список источников

1. Басков, С.Н. Гидропривод металлургических машин [Тест]: Учебное пособие / С.Н. Басков, С.А. Иванов, В.В. Точилкин, А.М. Филатов. - Магнитогорск: МГТУ им. Г.И. Носова, 2006. - 169 с.

2. Басков, С.Н. Основы гидравлики и гидравлического оборудования [Тест]: Учебное пособие / С.Н. Басков, С.А. Иванов, В.В. Точилкин, А.М. Филатов. - Магнитогорск: МГТУ им. Г.И. Носова, 2007. - 212 с.

3. Точилкин, В.В. Пневматические и гидравлические двигатели манипуляторов: Учеб. пособие/ В.В. Точилкин. - Магнитогорск: МГТУ им. Г.И. Носова, 2001. - 204 с.

Размещено на Allbest.ru