d_нd, 14,0114 - условие выполняется,

д_ст?д, 1?0,0056-условие выполняется.

3) Напорно-сливные трубы - это трубы, которые на одних этапах цикла подключены к насосу, а на других - к гидробаку. В нашем случае это следующие участки:

Участок 25-26-рассчитываем исходя из максимально возможной производительности рабочего хода, то есть:

Q_рх = 7,16 л/мин = 7,16 / 60000 = 0,0012 м ³/с.

Рекомендуемая скорость при р_н =7 МПа составляет U_рек = 2 м/с.

Определяем внутренний диаметр трубопровода:

мм.

Выбираем трубу 120,6 ГОСТ 6111-52 с шаровым ниппелем 2-18- К 1 1/4" ОСТ 2 Г 91-26-78.

12 - наружный диаметр трубы, мм;

0,6 - толщина стенки трубы, мм;

2 - конструктивное исполнение на давление;

К 1 1/4" - коническая резьба.

d_н = d + 2Чд = 8,7 + 20,27 = 9,24 мм.

d_нd, 9,248,7 - условие выполняется,

д_ст ? д, 1?0,27-условие выполняется.

Участок 27-34 - рассчитываем исходя из максимально возможной производительности быстрого отвода, то есть

Q_бо = 17,3 л/мин=17,3/60000 = 0,0003 м ³/с.

Рекомендуемая скорость при р_н =7 МПа составляет U_рек = 2 м/с.

Определяем внутренний диаметр трубопровода:

.

мм.

Выбираем трубу 181 ГОСТ 6111-52 с шаровым ниппелем 2-18- К 1 1/2" ОСТ 2 Г 91-26-78.

18 - наружный диаметр трубы, мм;

1 - толщина стенки трубы, мм;

2 - конструктивное исполнение на давление;

К 1 1/4" - коническая резьба.

d_н = d + 2 = 14 + 20,29 = 14,58 мм.

d_нd, 14,5814 - условие выполняется,

, 1-условие выполняется.

Определение потерь давления в аппаратах:

Потери давления р_га в гидроаппаратах с достаточной точностью определяются по формуле:

р_ГА = р_о + А^. Q + В^. Q², МПа; (5.5)

где р_о - давление открывания или настройки аппарата;

А и В - коэффициенты аппроксимации экспериментальной зависимости потерь давления в аппарате от расхода жидкости через него;

Q - расход жидкости через аппарат.

Величина р_о для обратных клапанов приводится в справочнике, а для напорных, редукционных и переливных клапанов выбирается при расчёте гидродвигателя и насосной установки. Для распределителей, фильтров и дросселей р_о = 0.

Коэффициенты А и В определяются по формулам:

, (5.6)

где Q_ном - номинальный расход аппарата;

р_ном - потери давления в аппарате при номинальном расходе.

Можно определить р_ном по известному значению Q_ном На основании полученных значений А и В определяется максимальные потери давления р_га в гидроаппаратах, установленных в проектируемом ГП, на одном из этапов цикла по формуле:

р^/ _га = р_о + А^.Q^/_max+ В^. (Q^/_max)², МПа; (5.7)

где Q^/_max-максимальный расход жидкости в аппарате на данном этапе цикла.

Расчёт потерь давления в аппаратах приведём полностью для рабочего хода (вперёд) в напорной и сливной линиях.

Основной поток жидкости для напорной линии проходит через следующие гидроаппараты:

1) Распределитель ВЕ 10573Е ГОСТ 24679-81

Номинальный расход Q_ном = 32 л/мин =5,33^. 10^-4 м ³/с;

Номинальное давление р_ном = 32 МПа;

Потери давления р_ном = 0,6 МПа;

Давление открытия р_о = 0;

Максимальный расход жидкости черезраспределитель:

Q_рх = 7,16 л/мин = 1,2^. 10^-4 м ³/с.

2) Гидрозамок 3КУ-20/320 ТУ 2-053-0221244.063-91

Номинальный расход Q_ном = 100 л/мин =16,7^. 10^-4 м ³/с;

Потери давления р_ном = 0,15 МПа;

Давление открытия р_о = 0,05 МПа;

Максимальный расход жидкости через гидрозамок:

Q_рх = 7,16 л/мин = 1,2^. 10^-4 м ³/с.

3) Регулятор расхода МПГ 55-24МТУ 2-053-1790

Номинальный расход Q_ном = 100 л/мин =16,7^. 10^-4 м ³/с;

Потери давления р_ном = 0,3 МПа;

Давление открытия р_о = 0;

Максимальный расход жидкости через регулятор расхода:

Q_рх = 7,16 л/мин = 1,2^. 10^-4 м ³/с.

Основной поток жидкости для сливной линии проходит через следующие гидроаппараты:

1) Распределитель ВЕ 10573Е ГОСТ 24679-81

Номинальный расход Q_ном = 32 л/мин =5,33^. 10^-4 м ³/с;

Номинальное давление р_ном = 32 МПа;

Потери давления р_ном = 0,6 МПа;

Давление открытия р_о = 0;

Максимальный расход жидкости черезраспределитель:

Q_бо = 17,3 л/мин = 2,9^.10^-4 м ³/с.

2) Гидрозамок 3КУ-20/320 ТУ 2-053-0221244.063-91

Номинальный расход Q_ном = 100 л/мин =16,7^. 10^-4 м ³/с;

Потери давления р_ном = 0,15 МПа;

Давление открытия р_о = 0,05 МПа;

Максимальный расход жидкости через гидрозамок:

Q_бо = 17,3 л/мин = 2,9^.10^-4 м ³/с.

3) Регулятор расхода МПГ 55-24М ГОСТ 24679-81

Номинальный расход Q_ном = 100 л/мин =16,7^. 10^-4 м ³/с;

Потери давления р_ном = 0,3 МПа;

Давление открытия р_о = 0;

Максимальный расход жидкости через регулятор расхода:

Q_бо = 17,3 л/мин = 2,9^.10^-4 м ³/с.

Результаты расчётов потерь давления в гидроаппаратах сводим в таблицу 5.1.

Потери давления в трубопроводе:

1) Потери давления по длине:

Потери давления по длине обусловлены вязким трением жидкости при её течении в трубопроводе. Существенное влияние на величину этих потерь оказывает режим течения жидкости. Различают два режима: ламинарный и турбулентный, причём переход из одного режима в другой происходит при критическом числе Рейнольдса (Re_кр).

Таблица 5.1 - Потери давления в гидроаппаратах

Наименование и модель аппарата	?p0 МПа	А,	В,	Этап цикла	QЧ 10-4 м 3/с	?pга МПа
Распределитель ВЕ 10573Е ГОСТ 24679-81	0	562,85	1055970	Qpx	1,2	0,083
Гидрозамок 3КУ-20/320 ТУ 2-053-0221244.063-91	0,05	29,9	17928	Qpx	1,2	0,054
Регулятор расхода МПГ 55-24М ТУ 2-053-1790	0	89,9	53780	Qpx	1,2	0,102
Распределитель ВЕ 10573Е ГОСТ 24679-81	0	562,85	1055970	Qбо	2,9	0,252
Гидрозамок 3КУ-20/320 ТУ 2-053-0221244.063-91	0,05	29,9	17928	Qбо	2,9	0,0602
Регулятор расхода МПГ 55-24М ТУ 2-053-1790	0	89,9	53780	Qбо	2,9	0,031

Поэтому прежде всего для каждого трубопровода определяют число Рейнольдса (Re):

(5.8)

где u - фактическая скорость течения жидкости в трубопроводе;

- кинематический коэффициент вязкости жидкости.

Затем сравнивают это число с Re_кр:

если ReRe_кр, то режим течения - ламинарный,

если ReRe_кр, то режим - турбулентный.

Для гладких круглых труб, а также для отверстий в корпусе гидроблока управления Re_кр = 2300; для рукавов Re_кр= 1600.

При расчете потерь давления трубопроводы разбиваются на участки, имеющие одинаковые внутренний диаметр и расход жидкости. Потери давленияр_lна вязкое трение определяются по формуле:

, МПа; (5.9)

где с - плотность рабочей жидкости;

Q- расход жидкости в линии;

_i - коэффициент гидравлического трения на i-том участке;

n_l - число участков.

Для гладких цилиндрических трубопроводов коэффициент _i определяется по формулам:

- при ламинарном режиме:

_i = (5.10)

- при турбулентном режиме:

(5.11)

где Re _i - число Рейнольдса на i-том участке.

Для напорного участка 2-6 расчёт приведём полностью.

Исходные данные:

Q= Q_н = 18л/мин = 18 / 60000 = 310^-4 м ³/с.

d_н = d + 2 = 11 + 2^.0,34 = 11,68 мм =11,6810^-3 м

Определяем площадь внутреннего сечения стандартного трубопровода:

Находим фактическую скорость течения жидкости:

Определяем число Рейнольдса:

Выбираем марку рабочей жидкости: ИГП - 30

Определяем режим течения жидкости:

1169,72300, значит ламинарный режим (ReRe_кр).

Находим коэффициент гидравлического трения:

Потери по длине для напорного участка 2-6 равны:

Результаты расчёта для всех участков сводим в таблицу 5.2.

Таблица 5.2 - Потери давления в трубопроводе

Этап цикла	Линия	Qmax Ч10-4 м 3/с	Участок	dстi м	fстi	Ui, м/с	Rei	Лi м	?pi МПа	??pi, МПа
БО	Напорная	3	2-6	11,68	1,07	2,804	1169,7	0,005	0,014	0,029
БО	Напорная	2,9	6-24	11,68	1,07	2,804	1169,7	0,055	0,002
РХ	Напорная	1,2	25-26	9,24	0,67	1,79	590,7	0,11	0,013
БО	Сливная	3	35-36	14,01	1,54	1,95	975,7	0,07	0,003	0,008
БО	Сливная	3	27-34	14,58	1,67	1,8	937,3	0,07	0,005

2) Местные потери давления:

Местные потери (р_м) складываются из потерь в различных местных сопротивлениях (р_{м i}) и определяются по формуле:

, МПа; (5.12)

где _j- коэффициент j-ого местного сопротивления;

n_м- число местных сопротивлений;

f_{ст j}- площадь внутреннего сечения трубопровода перед j-ым сопротивлением.

Коэффициенты _j определяются по справочнику [6]и заносятся в таблицу, где суммируются для напорной и сливной линий (рм_н ирм_с).

Приведём пример расчёта местных потерь давления для напорного участка 25-26.

Определим на этом участке виды местных сопротивлений, их количество и соответствующий коэффициент местного сопротивления:

1) Резкое сужение с диаметра d = 12 мм на диаметр d₀ = 20 мм. Отношение диаметров d/d0 = 12/20 =0,6 мм, число Рейнольдса на этом участке равно R_e = 2000, тогда по таблице 10.3 [1] находим значение о=0,95. Количество сопротивлений этого типа находим по чертежу - 1.

2) Резкое расширение с диаметра d = 20 мм на диаметр d0 = 12 мм. Отношение диаметров d_о/d = 20/12 = 1,7 мм, число Рейнольдса на этом участке равно R_e = 2000 тогда по табл.10.3 [1] находим значение о=0,15. Количество сопротивлений этого типа находим по чертежу - 1.

Найдём потери давления от местных сопротивлений на участке 25-26:

Результаты расчёта сводим в таблицу 5.3.

Заключительным этапом является расчёт суммарных потерь давления в напорной и сливной линиях при рабочем ходе.

Условие выполняется, значит принятая ранее насосная установка обеспечивает требуемое давление.

Таблица 5.3 - Местные потери давления

Этап цикла	Линия	Qmax .10-4 м 3/с	Участок	fстj, .10-4м 2	Вид местного сопр.	Кол-во мест. сопр.	j	рмj МПа	рм МПа
РХ	Напорная	1,2	25-26	0,67	1) Резкое расширение 12/20 2) Резкое сужение 20/12	1 1	0,95 0,15	0,0013 0,0021	0,0034
БО	Сливная	3	27-34	1,67	1) Резкое расширение 18/20 2) Резкое сужение 20/18	1 1	0,5 0,15	0,0007 0,0002	0,0009

5.5 Динамический расчет

Динамический расчёт производится для процесса торможения рабочего органа или при его остановке после БП, БО или РХ и включает две задачи: синтез и анализ.

Задача синтеза заключается в определении геометрической характеристики управляющего (тормозного) гидроустройства (УГУ), исходя из требуемого закона движения выходного звена ГД, подборе необходимых формы и размеров подвижного элемента УГУ.

Задача анализа заключается в определении закона движения выходного звена ГД при известной геометрической характеристике УГУ.

Геометрическая характеристика УГУ - это зависимость площади проходного сечения fу устройства от перемещения z его подвижного элемента, т.е. fу=f(z)

Динамический расчёт ГП основан на рассмотрении дифференциальных уравнений его движения.

Синтез управляющего гидроустройства:

В качестве заданного закона движения выходного звена ГД в процессе торможения принимаем закон постоянного ускорения, т.е. а = - а_n= соnst.

Задано:

;

где v_у - скорость установившегося движения.

Необходимо определить геометрическую характеристику УГУ f_у=f(z).

При установке УГУ в сливной линии f_у находим по формуле:

(5.13)

где v- скорость движения поршня, v= 0,0127 м/с;

кг м (5.14)

где с - плотность жидкости, с = 885 кг/м ³;

F₁и F₂ - эффективные площади соответственно в напорной и сливной полостях, F₁=19м ²; F₂ = 23 м ²;

Значение _yв зависимости от формы рабочего элемента УГУ находится в диапазоне: _у= 0.6...0.7, принимаем _y = 0.65;

где р_н - требуемое давление, р_н = 1,05 МПа;

p_о - сумма перепадов давления открывания всех ГА, входящих соответственно в напорную и сливную линии,

p_о= 0 + 0,05 + 0 = 0,05 МПа;

A и B - сумма коэффициентов аппроксимации потерь давления всех ГА и трубопроводов, входящих в напорную и сливную линии,

(5.15)

(5.16)

А_н = 789,8+562,85+29,9 = 682,55

А_с = 89,8+29,9+562,85 = 682,55

В_н = 53780+17928+1055970 = 1127678

В_с= 53780+17928+1055970 = 1127678

А =

В =

G_x - проекции силы веса подвижных частей на направления движения поршня, G_x = 0;

m - суммарная масса,

m= m_n+ m_жс+ m_жн, кг; (5.17)

где m_n - масса всех подвижных неуравновешенных частей, приведённая к поршню, m_n = 500 кг;

m_жн, m_жс - масса жидкости в напорной или сливной линии, приведённая к поршню ГЦ;

кг; (5.18)

m = 500 + 62,3+20,1 = 582,4 кг.

Порядок расчёта:

Задаёмся а_п и шагом расчёта по времени t. а_п = 2 м/с ²;

Шаг определяется по формуле:

, (5.19)

где t_n - время переходного процесса, с;

n - число шагов (принимаем n = 20);

Для цилиндра:

t_n =

1. t = 0; v=v_у= 0.0,127 м/с; x = 0; z = 0; = 0.

2.

3. t = t₁ = t = 0.00032 с;

v₁=v_у-а_пt₁ = 0,0127-20,0032= 0,0121 м/с;

x₁=v_уt₁-a_пt₁²= 0,01270,00032 - ^. 2 0,00032² = 0,0410^-4 м;

При управлении по пути: z₁=x₁·tgб, б = 10°…30°;

Задаёмся б = 10°, тогда z₁ = 0,0410^-4 tg10° = 0,00710^-4 м.

Результаты расчёта заносим в таблицу 5.4.

По результатам расчёта строим график зависимости f_y = f (z).

Таблица 5.4 - Геометрическая характеристика УГУ

№ п/п
1	0	0,0127	0	0	3,28	3,28
2	0,00032	0,0121	0,04	0,007	3,03	3,02
3	0,00064	0,0119	0,08	0,014	2,88	2,87
4	0,00096	0,0107	0,11	0,019	2,68	2,67
5	0,0013	0,0101	0,15	0,027	2,53	2,52
6	0,0016	0,0095	0,18	0,032	2,38	2,37
7	0,0019	0,0089	0,21	0,037	2,23	2,22
8	0,0022	0,0083	0,23	0,041	2,08	2,07
9	0,0026	0,0075	0,26	0,047	1,88	1,87
10	0,0029	0,0069	0,28	0,050	1,72	1,71
11	0,0032	0,0063	0,30	0,054	1,58	1,57
13	0,0038	0,0051	0,34	0,061	1,28	1,27
14	0,0041	0,0045	0,35	0,063	1,1	1,09
15	0,0045	0,0037	0,37	0,067	0,93	0,92
16	0,0048	0,0031	0,38	0,068	0,78	0,77
17	0,0051	0,0025	0,39	0,07	0,63	0,62
18	0,0054	0,0019	0,4	0,072	0,48	0,47
19	0,0057	0,0013	0,41	0,074	0,33	0,32
20	0,0061	0,0005	0,42	0,076	0,13	0,12
21	0,0064	0	0,43	0,077	0	0

По графику расчётной геометрической характеристики f_y = f (z) выбираем форму и размеры рабочего элемента УГУ из числа приведённых в п. 10.1.5 [7] так, чтобы его фактическая геометрическая характеристика f_yф = f(z) была наиболее близка к расчётной.

На рисунке 5.1 представлена геометрическая характеристика управляющего гидроустроства.

Рисунок 5.1 - Геометрическая характеристика управляющего гидроустройства

По графику f_y=f(z) (рисунок 5.1) выбираем цилиндрический золотник с пазами прямоугольного сечения и плоским дном. Выбранный золотник изображён на рисунке 5.2.

Рисунок 5.2 - Цилиндрический золотник с пазами прямоугольного сечения

Фактическая геометрическая характеристика строится по формуле:

, м ², (5.20)

, (2.21)

,м ², (5.22)

где n - число канавок, n = 4;

b - ширина канавки, b = 1Ч10^-3 м;

S - длина канавки, S = Z_к = 0,007710^-4 м.

Фактическая геометрическая характеристика имеет вид:

На рисунке 5.3 представлена геометрическая характеристика управляющего гидроустроства.

Рисунок 5.3 - Геометрическая характеристика

Гидроцилиндр позиционирования раскатника:

2-5025135 ОСТ 2 Г 29-1 - 77

где

1 - исполнение по точности изготовления: буква отсутствует - нормальная;

2 - исполнение по способу торможения: с торможением в конце хода поршня при его движении в обе стороны;

50 - диаметр поршня;

25 - диаметр штока;

125 - ход поршня.

Выбор насосной установки осуществляем исходя из требуемых расхода жидкости и давления в ГП.

Определяем максимальный расход жидкости, необходимый для питания ГЦ.

Для гидроцилиндра с односторонним штоком расход находим по формулам:

, л/мин (5.23)

Значение V_рхmax принимаем:

Значения эффективных площадей F_1ст и F_2ст определяем по формуле:

(5.24)

л/мин.

Номинальная подача насоса Q_н должна превышать номинальное требуемое значение расхода жидкости, т.е. Q_н Q _{н треб}. Q _{н треб ст} =18 л/мин.

На базовой НС установлен насосный агрегат с подачей Целесообразно применить НА базового станка или:

5.6 Расчет и выбор гидроаппаратуры

Выбор гидроаппаратуры производим из справочной литературы [6] по величине расхода и рабочего давления в той линии, где установлен аппарат; номинальные значения расхода и давления должны быть ближайшими большими к расчётным значениям.

Для каждого аппарата приводим модель, расшифровку его обозначения и основные технические параметры.

1) Распределитель РМР 10573 ГОСТ 24679-81

Номинальный расход, л/мин: 40

Номинальное давление, МПа: 32

Диаметр условного прохода, мм: 10

2) Гидрозамок 3КУ-20/320 ТУ 2-053-0221244.063-91

Диаметр условного прохода, мм; 20

Номинальный расход, л/мин: 100

3) Обратный клапан Г 51-34ТУ 2-053-1444

Диаметр условного прохода, мм: 20

Расход масла номинальный, л/мин: 125

Расчет и выбор трубопроводов:

Рассчитаем диаметры и толщины труб, соединяющих аппараты гидропривода, и согласуем их со справочной литературой [6]. Сделаем это для каждого участка, которые разделены на схеме характерными сечениями и местами соединения труб.

Внутренний диаметр трубопровода определяется по формуле:

, мм (5.25)

При выборе значения U_рек необходимо руководствоваться рекомендациями СЭВ РС 3644-72.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:

, мм (5.26)

где Р - максимальное давление жидкости в трубопроводе;

у_вр-предел прочности на растяжение материала трубопровода; (для стали можно принять у_вр =340 МПа);

К_б - коэффициент безопасности, К_б=2…8.

На гидросхеме различают напорные, сливные и напорно - сливные трубы.

1) Напорные трубы - это трубы, которые на всех этапах цикла подключены к насосу, то есть работают при высоких давлениях. В нашем случае это следующие участки:

Участок 6-18:

Q_бо = 1,56 л/мин = 1,56 / 60000 = 0,0000026 м ³/с.

Рекомендуемая скорость при р_н =7 МПа составляет U_рек = 3,2 м/с.

Определяем внутренний диаметр трубопровода:

мм

мм

Выбираем трубу 60,6 ГОСТ 6111-52 с шаровым ниппелем 2-18- К 1 1/4" ОСТ 2 Г 91-26-78.

6 - наружный диаметр трубы, мм;

0,6 - толщина стенки трубы, мм;

2 - конструктивное исполнение на давление;

К 1 1/4" - коническая резьба.

d_н = d + 2Чд = 3,2 + 2Ч0,0099 = 3,22 мм.

d_нd, 3,223,2 - условие выполняется,

д_ст?д, 0,6?0,0099 - условие выполняется.

2) Сливные трубы - это трубы, которые на всех этапах цикла подключены к гидробаку, то есть работают при низких давлениях. В нашем случае это следующие участки:

Участок 17-37:

Q_бо = 1,56 л/мин = 1,56 / 60000 = 0,000026 м ³/с.

Рекомендуемая скорость при р_н =0,9 МПа составляет U_рек = 2 м/с.

Определяем внутренний диаметр трубопровода:

мм

мм

Выбираем трубу 60,6 ГОСТ 6111-52 с шаровым ниппелем 2-18- К 1 1/4" ОСТ 2 Г 91-26-78.

6 - наружный диаметр трубы, мм;

0,6 - толщина стенки трубы, мм;

2 - конструктивное исполнение на давление;

К 1 1/4" - коническая резьба.

d_н = d + 2 = 4 + 20,0016 = 4,0032 мм.

d_нd, 4,00324 - условие выполняется,

д_ст?д, 0,6?0,0016-условие выполняется.

3) Напорно-сливные трубы - это трубы, которые на одних этапах цикла подключены к насосу, а на других - к гидробаку. В нашем случае это следующие участки:

Участок 18-38-рассчитываем исходя из максимально возможной производительности рабочего хода, то есть:

Q_рх = 0.58 л/мин = 0,58/ 60000 = 0,0000096 м ³/с.

Рекомендуемая скорость при р_н =7 МПа составляет U_рек = 2 м/с.

Определяем внутренний диаметр трубопровода:

Выбираем трубу 60,6 ГОСТ 6111-52 с шаровым ниппелем 2-18- К 1 1/4" ОСТ 2 Г 91-26-78.

6 - наружный диаметр трубы, мм;

0,6 - толщина стенки трубы, мм;

2 - конструктивное исполнение на давление;

К 1 1/4" - коническая резьба.

d_н = d + 2Чд = 2,4 + 20,0074 = 2,42 мм.

d_нd, 2,422,4 - условие выполняется,

д_ст?д, 0,6?0,0074-условие выполняется.

Участок 39-17-рассчитываем исходя из максимально возможной производительности быстрого отвода, то есть:

Q_бо = 1,56 л/мин=1,56/60000 = 0,000026 м ³/с.

Рекомендуемая скорость при р_н =7 МПа составляет U_рек = 2 м/с.

Определяем внутренний диаметр трубопровода:

Выбираем трубу 60,6 ГОСТ 6111-52 с шаровым ниппелем 2-18- К 1 1/4" ОСТ 2 Г 91-26-78.

6 - наружный диаметр трубы, мм;

0,6 - толщина стенки трубы, мм;

2 - конструктивное исполнение на давление;

К 1 1/4" - коническая резьба.

d_н = d + 2 д = 4 + 20,0082 = 4,02 мм.

d_нd, 4,024 - условие выполняется,

д_ст?д, 0,6?0,0082-условие выполняется.

Определение потерь давления в аппаратах:

Потери давления р_га в гидроаппаратах с достаточной точностью определяются по формуле:

р_ГА = р_о + А^. Q + В^. Q², МПа; (5.27)

Величина р_о для обратных клапанов приводится в справочнике, а для напорных, редукционных и переливных клапанов выбирается при расчёте гидродвигателя и насосной установки. Для распределителей, фильтров и дросселей р_о = 0.

Коэффициенты А и В определяются по формулам:

(5.28)

Можно определить р_номпо известному значению Q_ном. На основании полученных значений А и В определяется максимальные потери давления р_га в гидроаппаратах, установленных в проектируемом ГП, на одном из этапов цикла по формуле:

р^/ _га = р_о + А^.Q^/_max+ В^. (Q^/_max)², МПа; (5.29)

Расчёт потерь давления в аппаратах приведём полностью для рабочего хода (вперёд) в напорной и сливной линиях.

Основной поток жидкости для напорной линии проходит через следующие гидроаппараты:

1) Распределитель РМР 10573ГОСТ 24679-81

Номинальный расход Q_ном = 40 л/мин =6,7^. 10^-4 м ³/с;

Номинальное давление р_ном = 32 МПа;

Потери давления р_ном = 0,4 МПа;

Давление открытия р_о = 0;

Максимальный расход жидкости черезраспределитель:

Q_рх = 0,58 л/мин = 0,097^. 10^-4 м ³/с.

2) Гидрозамок 3КУ-20/320 ТУ 2-053-0221244.063-91

Номинальный расход Q_ном = 100 л/мин =16,7^. 10^-4 м ³/с;

Потери давления р_ном = 0,15 МПа;

Давление открытия р_о = 0,05 МПа;

Максимальный расход жидкости через гидрозамок:

Q_рх = 0,58 л/мин = 0,097^. 10^-4 м ³/с.

3) Обратный клапан Г 51-34 ТУ 2-053-1444

Номинальный расход Q_ном = 125 л/мин =20,8^. 10^-4 м ³/с;

Потери давления р_ном = 1МПа;

Давление открытия р_о = 0,15 МПа;

Максимальный расход жидкости через обратный клапан:

Q_рх = 0,58 л/мин = 0,097^. 10^-4 м ³/с.

Основной поток жидкости для сливной линии проходит через следующие гидроаппараты:

1) Распределитель РМР 10573ГОСТ 24679-81

Номинальный расход Q_ном = 40 л/мин =6,7^. 10^-4 м ³/с;

Номинальное давление р_ном = 32 МПа;

Потери давления р_ном = 0,4 МПа;

Давление открытия р_о = 0;

Максимальный расход жидкости через распределитель:

2) Гидрозамок 3КУ-20/320 ТУ 2-053-0221244.063-91

Номинальный расход Q_ном = 100 л/мин =16,7^. 10^-4 м ³/с;

Потери давления р_ном = 0,15 МПа;

Давление открытия р_о = 0,05 МПа;

Максимальный расход жидкости через гидрозамок:

Q_бо = 1,56 л/мин = 0,26^.10^-4 м ³/с.

3) Обратный клапан Г 51-34 ТУ 2-053-1444

Номинальный расход Q_ном = 125 л/мин =20,8^. 10^-4 м ³/с;

Потери давления р_ном = 1 МПа;

Давление открытия р_о = 0,15 МПа;

Максимальный расход жидкости через обратный клапан:

Q_рх = 1,56 л/мин = 0,26^. 10^-4 м ³/с.

Результаты расчётов потерь давления в гидроаппаратах сводим в таблицу 5.5.

Таблица 5.5 - Потери давления в гидроаппаратах

Наименование и модель аппарата	?р 0,, МПА	А,	В,	Этап цикла	QЧ10-4, м 3/с	?рга, МПа
Распределитель РМР 10573 ГОСТ 24679-81	0	299	445533	Qpx	0,097	0,00224
Гидрозамок 3КУ-20/320 ТУ 2-053-0221244.063-91	0,05	29,9	17928	Qpx	0,097	0,503
Обратный клапан Г 51-34 ТУ 2-053-1444	0	204,3	98234	Qpx	0,097	0,152
Распределитель РМР 10573 ГОСТ 24679-81	0	299	445533	Qбо	0,26	0,0081
Гидрозамок 3КУ-20/320 ТУ 2-053-0221244.063-91	0,05	29,9	17928	Qбо	0,26	0,051
Обратный клапан Г 51-34 ТУ 2-053-1444	0	204,3	98234	Qбо	0,26	0,155

Потери давления в трубопроводе:

Потери давления по длине:

Потери давления по длине обусловлены вязким трением жидкости при её течении в трубопроводе. Существенное влияние на величину этих потерь оказывает режим течения жидкости. Различают два режима: ламинарный и турбулентный, причём переход из одного режима в другой происходит при критическом числе Рейнольдса (Re_кр).

Поэтому прежде всего для каждого трубопровода определяют число Рейнольдса (Re):

(5.30)

Затем сравнивают это число с Re_кр:

если ReRe_кр, то режим течения - ламинарный,

если ReRe_кр, то режим - турбулентный.

Для гладких круглых труб, а также для отверстий в корпусе гидроблока управления Re_кр = 2300; для рукавов Re_кр= 1600.

При расчете потерь давления трубопроводы разбиваются на участки, имеющие одинаковые внутренний диаметр и расход жидкости. Потери давления р_l на вязкое трение определяются по формуле:

МПа; (5.31)

Для гладких цилиндрических трубопроводов коэффициент _i определяется по формулам:

- при ламинарном режиме:

(5.32)

- при турбулентном режиме:

(5.33)

Для напорного участка 6-18 расчёт приведём полностью.

Исходные данные:

Q= Q_бо = 1,56л/мин = 1,56 / 60000 = 0,3Ч10^-3 м ³/с.

d_н = d + 2 = 3,2 + 2 0,0099 = 3,22 мм =3,22 10^-3 м

Определяем площадь внутреннего сечения стандартного трубопровода:

м ²;

Находим фактическую скорость течения жидкости:

Определяем число Рейнольдса:

;

Выбираем марку рабочей жидкости: ИГП - 30

;

Определяем режим течения жидкости:

1169,72300, значит ламинарный режим (ReRe_кр).

Находим коэффициент гидравлического трения:

Потери по длине для напорного участка 6-18равны:

Результаты расчёта для всех участков сводим в таблицу 5.6.

Таблица 5.6 - Потери давления в трубопроводе

Этап цикла	Линия	Qmax Ч10-4 м 3/с	Участок	dстi м	fстi Ч10-4 кв.м	Ui, м/с	Rei	Лi м	Дpi Мпа	?Дpi, Мпа
БО	Напорная	0,3	43252	3,22	0,081	3,7	425,5	0,15	0,065	0,225
РХ	Напорная	0,096	18-38	2,42	0,046	2,09	180,6	0,35	0,16
БО	Сливная	0,3	17-37	4,0032	0,13	2,31	330,3	0,194	0,014	0,061
БО	Сливная	0,3	39-17	4,02	0,13	2,31	331,7	0,193	0,047

6. Исследование влияния параметров гидропривода на его динамические характеристики и выбор их оптимальных значений

Построим диаграмму переходного процесса рабочий ход - остановка, как показано на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1 - Диаграмма переходного процесса рабочий ход - остановка

Анализ кривых показывает некоторое запаздывание падения давления в полостях гидроцилиндра, что вызвано расширением жидкости в полостях цилиндра и присоединенных к нему исполнительных гидролиниях.

На рисунках 6.1-6.5 приведены диаграммы переходного процесса при различных значениях параметров привода. Анализ диаграмм показывает, что наибольшее влияние оказывает геометрическая характеристика УГУ, объем полостей ГЦ, тогда как усилие на рабочем органе гидроцилиндра не оказывает существенного влияния на закон движения.

В случае изменения параметров гидролинии, массы и скорости перемещаемого груза, целесообразно обеспечивать заданный закон движения заменой управляющего гидроустройства, не меняя при этом параметры других гидроаппаратов.

Рисунок 6.2 - Диаграмма переходного процесса рабочий ход - остановка при разных геометрических характеристиках УГУ



Рисунок 6.3 - Диаграмма переходного процесса рабочий ход - остановка при разных объемах полостей гидроцилиндра

Рисунок 6.4 - Диаграмма переходного процесса рабочий ход - остановка при разных массах панелей

При проектировании гидропривода, для его оптимальной работы необходимо определить геометрические характеристики УГУ и подобрать его форму и размеры на основе требуемого закона движения выходного звена гидродвигателя.

Принимая, что перепад давления в УГУ остается постоянным во время процесса торможения, можно использовать следующее выражение:

(6.1)

кгм, (6.2)

м_У - коэффициент расхода;

с - плотность рабочей жидкости, кг/м ³;

ДP_У - перепад давления в УГУ, МПа;

А_кан, В_кан - коэффициенты потерь давления в каналах гидропанели.

Данная методика не учитывает сжимаемости рабочей жидкости. Поэтому для синтеза управляющего устройства воспользуемся приведенной математической моделью.

см ², (6.3)

На рисунке 6.5 приведен график геометрической характеристики УГУ, рассчитанный по приведенной методике (штриховая линия). Там же приведена форма рабочего элемента, позволяющие получить геометрические характеристики, наиболее близкие к заданным. При расчете в качестве заданного принят косинусоидальный закон движения рабочего органа. (сплошная линия)

Рисунок 6.5 - Геометрическая характеристика УГУ



Заключение

В данной диссертационной работе проведено исследование и модернизация гидропривода кольцераскатного автомата 4К-046

В первой главе ВКР приведен литературный обзор основных методов и оборудования для раскатки колец подшипников, применяемых в машиностроении. В выводе по первой главе поставлены цель и задачи данной работы.

Во второй главе данной работы определена теоретические методы динамического анализа и синтеза гидроприводов. В ходе исследования динамического анализа определили закон движения выходного звена гидродвигателя и характер изменения отдельных параметров привода. При исследовании синтеза был проведен расчет геометрической характеристики УГУ, подбор его форм и размеров, необходимых для обеспечения требуемого закона движения выходного звена гидродвигателя.

В третьей главе приведены описание и принцип работы кольцераскатного автомата 4К-046.

В четвертой главе разработана математическая модель гидропривода подачи траверсы автомата. Рассмотрены способы управления торможением. Предлагается в схему автомата ввести тормозное устройство, управляющееся по пути, которое должно обеспечить плавную остановку траверсы в крайнем положении.

В пятой главе проведен динамический расчет анализа и синтезам гидропривода подачи траверсы. Разработана гидравлическая схема. Выбран механизм торможения траверсы. Проведен расчет гидроаппаратуры.

В шестой главе проведено исследование влияний параметров гидропривода на его динамические характеристики. Для оптимальной работы гидропривода определили геометрические характеристики УГУ и подобрали форму и размеры на основе требуемого закона движения выходного звена гидродвигателя.

Список использованных источников

1. Остроушкин, Г.П. Прогрессивные способы раскатки заготовок колец подшипников/Г.П. Остроушкин, Д.П. Чаркин. - Москва: ВниПП, 1978. - 85 с.

2. Остроушкин, Г.П. Основные методы и оборудование для холодной раскатки кольцевых заготовок/Г.П. Остроушкин, В.А. Мальцев//Подшипниковая промышленность: научный техн. информационный сборник. - Москва, 1986. - С. 139-146.

3. Бугаев, А.А. Качество кольцевых деталей при холодной торцевой раскатке/А.А. Бугаев//Машиностроитель. - 1990. - №8. - С. 15-18.

4. Колпаков, В.Н. основы расчета и проктирования гидропневмоприводов станочного оборудования: учебное пособие / В.Н. Колпаков. - Вологда: ВоГТУ, 2008-58 с.

5. Федюнин, Ю.М. Технология изготовления подшипниковых колец с применением холодной раскатки/Ю.М. Федюнин, Е.И. Половцев//Подшипниковая промышленность: научный техн. информационный сборник. - 1991. - №8. - С. 23-28.

6. Свешников, В.К. Станочные гидроприводы: справочник / В.К. Свешников. - Москва: Машиностроение, 1988. - 512 с.

7. Гидропневмопривод и гидропневмоавтоматика станочного оборудования: методические указания к выполнению курсовой работы: МТФ: направление специальности: Т 29-технология и автоматизация машиностроит. пр-в: в 2 ч. Ч. 1. Статический расчет и конструирование гидропривода / сост. Колпаков В.Н. - Вологда: ВоПИ, 1994. - 27 с.

8. Анурьев, В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3 т. Т. 1 / В.И. Анурьев. - 5-е изд., перераб. и доп. - Москва: Машиностроение, 1978. - 728 с.: ил.

9. Маталин, А.А. Технология машиностроения: учебник для машиностроительных вузов по специальности "Технология машиностроения, металлорежущие станки и инструменты". - Ленинград: Машиностроение, Ленинградское отделение, 1985. - 496 с.

10. УралГидроМаш [Электронный ресурс]: офиц. сайт. - Режим доступа: http://ugm-74/com.

11. Товары и услуги [Электронный ресурс]: офиц. сайт. - Режим доступа: http://vologda.tiu.ru.

12. 220 Вольт [Электронный ресурс]: сайт. - Режим доступа: http://m.220-volt.ru.

13. Региональная энергетическая комиссия Вологодской области [Электронный ресурс]: офиц. сайт. - Режим доступа: http.//prof.ru.

14. Ильинский, Б.Д. Охрана труда на предприятии/ Б.Д. Ильинский. - Москва: Металлургия, 1977. - 184 с.

Размещено на Allbest.ru

...