- •Содержание курсовой работы
- •Задание
- •Исходные данные
- •Дополнительные (общие) данные
- •Введение
- •1. Принципиальная схема гидропривода
- •2.Определение параметров силового гидроцилиндра
- •2.1.Диаметры поршня d1 и штока d2
- •2.2. Расходы рабочей жидкости q10, q20 и q1
- •2.3.Силы трения Тш и Тн.
- •2.4. Давление жидкости в полостях гидроцилиндра р1 и р2 при рабочем ходе
- •2.5.Коэффициент утечек Ку радиального зазора δ
- •3.Расчет параметров напорной гидролинии
- •3.1.Диаметр dн трубы напорной гидролинии
- •3.2.Скорость Vн и число Рейнольдса Reн потока в напорной гидролинии
- •3.3.Потеря потенциальной энергии потока в единицах давления ∆рl по длине lн в напорной гидролинии
- •3.4.Параметры гидравлического удара в момент переключения гидрораспределителя с «быстрого отвода» на «быстрый подвод»
- •4. Расчет параметров насосной установки
- •4.1. Вакуумметрическое давление в насосе при всасывании жидкости
- •4.2. Мощность насоса и кпд гидропривода
- •4.2.5. Кпд гидропривода – ηгп
- •5. Выбор из гост′ов типоразмеров насоса и гидравлической аппаратуры
- •Клапаны настройки давления типов г54-3
- •Нормальные диаметры (мм) деталей подвижных цилиндрических пар (поршни, штоки, плунжеры по гост 12447-80)
2.Определение параметров силового гидроцилиндра
2.1.Диаметры поршня d1 и штока d2
По заданной нагрузке Р и номинальному давлению р0 определяем расчетную площадь сечения поршня S1′
S1′= , (1)
Расчетный диаметр поршня D1′
м,
по ГОСТ 12447 – 80 (табл. 7 приложения 1) – выбираем диаметр поршня
D1 = 70, мм = 0,07, м.
Из соотношения D2/D1=0,5 определяем расчетный диаметр штока
D2′ = 0,032м
и по ГОСТ 12447-80 – диаметр штока D2 = 32мм = 0,032м .
2.2. Расходы рабочей жидкости q10, q20 и q1
При быстром подводе стола расход в поршневой полости:
Q10=S1∙V0, м3/с, (2)
где S1 – площадь сечения гидроцилиндра, определяемая по диаметру D1:
м2;
м3/с.
Расход в штоковой полости:
Q20=Sш∙V0, м3/с, (3)
где Sш=S1-S2 – площадь сечения гидроцилиндра в штоковой полости;
S2 – площадь сечения штока, определяемая по диаметру D2:
м2;
Sш= м2;
м3/с.
При рабочем ходе расходы Q1 и Q2 определяtv по формулам
Q1=S1∙V, м3/с; Q2=Sш∙V, м3/с; (4)
м3/с;
м3/с.
2.3.Силы трения Тш и Тн.
Сила трения в уплотнении штока Тш
Тш=πD2h∙τ, кН, (5)
где h–ширина пакета уплотнения, определяемая по данным табл.8 приложения 1,
мм;
τ=0,22 МПа – напряжение силы трения в уплотнении шевронными манжетами;
Тш = Н.
Сила трения в направляющих стола Тн
Тн=G∙f, кН, (6)
где G=M∙g – вес перемещаемого оборудования (стола);
f=0,16 – коэффициент трения в направляющих стола типа «ласточкин хвост»;
Н.
2.4. Давление жидкости в полостях гидроцилиндра р1 и р2 при рабочем ходе
Баланс потенциальной энергии потока в единицах объемной плотности – давления на участке от гидроцилиндра до бака равен
р2-∆р=0, МПа, (7)
где ∆р – затрата потенциальной энергии (давления) на преодоление гидравлического сопротивления на участке от гидроцилиндра до бака.
Без учета потерь давления по длине потока в трубопроводе гидролинии слива затрата (потеря давления) ∆р равна
∆р=∆рд+∆рр+2∆рок, (8)
где ∆рд – потеря давления в дросселе (рис.1, поз.25.1);
∆рр – потеря давления в гидрораспределителе (рис.1, поз.17);
∆рок – потеря давления в обратном клапане (рис.1 поз.8 и 9).
Потери давления в дросселе и обратном клапане определяются по формуле
∆р=∆р0 , МПа (9)
где ∆р0 – номинальное значение перепада давления при номинальном расходе Q0, определяемое по табл.3 и табл.5 приложения 1.
По табл. 3 выбираем дроссель МДО-103:
Q0 = 40л/мин = 0,710-3м3/с; ∆р0д = 0,2 МПа;
по табл. 5 выбираем ОК Г51-32:
Q0 = 32л/мин = 0,510-3м3/с; ∆р0ок=0,25 МПа.
∆рд= Па;
∆рок= Па.
По табл. 2 выбираем гидрораспределитель Рх06.
Потерю давления в гидрораспределителе определяем по графику (рис.3 Приложение 1) в зависимости от расхода Q2: ∆рр=0,04 МПа.
По (8) ∆р = 298+40000+2729 = 41756Па.
Давление в поршневой полости р1 определяется из уравнения статического равновесия сил, приложенных к поршню со штоком
р1S1=р2Sш+Р+Тш+Тн , кН (10)
где р2 – давление в штоковой полости согласно (7), р2=41756Па;
р1= Па = 2,31МПа.
2.5.Коэффициент утечек Ку радиального зазора δ
Коэффициент утечек Ку равен отношению утечек ∆Q через радиальный зазор δ в гидроцилиндре к разности давлений в полостях р1-р2
Ку= , (11)
При ламинарном течении в зазоре величина ∆Q равна
∆Q=πD1 , м3/с (12)
где μ = ν∙ρ= =0,0356 кг/(мс) – динамический коэффициент вязкости жидкости;
ширина поршня
∆Q= м3/с.
Ку= .