Курсовая (848477), страница 4

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

При отклонении действительного расхода отприведенного в технической характеристике можно принимать квадратичный закон изменения сопротивления. Тогда потеря давления в гидроаппаратер a определится по уравнению2 Qф  , МПа.р a  р ном  Q ном (24)Rф = R + Rпд + Rп + Rш + Rин,(25)где р ном - потеря давления в гидроаппарате при номинальном расходеQном (паспортные данные);Qф - фактический расход жидкости гидроаппарата.Далее следует произвести суммирование всех потерь давления отдельно для всасывающей напорной и сливной гидромагистралей.

В случае, когдачисло сопротивлений велико, можно свести все потери давления в таблицу. Втаблице указать характеристику сопротивления и величину потерь давленияв нем.После определения потерь давления в напорной Pнап и сливной Pслгидромагистралях производится уточнение параметров гидропривода. Длягидропривода с поступательным движением выходного звена усилие R в кН,создаваемое гилроцилиндром при рабочем ходе поршня, определитсягде R - заданная полезная нагрузка.

кН;Rпд - сила противодавления. кН;Rп - сопротивление уплотнения поршня. кН;Rш - сопротивление уплотнения штока. кН;Rин - сила инерции движущихся частей, кН.Сила противодавления определитсяRпд = рпд  Fпд  103, кН,(26)где рпд - противодавление, равное величине потерь давления в сливнойгидролинии, МПа;Fпд - площадь со стороны противодавления в силовом цилиндре, м2.24Таблица 6Коэффициенты местных сопротивленийНаименование местногосопротивленияСхема местного сопротивленияКоэффициентместногосопротивления, Вход из резервуара втрубу:кромки острые0,5кромки закруглены0,20,75Труба вдвинута внутрьрезервуара0,751,0Поворот при прямомколене1,02,0Плавный поворот подуглом 9000,5Вход в большую емкость1,0Ответвление потоков = 0,1Соединение и разъединение потоков = 1,3 = 0,5=3 = 0,05= = =  = 2,02,50,91,20,50,61,01,525Усилия трения в уплотнениях определяются по следующим формуламRп(ш) в кН:для манжетных уплотненийRп(ш) =     d  h  p  103,(27)где d - уплотняемый диаметр, м;h - высота активной части манжеты, м; - коэффициент трения (для резины 0,01);р - давление жидкости, МПадля шевронных резино-тканевых уплотненийRп(ш) =   d  l  k,(28)где l - ширина уплотнений, м;k - удельное давление (216 кН/м2)для металлических поршневых колецRп(ш) = 1    b  d(zk + p)  103,(29)где b - ширина кольца, м;1 - коэффициент трения колец (0,07 - при больших скоростях движения; 0,15 - при малых скоростях);z - число колец;k - удельное давление кольца на стенки цилиндра, МПа (обычно 80290 кН/м ).Для гидропривода с вращательным движением выходного звена момент гидромотора фактический Мф в Нм определится:Mф Нм;М M пд  М р ,U(30)где Мпд - момент противодавления, Нм;Мр - момент трения редуктора, приведенный к валу гидромотора,U - передаточное отношение редуктора.Момент противодавления Мпд в Нм определится:1(31)M пд  q  р пд ,2где q - рабочий объем гадромотора, м3/об.Момент трения редуктора Мр в Н  м, приведенный на валу гидромотора, определитсяMp Мс 1   p  ,U(32)где Р - КПД редуктора.По уточненной величине нагрузки определяются действительное давление жидкости на выходе из насоса, давление настройки предохранительного или переливного (при дроссельном регулировании) клапанов.26Давление жидкости на выходе из насоса в гидросхеме с поступательным движением выходного звена определитсяR ф  10 3(33)рн  р нап ,Fпргде р нап - потери давления в напорной магистрали, МПа;R ф , кН.Давление жидкости на выходе из насоса в гидросхеме с вращательнымдвижением выходного звена определится2  M ф(34)рн  р нап .qнДавление настройки предохранительного или переливного клапановопределится:для гидросистемы с дросселем, установленным последовательно с гидромотором(35)р к  р р  р н.м  р м илир ц   р др  р сл ,р нап берется из технической характеристики дросселя.Для гидросистем с дросселем, установленные параллельно гидромотору и при машинном регулировании скорости гидромотора(36)р кл  р р  р н.м  р м  р сл ,Для гидросистемы с гидроцилиндром и дросселем, установленным внапорной гидролинии(37)р к  р р  р н.м  р м илир ц   р др  р сл .Для гидросистемы с гидроцилиндром и дросселем в сливной гидролинииFр кл  р р  р н.м  р ц  р др  р сл   пд .(38)FпрДля гидросистемы с гидроцилиндром при параллельной установкедросселя и при машинном регулировании гидроцилиндраFр кл  р р  р н.м  р ц  р сл  пд .(39)FпрВ соответствии с подачей насоса уточняются скорости рабочего и холостого хода выходного звена гидропривода.Для гидропривода с возвратно-поступательным движением выходногозвена скорость рабочего V в м/с определится по формулеQ V  ц об.ц ,(40)Fпргде о6.ц - объемный КПД гидроцилиндра;27Fпp - фактическая площадь гидроцилиндра со стороны подводажидкости, м2.В случае значительных расхождений полученных и заданных параметров гидропривода производится корректировка размеров гидроцилиндра.Для гидропривода с вращательным движением выходного звена скорость вращения исполнительного органа n в об/с определитсяnQ  об.цqм  U,(41)где об.м - объемный КПД гидромотора.В случае расхождения полученных и заданных параметров системыболее чем на 10% следует принять насос или гидромотор других типоразмеров.6.

РАСЧЕТ КПД ГИДРОСИСТЕМЫРасчет КПД производится в следующей последовательности.Определяется мощность, реализуемая на выходном звене гидроприводаNвых.Для гидропривода с поступательным движением выходного звена Nвыхв кВт определитсяNвых = R  Vp,где R - полезное усилие (заданная нагрузка), кН;Vp - максимальная расчетная скорость выходного звена, м/с.Для гидропривода с вращательным движением выходного звена Nвых вкВт определитсяN вых  М   nм,30(42)где М - момент на валу гидрсмотора, кНм;nм - частота вращения вала гидромотора, об/мин.Определяется мощность, затрачиваемая на подачу жидкости насосомNвх.N вхQ н  р кл  103, кВтн(43)где н - общий КПД насоса.Qн - подача насоса (паспортная),м3/с.Общий КПД системы определится28N вых Кр .N вх(44)7.

РАСЧЕТ ГИДРОЦИЛИНДРА7.1. Толщина стенки цилиндраВ расчетной практике используется несколько различных формул дляопределения толщины стенки цилиндра, находящегося под действием внутреннего давления. Условно цилиндры делят на тонкостенные и толстостенные. Тонкостенные (S/D<0,l) цилиндры и трубопроводы рассчитывают поформулам, мм;pD;(45)S2 дpD 2(46)(1  0,5) ,4ESгде S - толщина стенки цилиндра, мм;р - разрушающее давление, МН/м2;D - внутренний диаметр, мм;д - допускаемое напряжение, МН/м2.д  т ,(47)nгде т - предел текучести материала;n - запас прочности по пределу текучести (обычно в расчетах гидроцилиндров принимается n>2);D - диаметральная деформация, мм;Е - модуль упругости, МН/м2; - коэффициент Пуассона.Толстостенные (S/D>0,l) цилиндры рассчитывают по формулам, вытекающим из четырех теорий прочности, в зависимости от применяемых материалов.Толщину стены толстостенного однослойного цилиндра определяют повторой теории прочности (для малопластичных материалов) по формулеD   д  0,4pS  1 ,(48)2   д  1,3pи по третьей теории прочности (для пластичных материалов)дDS  1 .(49)2   д  2pДиаметральная деформация внутренней поверхностиpDD D н2   D н2  D 2 ,(50)22E Dн  Dгде Dн - наружный диаметр цилиндра.D 297.2.

Толщина задней крышки цилиндраПри расчетах толщины h задней крышки цилиндра используют формулы расчета круглых пластин, нагруженных равномерно распределенным давлением (рис. 2):т откуда толщина крышки:3р 2R ,4h 2h  0,433D(51)p,д(52)р - расчетное давление, МН/м2 ,R - радиус крепления крышки.По мере уменьшения податливости опор (увеличение толщины стенокцилиндра) напряжения в центре крышки уменьшаются, а на контуре - увеличиваются.Напряжения в центре крышки могут быть определены из выраженияR2(53)  kp 2 ,h1где k - коэффициент, зависящий от отношения S/h;S - толщина стенки цилиндра,h1 - толщина стенки в центре крышки.гдеS/hk0,50,810,61,50,63020,6Рис. 2.

Расчетные схемы крышек гидроцилиндров7.3. Расчет фланцев гидроцилиндраПо окружности фланцевого соединения (рис. 3) действует создаваемоедавлением жидкости усилиеD 2Т р,(54)4где р - рабочее давление;D - внутренний диаметр гидроцилиндра.Усилие затяжки болтов фланца определитсяТ3  k  T ,(55)где k - коэффициент, учитывающий ослабление затяжки вследствие внутреннего давления k=1,25.31Момент затяжки, отнесенный к диаметру окружности размещения болтов:для затяжкипод рабочей нагрузкойМ3=1,25Тт,(56)М=Ттl,(57)где 1 - плечо приложения силы.Суммарному моменту М противодействует момент внутренних сил,представляющий собой произведение напряжений в материале на момент сопротивления в наиболее опасном сечении.

При проверочном расчете необходимо определить наиболее вероятные опасные сечения.Момент сопротивления любого сечения A-А (рис. 3, а) переходной части фланца составит 2 S02 1(58)W  22X  D  SA  SА   ,84 где X - статический момент п-го участка сечения фланца до линии А-А;D - внутренний диаметр цилиндра;SА - толщина гильзы в сечении А-А;S0 - толщина гильзы.Для случая, когда опасное сечение оказывается на переходе от конусной части гильзы к фланцу, момент сопротивленияS2 W  2D ф  D  2d h 2  D  S1  S12  0  ,(59)4где Dф — наружный диаметр фланца;D - внутренний диаметр гильзы;d - диаметр отверстия под болт;h - толщина фланца;S1- толщина гильзы у перехода к фланцу.Если фланец очень тонкий, опасное сечение окажется на диске фланца(рис.

Характеристики

Список файлов книги