Автономная некоммерческая организация высшего образования «СЕВЕРО-ЗАПАДНЫЙ ОТКРЫТЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ» Дисциплина: "«Гидравлические и пневматические системы транспортных и транспортно-технологических машин и оборудования (ТиТТМО)»" КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА Ф.И.О. студента___ _____________________________________ (Фамилия, Имя, Отчество полностью) Направление подготовки: Код и наименования направления подготовки Шифр студента __________________ Дата выполнения работы__19.03.2020_____________ (число, месяц, год) Руководитель работы________________________________________________________ (Ф.И.О. преподавателя) Санкт-Петербург 2020 1 Задача1. Расчет гидропривода начинается с определения параметров, по которым производится выбор основного гидрооборудования: насоса 7 и гидромотора 11. Гидромотор выбирается по величине расчетного рабочего объема V0 по формуле: , м3, 1) V0=2*3,14*150/5,5* 10 6 *0,85=201,5* 10 6 м3 где ηгм — гидромеханический КПД гидромотора (по паспорту ηгм = 0,85). Полезная мощность гидромотора определяется по формуле: N = M∙ω, Вт, 2) N = 150*0,042=6,3 Вт где ω — угловая скорость вращения вала при номинальной частоте вращения n. Выбор насоса производится по расчетной величине давления Pн, подаче Qн, ее минимального значения Qн min и мощности Nн. Давление Рн определяется по номинальному значению Р0 с учетом гидравлических и механических потерь в системе, характеризуемых гидромеханическим КПД (ηгм = 0,80) , МПа, 3) Рн= 5,5*10 6 /0,80=6,875*10 6 МПа Расчетная подача насоса Qн с учетом объемных потерь в системе, характеризуемых объемным КПД (ηоб = 0,95) составляет: , м3/с. 4) Qн= 201,5* 10 -6 *0,4/0,95= 84,84*10 -6 м3/с 2 Минимальная регулируемая подача насоса Qн min , м3/с. 5) Qн min = 201,5* 10 -6 *0,2*0,4/0,95 = 16,97*10 -6 м3/с Мощность насоса Nн, по величине которой рассчитывается мощность приводного двигателя 8, составляет: , Вт. 6) Nн= 6,875*10 6 * 84,84*10 -6 = 583,275 Вт Коэффициент полезного действия гидропривода (без учета КПД приводного двигателя) 7) 6,3/583,275=0,011 При расчете тормозного гидроцилиндра определяется внутренний диаметр гильзы D1 (диаметр поршня). Диаметр штока D2, толщина стенки δ, жесткость возвратной пружины с. Диаметр гильзы определяется исходя из площади поршня КПД: с учетом ,м, 8) D1= √4*1000/3,14*5,5* 10 6 *0,90=√257,35=16,04*10 -3 м где ηгм — гидромеханический КПД гидроцилиндра, среднее значение которого составляет ηгм = 0,90 Диаметр штока D2 принимается равным 0,45∙D1. D2= 0,45*16,04*10 -3 = 7,22*10 -3 м В качестве уплотнителей поршня и штока рекомендуются резино-тканевые шевронные манжеты, количество которых назначается в зависимости от размера уплотняемого диаметра и давления. 3 Сила трения Т в манжетных уплотнениях поршня и штока составляет: 9) Т= 3,14*(16,04*10 -3 + *7,22*10 -3 )*4*5*10 -3 *0,22*10 6 = 321,36 H где n — количество манжет (n = 4); h — высота манжеты (h = 5 мм); τ — напряжение силы трения (τ = 0,22 МПа). Давление жидкости в гидроцилиндре при растормаживании лебедки определяется из условия статического равновесия поршня , Р= (321,36+1000 )*5,5*10 6 /1000= 7,27 МПа 10) где S1 — площадь поршня, Fпр — усилие, создаваемое возвратной пружиной, ,Н с = 1000/60= 16,67 11) где c — жесткость пружины, Н/мм; h = l — ход пружины. Принимая значение Fпр = F, определяется жесткость c. По величинам давления Р и диаметра D1 рассчитывается толщина стенки гильзы: , м, 12) 7,27*16,04*10 -3 /2*90= 0,65*10 -3 м где [σ] — допускаемое напряжение (для стали [σ] = 90 МПа). Выбор подпиточного насоса 2 производится по расчетным параметрам давления Pнп, подачи Qнп и мощности Nнп. 4 Для определения давления Pнп находится давление P1 в гидролинии 6 за редукционным клапаном. Без учета потерь давления в самой гидролинии давление P1 составляет: P1 = 7,27 +0,2+0,2= 7,67 МПа 13) где ΔPр и ΔPкл — потери давления в гидрораспределителе 16 и обратном клапане 17.2 (ΔPр = ΔPКл = 0,2 МПа). Давление P1 настраиваемое редукционным клапаном 5, меньше давления перед клапаном в среднем на 20%. Учитывая потери давления в фильтре (ΔPф = 0,1 МПа), давление Pнп составляет: , МПа. Pнп = 1,2*7,67+0,1=9,3 МПа 14) При определении подачи Qнп следует исходить из величины расхода жидкости, направляемой в тормозной гидроцилиндр с учетом общих объемных потерь в системе, характеризуемых объемным КПД (ηоб = 0,90): , м3/с. Qнп= 0,1*1000/0,90*5,5*10 6 = 20,2*10 -6 м3/с 15) По каталогам гидроаппаратуры управления, приведенным в приложении (гидрораспределитель 16, гидродроссель 17.3, гидроклапаны предохранительные 4 и 10, обратные 12, 13, 17.2, редукционный 5) выбирается, исходя из расчетных значений расхода Q и давления Р, типоразмер фильтра 3 по требуемой тонкости фильтрации соответствующего класса чистоты. Для аксиально-поршневых регулируемых насосов с гидроусилителем типа 456 тонкость фильтрации жидкости не должна превышать 40 мкм. Внутренний диаметр гидролиний 6, 9, 14 рассчитывается по расходу Q (можно принять Q = Qн) и допустимой средней скорости v, значение которой составляет ~ 4,5 м/с: ,м 5 d= √4*84,84*10 -6 /3,14*4,5=4,9*10 -3 м Толщина стенки труб определяется по наибольшей величине давления , м, 9,3*16,04*10 -3 /2*90= 0,83*10 -3 м 6 Задача2. Рассмотрим статическое равновесие сил, приложенных к подвижным элементам силового гидроцилиндра. В число сил входят определяемое зажимное усилие F , силы трения Т п и Т ш , силы давления жидкости внутри гидроцилиндра на поршень со стороны поршневой полости - р п S n и со стороны штоковой полости - рш S n S ш , где р н и р ш - давление жидкости в соответствующих полостях гидроцилиндра, S n и S ш - площади сечений поршня и штока соответственно, определяемые по диаметрам Dn и Dш . Уравнение равновесия сил в проекции на горизонтальную ось гидроцилиндра имеет следующий вид: р п S n р ш S n S ш Т п Т ш F 0 (1) откуда находим величину зажимного усилия F р п S n р ш S n S ш Т п Т ш , Н (2) Площадь поперечного сечения поршня: Sn где Dп2 4 , м2 (3) Dn - диаметр поршня, м ; Sn 3,14 180 10 3 4 Площадь поперечного сечения штока: 7 2 0,0254 м 2 Sш где Dш2 , м2 (4) Dш 0,45 Dп , м (5) 4 Dш - диаметр штока, м ; Dш 0,45 180 10 3 0,081м Подставляя полученное значение в формулу (4), получаем Sш 3,14 0,0812 0,00515 м 2 4 Сила трения в уплотнении поршня с манжетами шевронного типа: Т п Dn b k , Н где (6) b - ширина манжетного уплотнения, м ; k 0,22МПа - среднее значение коэффициента удельного трения; Т п 3,14 180 10 3 28 10 3 0,22 106 3482 Н Сила трения в уплотнении штока с манжетами шевронного типа: Т ш Dш b k , Н (7) Т ш 3,14 0,081 28 10 3 0,22 106 1567 Н Давление в штоковой полости гидроцилиндра при движении поршня вверх (рабочий ход) должно быть таким, чтобы создать движение жидкости из этой полости по всей линии слива до бака 1. Гидравлическое сопротивление 8 всей линии рсл следует вычислять только с учетом потерь в золотниковом гидрораспределителе р зол и потерь в пластинчатом фильтре рф , поэтому рш рсл рзол рф , Па (8) Данные гидравлические потери являются местными потерями, которые рассчитываем по формуле Вейсбаха: р где 2 2 , Па (9) - коэффициент местного сопротивления, зол 20...25 - для ф 10...15 золотникового гидрораспределителя; - для пластинчатого фильтра; - плотность жидкости, кг м3 ; - средняя скорость движения жидкости в трубопроводе, на котором установлен соответствующий гидроаппарат, м . с Подставляя формулу (9) в формулу (8), получаем р зол ф 12 2 , Па (10) Расходы Q1 и Q 2 определяем по условию неразрывности течения жидкости в поршневой и штоковой полостях гидроцилиндра. Расход жидкости на линии нагнетания: Q1 n S n , м 9 3 с (11) где п - скорость рабочего хода поршня, м ; с Q1 0,13 0,0254 0,0033 м 3 с Расход жидкости на линии слива: Q2 n S n S ш , м 3 (12) с Q2 0,13 0,0254 0,00515 0,00263 м 3 с Средняя скорость в сечении трубопровода на линии нагнетания: 1 4Q1 м , d12 с 1 4 0,0033 8,68 м с 3,14 0,022 2 (13) Средняя скорость в сечении трубопровода на линии слива: 2 4Q2 м , d 22 с 2 4 0,00263 4,28 м с 3,14 0,0282 (14) Давление в штоковой полости гидроцилиндра при движении поршня вверх (рабочий ход) по формулам рш 20 10 900 4,282 247298,4 Па 2 10 Давление в поршневой полости гидроцилиндра в течение рабочего хода равно давлению рп р 2 , развиваемому мультипликатором в нижней полости диаметром D2 . Давление р1 равно давлению, развиваемому в линии нагнетания за вычетом потери давления в золотником гидрораспределителе р зол : р1 рн р зол рн зол р1 2,0 106 20 22 2 , Па (15) 900 8,682 1321918,4 Па 2 Зная давление p1 в верхней полости диаметром D1 , определяем давление p2 (без учета потерь на основании гидростатического закона Паскаля): p2 p1 где S1 , Па S2 (16) S1 , S 2 - площади поперечных сечений поршней мультипликатора, м2 ; S1 S2 D12 4 D22 4 , м2 (17) , м2 (18) где D2 0,4 D1 , м 11 (19) Подставляя формулы (16), (17) и (18) в формулу (15), получаем p2 p1 p2 1321918,4 D12 , Па D22 (20) 0,1052 8261989,7 Па 0,4 0,1052 По формуле (2) определяем искомую величину зажимного усилия F 8261989,7 0,0254 247298,4 0,0254 0,00515 3482 1567 199798Н 12
