Главная страница Случайная страница Разделы сайта АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
материал труб - медь;
S = 0, 60м; n = 9ход/мин.
1.Гидравлический расчет гидродвигателя поступательного действия. Выбираем диаметр поршня из соотношения D ≥ , м; D ≥ = 0, 09м = 90мм; По (табл. 2 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.), принимаем гидроцилиндр ЭНИСМ-М21-3 с диаметром поршня D = 90мм Расчетное усилие на штоке Т = Р + , Н. Т = 6000 + 4000 = 10000 Н; = , где Т – суммарное усилие, – КПД гидроцилиндра, = 0, 85 ÷ 0, 97; Принимаем = 0, 9 тогда = = 11111Н Давление жидкости на поршень гидроцилиндра определяем из соотношения = , Па
По (табл. 3 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.), по величине выбираем отношение диаметра штока к диаметру поршня.
K = = 0, 3…0, 4. По (табл. 2 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.), при К = 0, 3 диаметр штока = 25мм Определяем действительный расход жидкости Q для гидроцилиндра с двухсторонним штоком Q = S ∙ n ( - ), /c Q = = 62, 4 ∙ Определяем расчетную подачу насоса = , /c, где = 0, 98÷ 0, 99 – объемный КПД гидроцилиндра = = 63, 4 ∙ /c Скорость рабочего и холостого хода поршня гидроцилиндра с двухсторонним штоком. = = , м/с = = 10, 2м/с
= , с = = 0, 06с
= , Вт где η = 0, 60 ÷ 0, 70 – полный КПД объемного гидропривода, = 0, 90 ÷ 0, 95 – полный КПД привода (электродвигателя). = = 170, 4кВт 2. Гидравлический расчет элементов гидроаппаратуры 2.1. Золотниковый распределитель Площадь проходного сечения определяем по рекомендуемой средней скорости ( = 3 ÷ 5 м/с) и расходу = , = = 0, 00625 Потерю давления в сечении определяем по формуле = ρ g ζ , Па где ρ - плотность жидкости, кг/м3, g – ускорение свободного падения, м/с2, ζ = 5 - 7 - коэффициент местного сопротивления. За рабочую жидкость принимаем масло индустриальное 20. При рабочей температуре t = 400 С её кинематическая вязкость n = 29, 0× 10-6 м2/с, плотность r =890 кг/м3 [1, с. 287]. = 890 ∙ 9, 81 ∙ 6 = 32700Па
2.2. Дроссель По известному расходу выбираем дроссель Г 77-24 с номинальным
Действительные потери в дросселе определяем по формуле = (), Па = 0, 02 ∙ = 0, 00035МПа = 350Па. 2.3. Клапаны По величине выбираем клапан предохранительный Г55-13 с номинальным расходом = 0, 050 ÷ 1, 170 ∙ /c, и номинальный расход давления = 0, 4 МПа (Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – табл.4 приложения). Действительные потери давления в предохранительном клапане определяем по формуле = (), Па = 0, 4 = 0, 0168 Мпа = 16800Па. Выбираем обратный клапан Г51-21 с номинальным расходом = 0, 133 ∙ /c и потери давления при номинальном расходе = 0, 2МПа (Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – табл.4 приложения).
Действительные потери давления в клапане обратном определяем по формуле = (), Па = 0, 2 ∙ = 0, 0315Па = 31500Па.
Действительные потери давления в золотнике напорном определяем по формуле = (), Па = 0, 25 ∙ = 0, 309Мпа = 309000Па. 2.4.Фильтр Для обеспечения расхода Q = 0, 021 ∙ /c выбираем фильтр пластинчатый типа 0, 08 Г 41-11 Потеря давления в фильтре определяется по следующей зависимости , Па, (4) где Qт - расход жидкости, м3/с; m - коэффициент динамической вязкости жидкости, Па∙ с; 𝜔 - площадь фильтрующей поверхности, м2 (Приложение, табл.5); a- удельная пропускная способность фильтрующего элемента, зависящая от материала фильтра, м3/м2 (Приложение, табл.6). Определяем потерю давления в фильтре по следующей зависимости
= 5, 95 ∙ μ, Па, где - расход жидкости, /c;
μ - коэффициент динамической вязкости жидкости, Па ∙ с; – площадь фильтрующей поверхности, (Приложение, табл.5); α – удельная пропускная способность фильтрующего элемента, зависящая от материала фильтра, / (табл.6 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.). = 5, 95 ∙ = 1, 22 ∙ Па = 0, 122 МПа
3. Гидравлический расчет трубопроводов 3.1. Всасывающая линия (участок 1) = = 0, 19м. Задаем скорость течения жидкости в гидролиниях (табл. 7 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос.
= , м = = 0, 026 ∙ м; Принимаем номинальный диаметр = 32мм (табл. 8 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.). Фактическую скорость движения рабочей жидкости на участках трубопроводов определяем исходя из геометрических параметров. = , м/с = = 0, 97 м/c Площадь сечения трубы = , = = 8 ∙ ; Число Рейнольдса Re = , где 𝛎 кинематическая вязкость 𝛎 = / c; Re = = 1070; Re = 1070 < 2320 – режим ламинарный. Коэффициент потерь на трение = 75 / Re; = 75 / 1070 = 0, 070 Потери давления на трение по длине △ = ∙ ρ g;
△ = 0, 070 ∙ 890 ∙ 9, 81 = 540 Па За рабочую жидкость принято масло, при рабочей температуре t = 40Со. Потери давления в местном сопротивлении (плавный поворот) △ = b ∙ ∙ ∙ ρ g; где 1, 2 (рис.2); , где А = 22, 1(Стр.145 Аврутин Р. Д. Справочник по гидроприводам металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1965. – 267с.), при α = 90о △ = 1, 2 ∙ 1, 5∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 754 (Па). Общие потери давления во всасывающей линии △ = 540 + 754 = 1294 Па
3.2. Нагнетательная линия (участок 2) = = 1, 45 м Задаем скорость течения жидкости в гидролиниях (табл. 7 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчётно–графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.); = 3 м/с и рассчитываем соответствующие диаметры труб = , м = = 1, 82 ∙ м; Принимаем номинальный диаметр = 20мм (табл. 8 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.).
= , = = 3, 14 ∙ ; Скорость течения жидкости = , м/с = = 2, 5 м/c Число Рейнольдса Re = ;
Re = = 1724 Коэффициент потерь на трение = 75 / Re; = 75 / 1724 = 0, 044 Потери давления по длине △ = ∙ ρ g; △ = 0, 044 ∙ 890 ∙ 9, 81 = 7340 Па Потери давления в местном сопротивлении (плавный поворот) △ = ∙ ∙ ∙ ρ g; где 1, 1 (рис.2); , где А = 22, 1 (Стр.145 Аврутин Р. Д. Справочник по гидроприводам металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1965. – 267с.), при α = 90о △ = 1, 1 ∙ 1, 0∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 3050 Па В обратном клапане △ = 0, 088 МПа (п. 2.3), в дросселе △ = 0, 088 МПа (п. 2.2), в распределителе △ = 0, 175 МПа (п. 2.1).
3.3. Исполнительная линия (участок 3) Принимаем номинальный диаметр = 20мм (табл. 8 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.), = = 5, 46м. Из (п. 3.2) = = 0, 044; = = 2, 5 м/с Потери давления по длине △ = ∙ ρ g;
△ = 0, 044 ∙ 890 ∙ 9, 81 = 25700 Па Потери давления в поворотах
△ = ∙ ∙ ∙ ρ g; △ = 6 ∙ 1, 1 ∙ 1, 0∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 18350 Па Потери давления в золотнике напорном △ = 0, 033 МПа (п. 2.4). Потери давления во входе и выходе из силового цилиндра △ = b ( + ) ∙ ρ g; △ = 1, 1 ∙ 2, 5 ∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 7618 Па Общие потери в исполнительной линии △ = 25700 + 18350 + 33000 + 7618 = 81968 Па 3.4 Сливная линия (участок 4), = = 3, 9м Задаем скорость течения жидкости в гидролиниях (табл. 7 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов:
= , м = = 0, 26м Принимаем номинальный диаметр = 32мм (табл. 8 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.). Площадь сечения трубы = , ;
= = 8 ∙ ; Скорость течения жидкости = , м/с; = = 0, 97 м/c Число Рейнольдса Re = ; Re = = 1070 Коэффициент потерь на трение = 75 / Re; = 75 / 1070 = 0, 070 Потери давления на трение по длине △ = ∙ ρ g;
Потери давления в поворотах △ = ∙ ∙ ∙ ρ g; △ = 2 ∙ 1, 2 ∙ 1, 5∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 1600 Па Потери давления в фильтре △ = 0, 032 МПа (из п. 2.7) Общие потери давления на сливной линии △ = 680 + 1600 + 32000 = 34280 Па Потери давления в прямых концевых нормализованных присоединениях (n = 16 штук). Принимаем усредненные значения = 2 м/с; = 1, 15; = 0, 13; △ = ∙ ∙ ∙ ρ g;
△ = ∙ 0, 13∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 4260 Па 3.5. Полная потеря давления (энергии): △ р = + ) = 1294 + 274050 + 34280 + 4260 = 395422 Па
4. Выбор типа объемного насоса. Определяем давление, создаваемое насосом как сумму давления жидкости на поршень гидроцилиндра и общих потерь давления в схеме гидропривода ∑ △ , т.е. = + ∑ △ , Па; = 3, 86 + 0, 396 = 4, 266 МПа Исходя из давления и расчетной подачи насоса выбираем насос шестеренчатый (табл. 10 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода..
Расчет основных параметров насоса. Мощность на валу насоса. = ; где η = - полный КПД насоса, = 0, 98 ÷ 0, 99 - объемный КПД; = 0, 75 ÷ 0, 85 – механический КПД; η = 0, 85 ÷ 0, 99; = = 0, 12 ∙ Вт = 0, 12кВт. 4.3.2. Модуль зубчатого зацепления. Модуль зацепления т определяется из выражения где - расчетная (теоретическая) подача насоса, л/мин. = 0, 021 ∙ /с = 1, 26 л/мин; = = 1, 2; принимаем m = 2, 5 мм Определяем число оборотов n зубчатого колеса. Минимальная допустимая окружная скорость колеса.
= 0, 17 ∙ ; = 0, 17 ∙ = 3, 6 м/с; Наибольшая допустимая скорость зубчатых колес = 4, 3 м/с (табл. 11 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.), принимаем = 3, 5 м/с, тогда n = ; n = = 22, 3 об/с; где - диаметр наружной окружности колеса, = m (z + 2) = 2, 5 (18 + 2) = 50 мм;
= m ∙ z; мм = 2, 5 ∙ 18 = 45 мм; Ширина зубчатого венца b = ; b = = 26 мм; Шаг зубьев на начальной окружности τ = ; τ = = 8, 72 мм;
5. Расчет зависимости потребляемой мощности силового гидроцилиндра от числа оборотов насоса = f (n). Принимаем = 0, 8 n; n = 22, 3 об/с. Подача насоса = 2∙ π ∙ ∙ b∙ m ∙ ∙ ; = 2∙ 3, 14∙ 0, 050∙ 0, 5∙ 0, 026 ∙ 17, 84∙ 0, 99 = 0, 621 ∙ ; 5.1. Всасывающая линия (участок 1): = 0, 032 м; = 8 ∙ ; Скорость течения жидкости = , м/с; = = 0, 78 м/c
Число Рейнольдса Re = ; Re = = 856
Потери давления на трение по длине △ = ∙ ρ g; △ = 0, 088 ∙ 890 ∙ 9, 81 = 440 МПа Потери давления в плавном повороте △ = ∙ ∙ ∙ ρ g; где 1, 36 (рис.2); , где А = 22, 1 (Стр.145 Аврутин Р. Д. Справочник по гидроприводам металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1965. – 267с.), при α = 15о
△ = 1, 36 ∙ 1, 97∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 725 Па; 5.2. Нагнетательная линия (участок 2). = = 1, 45м; = 20мм; = 3, 14 ∙ ; Скорость течения жидкости = , м/с; = = 2, 0 м/c Число Рейнольдса Re = ; Re = = 1379; Коэффициент потерь на трение = 75 / Re; = 75 / 1379 = 0, 055; Потери давления по длине трубы △ = ∙ ρ g; △ = 0, 055 ∙ 890 ∙ 9, 81 = 5874 Па Потери давления в местных сопротивлениях.
△ = ∙ ∙ ∙ ρ g; где 1, 1 (рис.2); , где А = 22, 1 (Стр.145 Аврутин Р. Д. Справочник по гидроприводам металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1965. – 267с.), △ = 1, 1 ∙ 1, 22∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 2350 Па; В обратном клапане: △ = 0, 2 ∙ = 0, 057 МПа (
|