Проектирование блока управления гидроприводом

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования: «Гомельский Государственный Технический Университет имени П. О. Сухого».

Машиностроительный факультет.

Кафедра: «Гидропневмоавтоматика»

Расчетно-пояснительная записка по курсовому проекту

по дисциплине: «Элементы управления и регулирования гидропневмосистем »

на тему: «Проектирование блока управления гидроприводом»

Исполнитель: студент гр. ГА-41

Ярошенко Р.С.

Руководитель: преподаватель

Лукьяненко

Гомель 2015г.



Содержание

Введение

1. Описание принципа действия гидросхемы в соответствии с вариантом задания

2. Предварительный расчет

2.1 Выбор насоса

2.2 Расчет и выбор параметров гидродвигателей

2.3 Гидравлический расчет трубопроводов

2.4 Выбор параметров рабочей жидкости

2.5 Выбор гидроаппаратуры

3. Расчет и выбор параметров гидроаппаратов

3.1 Расчет гидрораспределеителей Р1

3.2 Расчет гидрораспределеителя Р2

3.3 Расчет клапанов

3.4 Расчет гидрозамка

3.5 Расчет регулятора потока

3.6 Расчет регулятора потока+КО

4. Проверочный расчет

4.1 Расчет потерь давления в гидроблоке

4.2 Расчет потерь давления в гидроприводе

4.3 Определение КПД гидропривода

4.4 Тепловой расчет гидропривода, выбор гидробака, теплообменника

5. Уточненный расчет гидропривода

5.1 Определение максимальных усилий и скоростей рабочих органов

6. Описание спроектированного гидроблока управления и проектирование монтажной плиты

6.1 Тепловой расчёт гидропривода и выбор теплообменника, гидробака

7. Проектирование гидроблока управления

7.1 Разработка монтажной гидравлической схемы гидроблока

7.2 Компоновка гидроапаратов на гидроплите, с разработкой сборочного чертежа

7.3 Разработка гидроплиты

Заключение

Список литературы



Введение

По универсальности выполняемых функций гидравлический привод занимает на сегодняшний день одну из ведущих позиций. Сегодня можно говорить о широкой области применения гидропривода: это и автокраны, экскаваторы, погрузчики, автогрейдеры, автовышки, мелиоративные и сельско-хозяйственные машины, токарные, шлифовальные, фрезерные станки, прессовое и литейное оборудование и т.д. Такое широкое применение гидравлического привода объясняется рядом преимуществ (по сравнению с механическим и электрическим приводами), к которым относятся:

Простота преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное;

Возможность отдалённого расположения исполнительных органов от систем управления ими;

Способность к регулированию параметров гидропривода в широком диапазоне, а также возможность дистанционного электрического управления приводом, и следовательно, гидропривод моно использовать в качестве усилительно-преобразовательного каскада управления;

Лёгкость управления динамическими характеристиками;

Очень низкая удельная масса, т.е. масса гидропривода, отнесённая к единице передаваемой мощности (0,2 - 0,3 кг на 1 кВт);

Малая инерционность вращающихся частей, обеспечивающая быструю смену режимов работы (пуск, разгон, реверс, остановка);

Бесступенчатое регулирование передаточного числа в широком диапазоне и возможность создания больших передаточных отношений.

Объемные гидроприводы подразделяются по виду источника энергии на три типа:

1 Насосный гидропривод -- гидропривод, использующий для подачи рабочей жидкости насосы объемного действия. Насосные гидроприводы бывают с замкнутой циркуляцией, когда жидкость от гидродвигателя поступает во всасывающую линию насоса, и с разомкнутой циркуляцией, когда жидкость от гидродвигателя поступает в гидробак.

Насос гидропривода может приводиться в движение электродвигателем, турбиной, дизельным, карбюраторным двигателями, двигателем внутреннего сгорания и др.

2. Аккумуляторный гидропривод -- гидропривод, в котором рабочая жидкость подается в гидродвигатель от предварительно заряженного гидроаккумулятора. Такие гидроприводы используются в системах с кратковременным рабочим циклом.

3. Магистральный гидропривод, в котором рабочая жидкость подается в гидродвигатель от гидромагистрали, питающей от насосной станции одновременно несколько гидроприводов.

По характеру движения выходного звена различают гидроприводы поступательного, поворотного и вращательного движения. Гидроприводы бывают регулируемые и нерегулируемые. По способу регулирования скорости гидроприводы делят на три типа:

1. С дроссельным регулированием, когда для регулирования скорости производится дросселирование потока рабочей жидкости и часть потока отводится, минуя гидродвигатель.

2. С объемным регулированием, когда регулирование скорости производится в результате изменения рабочих объемов насоса или гидродвигателя.

3. С объемно-дроссельным регулированием, когда регулирование скорости осуществляется одновременно двумя способами.

Если скорость выходного звена гидропривода поддерживается постоянной и не зависит от внешних воздействий, то гидропривод называется стабилизированным.

Если скорость выходного звена изменяется по определенному закону в зависимости от задающего воздействия, то гидропривод называется следящим.

Жидкость, применяемая в гидроприводах в качестве рабочего тела, одновременно является смазывающим и охлаждающим агентом, обеспечивает защиту деталей от коррозии и надежную работу всех узлов гидропривода.

гидродвигатель теплообменник давление рабочий



1. Описание принципа действия гидросхемы в соответствии с вариантом задания

Рисунок 1 - Гидросхема принципиальная.

Основой объёмного гидропривода является насос, создающий напор рабочей жидкости, которая обладает в основном энергией давления. Эта энергия преобразуется в механическую работу с помощью объемного гидродвигателя либо гидромотора. Благодаря высокому объемному модулю упругости жидкости в объемном гидроприводе обеспечивается практически жесткая связь между его входными и выходными органами.

Необходимые качественные показатели и состояние рабочей жидкости, такие как ее чистота, температура, вязкость, поддерживаются кондиционерами фильтром и теплообменником. Питание гидропривода осуществляется из гидробака, который, кроме того, используется для охлаждения рабочей жидкости. Все гидравлические устройства и аппараты соединены друг с другом гидролиниями (трубопроводами и шлангами).

Описание работы станции :

Гидросистема состоит из двух независимых контуров, соединенных общим баком и переключателем манометра, предназначенного для измерения давления в напорных полостях контуров.

Первый контур является гидроприводом поступательного движения. Он отличается большими давлением и небольшим расходом.

Из бака Б жидкость по всасывающей линии поступает к насосу Н1, приводящемуся в движение от электродвигателя. От насоса Н1 по напорной линии жидкость поступает к предохранительному клапану КП1, который ограничивает величину максимального давления Рmax в гидросистеме. Далее поступает к распределителю Р1 , при нахождении которого в нейтральном положении все каналы соединены и жидкость поступает регулятору потока РП+КО и гидрозамку ГЗ и далее к гидроциндру ГЦ, который будет задвинут , так как давление в линии А будет больше , потому перепад давления на ГЗ будет меньше чем на РП+КО. При включении Р1 в положение а , жидкость из линии Р в линию и потечет к РП+КО , в результате ГЦ выдвинется , так как на ГЗ воздействует давление(управляющее) из линии В ,которое приоткроет ГЗ и жидкость пойдет на слив с линии А к теплообменнику, в котором жидкость совершившая работу потеряет часть энергии(тепловой) и очиститься от загрязнителей через сливной фильтр Ф1 и поступит в бак (Б). При включении распределителя Р1 в положение b , жидкость из линии Р пойдет к ГЗ и шток ГЦ задвинется и жидкость пойдет на слив через РП+КО, Р1.

Второй контур является гидроприводом вращательного движения. Он отличается большим расходом и давлением.

Из бака Б жидкость по всасывающей линии поступает к насосу Н2, приводящемуся в движение от электродвигателя. От насоса Н1 по напорной линии жидкость поступает через КП2 к регулятору потока РП, которым осуществляется управление(основное) гидромотором и далее к Р2. При нахождении Р1 в нейтральном положении, т.е. в положении b, жидкость потечет из напорной линии Р в линию А и далее к предохранительному клапану КП3 и далее к гидроматору. Совершив работу на ГМ , жидкость пойдет на слив через Р2 из линии В линию Ти далее на слив , где в АТ2 и Ф2 потеряет часть тепловой энергии и очиститься от загрязнений.

Характер движения рабочих органов представлен на циклограмме (рисунок 1.1).

Рисунок 1.1 - Циклограмма работы гидросхемы

4 Литературно - патентный поиск обзор конструкции проектируемых гидроаппаратов с указанием достоинств, недостатков и принципа работы

Как показывают исследования последних лет, гидравлическая аппаратура совершенствуется в следующих основных направлениях: замена трубного исполнения большинства гидравлических аппаратов стыковым, модульным или встраиваемым монтажом; повышение рабочих давлений аппаратов с увеличением их пропускной способности; перевод гидроаппаратуры на единые присоединительные размеры.

Большую роль в развитии гидроаппаратуры сыграли блоки гидравлического управления, которые в свою очередь имеют несколько видов:

-технологического оборудования;

-мобильные.

В мобильной технике часто используют секционные гидроблоки управления, в состав которых включаются различные аппараты: распределитель, клапан разности давления (для систем с адаптацией к нагрузке), клапан предохранительный и т.д.

Блоки гидравлического управления технологического оборудования включают гидроаппаратуру следующих видов монтажа:

-стыковой;

-модульный;

-встраиваемый;

-трубный.

Гидроаппараты стыкового монтажа

Аппараты стыкового монтажа имеют отверстия, которые выводятся на стыковую плоскость и оканчиваются цековками под кольца (по ГОСТ 98 33-73) для уплотнения стыка между аппаратом и специальными панелями или промежуточными плитами, в которых нарезана резьба для штуцеров. Одним из таких аппаратов является гидроклапан давления Г54-3 по ТУ2-053-1628-83.

Гидроклапан давления Г54-3 по ТУ2-053-1628-83 состоит из следующих основных деталей: корпуса 3, колпачка 5, золотника 2, пружины 6, регулировочного винта 8 и втулки 7. Масло подводится к аппарату через отверстие Р и отводится через отверстие А. В исполнении, показанном на рисунке 3, а, линия Р через канал 10 и малое отверстие (демпфер) 11 соединяется с полостью 1 а полость 9 через канал 4- с отверстием А. Когда сила от давления масла на торец золотника в полости 1 преодолевает усилие пружины 6 (регулируется винтам 8) и силу от давления масла на противоположный торец золотника в полости 9, золотник перемещается вверх, соединяя линии Р и А. Если линия А соединена с баком, аппарат работает в режиме предохранительного клапана.

Рисунок 4 - Гидроклапан давления Г54-3 по ТУ2-053-1628-83 стыкового монтажа

Гидроаппараты модульного монтажа

Аппараты модульного монтажа на рисунке 2 имеют две стыковые плоскости с одинаковыми координатами присоединительных отверстий, расположенных сверху и снизу корпуса. Это позволяет устанавливать различные аппараты один на другой, то есть в пакет, замыкаемый сверху распределителем, плитой связи или плитой-заглушкой. Пакет устанавливается на монтажной плите, которая имеет сверху отверстия для крепления пакета и подвода жидкости к нему, снизу - отверстия для подключения трубопроводов связывающих пакет с насосной установкой или гидродвигателем, и сбоку - сквозные горизонтальные каналы для соединения с другими плитами. В горизонтальном направлении монтажная плита может быть связана с крепежными, промежуточными или переходными плитами, а также с монтажными плитами других типов (в том числе для установки аппаратов стыкового присоединения). При необходимости между плитами могут располагаться заглушки, перекрывающие отдельные горизонтальные каналы, а в случае, если эти каналы должны соединяться между собой, используются промежуточные плиты, имеющие поперечные отверстия между соответствующими горизонтальными каналами. Уплотнение соединений плит и аппаратов обеспечивается круглыми резиновыми кольцами, расположенными в уплотнительных плитах или цековках корпусов. Крепление пакетов к монтажной плите или плит между собой осуществляется сквозными стяжками.

Модульный монтаж гидроаппаратуры на рисунке 2 состоит из таких аппаратов: 1-уплотнительная плита; 2-предохранительный клапан; 3-гидрозамок; 4-дроссель с обратным клапаном; 5-распределитель; 6-регулятор расхода; 7-гидрозамок; 8-распределитель; 9-гидроклапан давления; 10-крепёжная плита; 11, 12-монтажные плиты; 13-уплотнительная плита; 14-переходная плита; 15, 17-монтажные плиты; 16-промежуточная плита; 18-крепёжная плита.

Рисунок 3 - Модульный монтаж гидроаппаратуры

Гидроаппараты встраиваемого монтажа

Гидроаппараты встраиваемого исполнения, как правило, не имеют корпуса; потребитель монтирует эти аппараты в монтажных гнёздах блока, который может использоваться для монтажа аппаратов стыкового присоединения. Аппараты встраиваемого исполнения применяют чаще всего в гидросистемах с большими расходами и давлениями рабочей жидкости; их использование позволяет создавать компактные управляющие механизмы с низким уровнем потерь давления и утечек благодаря наличию запорных элементов с коническими уплотняющими поверхностями. Одним из таких аппаратов является гидроуправляемый встраиваемый клапан МКГВ по ТУ2-053-1738-85.

Гидроуправляемый встраиваемый клапан МКГВ по ТУ2-053-1738-85 на рисунке 4 состоит из затвора (содержит гильзу 3, клапан 4, пружину 5, переходную втулку 6, резиновые 2, 7 и фторопластовые 1, 8 уплотнительные кольца) и фланца 10, который может содержать дополнительные устройства (ограничитель хода, обратный клапан, гидрозамок), а также служить плитой для установки сверху распределителя с электроуправлением (пилота).

Рисунок 5 - Гидроуправляемый встраиваемый клапан МКГВ по ТУ2-053-1738-85

Трубный тип монтажа.

Монтаж при котором гидравлические аппараты соединяются между собой при помощи труб и рукавов высокого давления. Гидроаппарат имеет гидравлические резьбовые порты для вворачивания штуцеров и подключения к ним трубопроводов или других линий связи.

Рисунок 9 - Клапан обратный трубного монтажа

Рисунок 10 - Дроссель трубного монтажа

Если внимательно изучить типы монтажа гидроаппаратов, то можно обратить внимание, что в современной гидравлике один тип монтажа интегрируется в другой, так ввернув картридж в плиту, мы получили модуль для модульного монтажа гидроблока, собрав гидроблок из модулей, получили блок трубного монтажа для подключения трубопроводов. Так же имея секционный тип монтажа в каждую секцию, дополнительно встраивается картридж, совмещая несколько типов монтажа в одном.

Достоинства и недостатки:

Встраеваемый (ввертный, картриджный) тип монтажа.

Достоинства:

- компактность;

- реализация различных схем;

- простота проведения ремонтных работ - вывернуть-ввернуть катридж;

Недостатки:

- повышенная чувствительность к загрязнениям;

- трудность при управлении значительными расходами.

- трудоемкость при изготовлении посадочного отверстия;

Модульный тип монтажа

Достоинства:

- простота сборки блоков;

- простота проведения ремонтных работ;

- использование стандартных элементов;

- одинаковые размеры различных производителей (хорошая ремонтопригодность);

Недостатки:

- наличие множества стыков;

- значительная металоемкость - плита, карпуса каждого аппарата в отдельности;

- трудоемкость при обеспечении плоскостности стыков;

Секционный тип монтажа

Достоинства:

- реализация различных схем;

- возможность управления большими потоками РЖ;

Недостатки:

- трудоемкость сборки;

- трудоемкость проведения ремонтные работ (при демонтаже соединяющих болтов

блок распадается на отдельные секции, необходимо демонтаж трубопроводов);

- трудоемкость при обеспечении плоскостности стыков;

Трубный тип монтажа

Достоинства:

- простота сборки гидросистемы;

- аппарат не имеет высокого обработанных наружных поверхностей;

Недостатки:

- значительные габариты гидросистемы при использовании всех элементов трубного монтажа;

- значительная металоемкость;

Обзор проектируемых аппаратов

Гидрораспределители В16 по ГОСТ 24679-81 В чугунном литом корпусе 1 выполнены каналы для подключения: основных линий (Р, Т, А, В), линий управления (Х- подвод; Y- слив) и дренажной линии L (только для исполнений с гидравлическим возвратом). В центральном отверстии диаметром 25 мм выполнены пять канавок (крайние - сливные объединены) и расположен золотник 2, перемещаемый давлением масла в его торцовых полостях или рукояткой. Возврат золотника в исходную позицию обеспечивается пружинами 3 или плунжером 10 (гидравлический возврат).

В трехпозиционных распределителях с электрогидравлическим управлением устанавливается пилот 2 - распределитель ВЕ6.34 для исполнений с пружинным возвратом или ВЕ6.24 для исполнений с гидравлическим возвратом. В двухпозиционных распределителях с пружинным возвратом применяется пилот ВЕ6.574А, а в распределителях без пружинного возврата - пилот ВЕ6.574А.О. В последнем случае исходная и рабочая позиция пилота фиксируются включенным электромагнитом, а золотника 2 - давлением управления, В распределителях без пружинного возврата с фиксацией используется пилот ВЕ6-574А.

Напорная X и сливная Y линии управления могут подключаться независимо или объединяться с соответствующими основными линиями Р и Т. В последнем случае необходимо снять крышку 4, извлечь палец 6 и вновь поставить его на место, повернув для объединения сливных линий следует снять пилот, демонтировать пробку 7 (KV). а затем вновь установить пилот на место. Объединение линий слива не допускается, если давление в линии Т больше 6 МПа; в трехпозиционных распределителях с гидравлическим возвратом объединение также не допускается. Когда напорные линии Р и X объединены, для исполнений по гидросхемам 14, 54, 64, 64А, 104, 124, 574 и 574Д в канал Р необходимо установить подпорный клапан 5, создающий в напорной линии управления давление 0,45 МПа (при рабочем давлении > 25 МПа подпорный клапан должен открываться при давлений 0,7 МПа), Для схем 124. 574 и 574Д при расходах менее 120 л/мин клапан можно не устанавливать. В подводное отверстие пилота может устанавливаться диафрагма (диаметром 0:8; 1 или 1,2 мм) для некоторою увеличения времени срабатывания распределителя. При необходимости ход основного золотника может быть ограничен упором Н (с целью дросселирования потока). Для регулирования времени срабатывания распределителей с гидравлическим или электрогидравлическим управлением может устанавливаться дроссельная плита 12, причем в зависимости от ее положения (поворота вокруг продольной оси на 180°) возможно дросселирование патока управления на входе или на выходе из торцовых полостей основного золотника. В случаях, когда напорные линии Р и X объединены и давление в линии Р превышает 25 МПа, необходимо применять клапан соотношения давлений 13. В аппаратах с гидравлическим управлением сверху.

Рисунок 8 - Гидрораспределитель с электрогидравлическим управлением В16 (ГОСТ 24679-81)

Регулятор расхода типа МПГ55-2М (ТУ2-053-1790 -- 86) представляют собой комбинацию дросселя с регулятором, поддерживающим постоянный перепад давлений на дросселирующей щели, благодаря чему практически исключается зависимость расхода от нагрузки. Аппарат (рисунок 14) состоит из корпуса 1, деталей 2 -- 11, которые аналогичны деталям дросселей ПГ77-1 втулки 18, золотника 20 регулятора, пружины И пробок 12. Масло из напорной линии поступает 8 отверстие "Подвод" и далее " через отверстия 19 во втулке 18, частично перекрытые рабочей кромкой золотника 20, и отверстия 16 в этой же втулке -- к дросселирующей щели втулки 2, а затем к отверстию "Отвод". Золотник 20 находится в равновесии под действием усилия пружины 13 и усилий от давления масла в его торцовых полостях 15 и 21, соединенных с полостью 17 входа в дросселирующую щель, а также от давления в полости 14, соединенной с выходом из дросселирующей щели с помощью канала в корпусе. При осевых перемещениях золотника изменяется гидравлическое сопротивление отверстий 19, благодаря чему давление р, на входе в дросселирующую щель понижается по сравнению с давлением в напорной линии.

Рисунок 10 - Регулятор расхода МПГ55-2М (ТУ2-053-1790 -- 86).

На рисунке 11 представлены габаритные и присоединительные размеры регулятора расхода.



Рисунок 11 - Конструкция, присоединительные и габаритные размеры регулятор расхода МПГ55-2М (ТУ2-053-1790 -- 86).

Предохранительные клапаны ввертного монтажа фирмы Diplomatic

Конструкция клапана(DBD****), при которой клапан имеет ввертную конструкцию, т.е. клапан выполнен в форме специального сборного картриджа, на корпусном элементе которого имеется резьба для вворачивания его в специальное посадочное отверстие (гнездо).

Клапан имеет строго определенное назначение - клапан предохранительный, гидрозамок или др. Клапан может иметь различные типы управления - механическое, электрическое, гидравлическое или электропропорциональное. В зависимости от производителя размеры канавки будут разные. Для обеспечения внутренней и наружной герметичности необходимо точно изготовить все размеры посадочной канавки.

Рисунок 2 - Ввёртная конструкция и посадочное отверстие на примере предохранительного клапана

2. Предварительный расчет

Исходные данные

Исходные данные для расчета приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Исходные данные

Перепад давления, МПа	Расход, л/мин
ДР1	ДР2	Q1	Q2
10	15	20	140

где ДР1 - перепад давления на гидромоторе ГЦ;

ДР2 - перепад давления на гидроцилиндрах ГМ;

Q1 - потребный расход на гидромоторе ГЦ.

Q2 - потребный расход на гидроцилиндрах ГМ;

2.1 Выбор насоса

Основными параметрами для выбора насоса являются: рабочий объём Vн, номинальное давление Pн.ном., частота вращения приводного вала nн. Производными параметрами являются подача рабочей жидкости Qн.

В качестве номинального давления Pн.ном., развиваемого насосом, для предварительного расчёта воспользуемся заданным перепадом давления в гидросистеме ДP.

Номинальной подачей насоса является потребный расход рабочей жидкости гидромоторами. Для обеспечения гидросхемы рабочей жидкостью выберем сдвоенный гидронасос. Рабочий объем насоса:

где зоб - объёмный КПД насоса; (зоб = 0,94для шестеренчатых);

n - частота вращения вала насоса, об/мин;

Q - потребный расход жидкости.

Частоту вращения вала электродвигателя примем равным n =1500 об/мин.

- требуемый рабочий объём 1-го насоса:

- требуемый рабочий объём 2-го насоса:

По рассчитанному рабочему объему и требуемому давлению (ДP1 и ДP2) подбираем гидронасос. Выбираем насос фирмы Vickers G30-C35-2-A-32 и НШ20-4 ([1],стр 44), со следующими техническими характеристиками (таблица 2 и 3):

Таблица 2 - Параметры насоса Н2(Vickers G30-C35-2-A-32)

Рабочий объем V, см3	113
Максимальное давление рmax, bar	20.7
Минимальная скорость вращения вала nmin, об/мин	600
Максимальная скорость вращения вала nmax, об/мин	2500

Таблица 3 - Параметры насоса Н1( НШ20-4)

Рабочий объем V, см3	20
Максимальное давление рmax, bar	16
Минимальная скорость вращения вала nmin, об/мин	500
Максимальная скорость вращения вала nmax, об/мин	2400

Уточним подачу выбранного сдвоенного насоса по формуле

Расчет мощности привода. Выбор электродвигателя

Определение суммарной потребляемой мощности

Мощность, подводимая к насосу, определяется по формуле

. (14)

где Рном - номинальное давление, создаваемое насосом, Мпа;

Qном - номинальный расход, на выходе из насоса, л/мин;

- общий КПД насоса.

Для 1-го насоса

кВт.

Для 2-го насоса

кВт.

Определим общую мощность, из выражения

кВт.

Расчет и выбор электродвигателя

Мощность приводного двигателя будет лежать в пределах

, (15)

кВт.

По ГОСТ 19523-81 выбираем 2-а асинхронных трехфазных двигателя марки 4A200LAУ3 ([4], стр.535, табл.1).мощностью Nдв = 75 кВт и с частотой вращения nдв=1500 об/мин для привода насоса Н1и Н2.

За расчетную частоту nэд вращения принимаем номинальную частоту вращения

где nэдс - синхронная частота вращения, об/мин; nэдс = 1500 об/мин;

s - коэффициент скольжения, s = 0,016 ([4], табл. 5.1);

Рассчитаем номинальный и максимальный моменты вращения

Н·м;

Н·м.

где , - мощность и частота вращения электродвигателя (кВт,об/мин).

Перегрузочная способность двигателя с учетом возможного снижения напряжения

, (17)

где - по справочным данным [4].

Тогда .

Допускаемый момент двигателя Мдоп = 1,12Мном = 1,12291,16 = 326,1 Нм.

Проверим двигатель по перегрузочной способности

Ммах= < Мдоп = 326,1 Нм,

следовательно двигатель выбран правильно.

2.2 Расчет и выбор параметров гидродвигателей

Выбор гидроцилиндра

Условием предварительного выбора гидродвигателей является обеспечение рабочими органами машины усилий и скоростей рабочего органа: усилия F и скорости перемещения штока vшт. Исходя из перепад давления ДР1 и потребного расхода Q1, производим выбор гидроцилиндров Ц1 и Ц2. ([1], стр. 60)

Для выбора гидроцилиндров необходимо рассчитать минимальный диаметр поршня Dп приняв, что скорость выдвижения штока будет лежать в пределах хшт = 0,3-0,5 м/с.

где S - площадь поршневой полости гидроцилиндра;

Q - потребный расход в поршневой полости гидроцилиндра;

хшт - рекомендуемая скорость выдвижения штока.

Выбираем гидроцилиндры поршневые Ц1 фирмы ГЦО2, со следующими техническими характеристиками (таблица 4):

Таблица 4 - Параметры гидроцилиндров

Диаметр поршня Dп, мм	100
Диаметр штока dш, мм	50
ход поршня h, мм	250
Номинальное давление р, bar	160
Максимальная скорость движения штока х, м\с	0,5

Уточним скорость движения штока и усилия гидроцилиндров:

где Q - подача гидронасоса Н1.2, м3/с

S - площадь эффективной полости гидроцилиндра, м3:

Дp - перепад давления на гидроцилиндре, МПа;( Дp=10МПа);

- выдвижение штока:

- втягивание штока:

Выбор гидромотора

Условием предварительного выбора гидродвигателей является обеспечение рабочими органами машины усилий и скоростей рабочего органа: вращающего момента M и частоты вращения nм. Исходя из перепад давления ДР2 и потребного расхода Q2, выбираем гидромотор ГМ.

Для выбора гидромотора необходимо рассчитать рабочий объем мотора Vм приняв, что частота вращения вала гидромотора будет лежать в пределах nм = 3000 об/мин.

где Vм - рабочий объем гидромотора, см3;

nм - частота вращения вала гидромотора, об/мин;

зоб - объёмный КПД гидромотора; (зоб = 0,96).

Выбираем аксиально-поршневой гидромотор 310.2513.00 фирмы АО»ПСМ» , по ([1], стр. 105), со следующими техническими характеристиками (таблица 5):



Таблица 5 - Параметры гидромотора

Рабочий объем V, см3	112
Максимальное давление рmax, bar	450
Максимальная скорость вращения вала n,об/мин	1500
Крутящий момент М, Н?м	342

Уточним частоту вращения вала гидромотора

Момент, развиваемый гидромотором

где Др - перепад давления на гидромоторе, МПа;( Дp=12МПа);

зг.мех - гидромеханический КПД гидромотора; (зоб = 0,96).

2.3 Гидравлический расчет трубопроводов

Типоразмер любого трубопровода характеризуется условным проходом dy, примерно равным внутреннему диаметру трубы d.

Учитывая рекомендацию СЭВ ВС 3644-72, регламентирующую скорость д потоков рабочей жидкости в трубопроводах, принимаем:

- для всасывающих трубопроводов: =1,6 м/с;

- для напорных трубопроводов, при P=20 МПа: =4,2 м/с;

- для напорных трубопроводов, при P = 16 МПа: = 4 м/с;

- для сливных трубопроводов: = 2 м/с.

Для всасывающего трубопровода насоса Н2

. (11)

По ГОСТ 16516-80 ([4], стр.555) принимаем dвс1 = 50 мм.

Минимально допустимая толщина стенки (мм) всасывающего трубопровода

мм, (12)

где К = 3 - коэффициент запаса прочности;

= 140 МПа - допустимое напряжение материала на разрыв стали 20 по ([6]);

p -давление в гидролинии.

По ГОСТ 8734-75 ([4], стр.366) принимаем для всасывающего трубопровода трубу стальную бесшовную холодно-деформируемую с толщиной стенки вс1 = 1 мм и наружным диаметром dвс.нар1 = 50 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость во всасывающем трубопроводе составит

м/с. (13)

Для всасывающего трубопровода насоса Н1

.

По ГОСТ 16516-80 ([4], стр.555) принимаем dвс2 = 20 мм.

Минимально допустимая толщина стенки (мм) всасывающего трубопровода

мм,

По ГОСТ 8734-75 ([4], стр.366) принимаем для всасывающего трубопровода трубу стальную бесшовную холодно-деформируемую с толщиной стенки вс2 = 1 мм и наружным диаметром dвс2 = 20 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость во всасывающем трубопроводе составит

м/с.

Для напорного трубопровода при Q=159.33 л/мин и Р=20 Мпа

.

По ГОСТ 16516-80 ([4], стр.555) принимаем dнап1 = 32 мм.

Минимально допустимая толщина стенки (мм) напорного трубопровода

мм,

По ГОСТ 8734-75 ([4], стр.366) принимаем для напорного трубопровода трубу стальную бесшовную холодно-деформируемую с толщиной стенки нап1 = 4,5 мм и наружным диаметром dнап.нар1 = 42 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость в напорном трубопроводе составит

м/с.

Для напорного трубопровода при Q=28.2 л/мин и Р=16, МПа

.

По ГОСТ 16516-80 ([4], стр.555) принимаем dнап2 = 12 мм.

Минимально допустимая толщина стенки (мм) напорного трубопровода

мм,

По ГОСТ 8734-75 ([4], стр.366) принимаем для напорного трубопровода трубу стальную бесшовную холодно-деформируемую с толщиной стенки нап2 = 1,5 мм и наружным диаметром dнап.нар2 = 20 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость в напорном трубопроводе составит

м/с.



Для сливного трубопровода при Q=159.33 л/мин и Р=0,6 МПа

.

По ГОСТ 16516-80 ([4], стр.555) принимаем dсл = 40 мм.

Минимально допустимая толщина стенки (мм) сливного трубопровода

мм,

По ГОСТ 8734-75 ([4], стр.366) принимаем для сливного трубопровода трубу стальную бесшовную холодно-деформируемую с толщиной стенки сл = 3 мм и наружным диаметром dсл.нар = 46 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость в сливном трубопроводе составит

м/с.

Для сливного трубопровода при Q=28.2 л/мин и Р=0,6 МПа

.

По ГОСТ 16516-80 ([4], стр.555) принимаем dсл =20 мм.

Минимально допустимая толщина стенки (мм) сливного трубопровода



мм,

По ГОСТ 8734-75 ([4], стр.366) принимаем для сливного трубопровода трубу стальную бесшовную холодно-деформируемую с толщиной стенки сл = 3 мм и наружным диаметром dсл.нар = 26 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость в сливном трубопроводе составит

м/с.

2.4 Выбор параметров рабочей жидкости

Выбор марки рабочей жидкости определяется температурными условиями, режимом работы гидропривода, его номинальным давлением. В общем случае рабочая жидкость должна иметь: малое изменение вязкости в широком диапазоне изменения температур; большой модуль упругости; как можно меньший коэффициент температурного расширения; низкую стоимость и производство в достаточном количестве. Также рабочая жидкость должна удовлетворять требованиям к рекомендуемой вязкости, заявленной производителем оборудования (в частности более чувствительными к вязкости масла являются гидромоторы и гидронасосы).

В качестве рабочей жидкости принимаем масло Shell Tellus S2 MA 32 L- HM ISO 11158, т.к. вязкость данного масла при рабочей температуре удовлетворяет требованию к параметру вязкости, рекомендуемое производителем. Ниже представлены технические параметры жидкости: (таблица 5):



Таблица 6 - Параметры рабочей жидкости

Вязкость 40, мм2/с	32
Плотность с, кг/м3	872
Индекс вязкости ИВ	108
Кислотное число КОН, мг/г	0,05
Температура вспышки tвсп, оС	210
температура застывания tз, оС	-24

2.5 Выбор гидроаппаратуры

Основными параметрами гидроаппаратов (дросселей, клапанов обратных, клапанов предохранительных, клапанов редукционных и гидрораспределителей), по которым производится их выбор для проектируемого гидропривода, являются: номинальное давление Рном и номинальный расход Qном. При выборе гидрораспределителя необходимо учитывать схему распределения жидкости, а также указанный на гидросхеме тип управления гидрораспределителем. Гидродроссели рекомендуется выбирать регулируемые золотниковые.

В курсовом проекте необходимо устанавливать манометры для контроля давления на напорной линии после насосов. Выбор манометров основывается на следующем условии: давление в линии, на которой устанавливается манометр не должно превышать ѕ верхнего предела измерения давления данным манометром. Выбираем следующие гидроаппараты ([1]):

Выбор параметров распределителей

Гидрораспределители предназначены для изменения направления потока рабочей жидкости в двух или более гидролиниях в результате внешнего управляющего воздействия. В зависимости от числа внешних гидролиний, подводимых к распределителю, Гидрораспределители бывают трехлинейные, четырехлинейные, пятилинейные и т.д.; в зависимости от числа фиксированных позиций запорно-регулирующего органа - двухпозиционные, трехпозиционные и т.д. Управление гидрораспределителем бывает электромагнитное, пневматическое, гидравлическое, механическое, ручное.

Распределители выбираем по давлению в системе (P) и расходу (Q), в соответствии с заданной схемой. Для схемы 14 выбираем ([2], стр 35) ВЕХ16 14 Г24НЕТР, а для схемы 574 ([2], стр 35) ВЕХ16 574 Г24НЕТР (ГОСТ 24679-81), его характеристики занесем в таблицу 5.

Таблица 6 - Параметры гидрораспределителя ВЕХ16 14 Г24НЕТР (ГОСТ 24679-81)

Условный проход Dу	Давление P,(Pт) Мпа	Расход Qmax л/мин
16	25	240

Таблица 7 - Параметры гидрораспределителя ВЕХ16 574 Г24НЕТР (ГОСТ 24679-81)

Условный проход Dу	Давление P,(Pт) Мпа	Расход Qmax л/мин
16	25	240

Выбор параметров предохранительных клапанов

Таблица 8-Технические характеристики клапана предохранительного КП1,

Клапан предохранительный DBDS10K
Условный проход, мм	10
Расход, л/мин
Максимальный	60
Давление на выходе, МПа	0,15
Давление настройки, МПа	1,2…30



Таблица 9-Технические характеристики клапана предохранительного КП2,3

Клапан предохранительный DBDS20K
Условный проход, мм	20
Расход, л/мин
Максимальный	180
Давление на выходе, МПа	0,15
Давление настройки, МПа	1,2…40

Выбор параметров регулятора расхода

Регулятор расхода выбираем по заданному давлению(P) и расходу(Q), в соответствии с заданной схемой из источника ([2], стр 156) принимаем двухлинейный регулятор расхода МПГ 55 - 24 (ТУ2-053-1790 -- 86), характеристики которого заносим в таблицу 6.

Таблица 10 - Параметры двухлинейного регулятора расхода МПГ55-2М (ТУ2-053-1790 -- 86)

Условный проход Dу	Давление Pmax Мпа	Расход Qmax л/мин
20	20	125

Выбор параметров регулятора расхода+КО

Регулятор расхода выбираем по заданному давлению(P) и расходу(Q), в соответствии с заданной схемой из источника ([2], стр 156) принимаем двухлинейный регулятор расхода МПГ 55 - 34М (ТУ2-053-1790 -- 86), характеристики которого заносим в таблицу 6.

Таблица 11 - Параметры двухлинейного регулятора расхода МПГ55-34М (ТУ2-053-1790 -- 86)

Условный проход Dу	Давление Pmax Мпа	Расход Qmax л/мин
20	20	155



Выбор параметров гидрозамка

Гидрозамок выбираем по заданному давлению(P) и расходу(Q), в соответствии с заданной схемой из источника ([2], стр 156) принимаем МКРН.304266.004 характеристики которого заносим в таблицу 12.

Таблица 12 - Параметры двухлинейного регулятора расхода МПГ55-34М (ТУ2-053-1790 -- 86)

Условный проход Dу	Давление Pmax Мпа	Расход Qmax л/мин
20	20	155

Выбор параметров сливных фильтров

Фильтра напорные с электровизуальным или визуальным индикатором загрязненности типа Vickers предназначены для очистки от механических примесей рабочих жидкостей в гидросистемах стационарных и мобильных машин. По заданному расходу (Q) и давлению (P), принимаем фильтр OFM-101 и OFM-61параметры фильтра занесем в таблицу 13,14.

Таблица 13 - Характеристики сливного фильтра (Ф2) OFM-101

Номинальный расход, л/мин	190
Номинальная тонкость фильтрации, мкм	10
Номинальное давление, Мпа	0,7
Номинальный перепад давлений, МПа, не более	0,08

Таблица 14 - Характеристики сливного фильтра (Ф1) OFM-61

Номинальный расход, л/мин	60
Номинальная тонкость фильтрации, мкм	10
Номинальное давление, Мпа	0,7
Номинальный перепад давлений, МПа, не более	0,08

Выбор параметров переключателя манометров

Исходя из давления в системе подбираем манометры ([3], стр 14) ПМ2.1-С320, параметры которого занесем в таблицу 15.

Таблица 15 - Характеристики манометра ПМ2.1-С320.

Максимальное давление, Мпа	32
Число контролируемых точек	2

Выбор параметров манометра

Исходя из давления в системе подбираем манометры ([1], стр210) МО-11203 (ТУ 25.02.181071-78), параметры которого занесем в таблицу 16.

Таблица 16- Характеристики манометра МО-11203 (ТУ 25.02.181071-78)

Верхний предел или диапазон измерений, кГс/см2	250
Класс точности	0,4



3. Расчет и выбор параметров гидроаппаратов

3.1 Расчет гидрораспределеителей Р1

Исходные данные:

Расход: л/мин = м3/с;

Давление: МПа;

Температура: C;

Плотность: кг/м3;

Кинематическая вязкость: м2/с;

Коэффициент чувствительности: k=106.

Расчёт.

Диаметр и ход запорно-регулирующего элемента (золотника) определяются в основном исходя из обеспечения максимальной мощности (расхода жидкости) в исполнительном механизме. Так как усилия трения зависят от диаметра золотника, то его размеры должны быть минимальными. Минимальным должен быть и ход золотника, который, например, для гидрораспределителей следящих систем не должен превышать 0,2-0,5мм.

Скорость протекания потока рабочей жидкости в подводящих и отводящих каналах м/с.

Эффективная площадь проходного сечения гидрораспределителя определяется по формуле:

Определим диаметр подводящих каналов:



Принимаем по ГОСТ 12447-80 диаметр каналов

Уточним эффективную площадь проходного сечения и скорость рабочей жидкости

Диаметр золотника и диаметр шейки золотника выбирается из соображения равенства сечения рабочего окна и сечения образованного проточкой золотника

Также диаметр золотника и диаметр шейки золотника должны обеспечивать условие жёсткости

Выбираем диаметр золотника dз и диаметр шейки золотника dзш таким образом, чтобы выполнились вышеизложенные условия с учётом ГОСТ 12447-80.

Все условия выполняются.

Принимаем по ГОСТ 12447-80 диаметр мм и мм.

Определим площадь сечения золотника:

Сечение карманов, где происходит изменение направления потока, должно быть на 30-50% больше сечения золотника

Определим диаметр карманов:

Принимаем диаметр карманов .

Определим требуемы ход золотника

Принимаем

При конструировании и расчёте гидрораспределителей решающее значение имеют гидравлические потери, которые обуславливаются вязкостью жидкости, шероховатостью поверхностей обтекания и формой каналов. Необходимо отметить, что гидравлические потери в гидрораспределителях в основном определяются местными потерями

Скорость течения рабочей жидкости в распределителе

Удельный вес жидкости

При конструировании и расчете гидрораспределителей решающее значение имеют гидравлические потери, которые обуславливаются вязкостью жидкости, шероховатостью поверхностей обтекания и формой каналов. Необходимо отметить, что гидравлические потери в гидрораспределителях в основном определяются местными потерями и рассчитываются по формуле:

где - удельный вес жидкости;

- коэффициент местного сопротивления ( = от 2 до 4);

- средняя скорость течения жидкости в распределителе.

Потери давления не превышают 1.5% рабочего давления.

При определении максимального расхода Qмах необходимо учитывать потери жидкости за счёт утечек через зазоры.



Рисунок 16 - расчетная схема золотника

Из посадки H5/g4 находим минимально и максимально возможные зазоры

Динамическая вязкость рабочей жидкости

Длина зазора ,

Расчет утечек жидкости производится по формуле:

где, - динамическая вязкость;

- длина зазора;

- ширина зазора;

- плотность жидкости;

- кинематическая вязкость жидкости.

Для схемы 44 потери жидкости увеличиваются в двое



Наибольшая потребная площадь сечения рабочего окна определяется по выражению

Уравнение максимальной площади сечения окна имеет вид

Суммарная сила, потребная для перемещения золотника, определяется выражением:

где, Rx- гидродинамическая сила;

Rтр- сила трения;

Rп- сопротивление пружины.

Гидродинамическая сила может быть рассчитана по формуле



Сила вязкого трения определяется по формуле

Длина контакта золотника с гильзой

Силу, связанную с нагрузкой золотника пружиной, можно определить по формуле

Определим жесткость пружины, при предварительном поджатии

х=1мм и 10% запасом жесткости

Диаметр проволоки

Принимаем диаметр проволоки мм, наружный диаметр пружины мм.

Определим действительную жесткость пружины



Величина перекрытия a = 2мм.

Усилие при максимальном сжатии пружины

Суммарная сила, потребная для перемещения золотника, определяется выражением

Задавшись длиной пружины в свободном состоянии L = 30 мм и числом рабочих витков Z = 4.

Определим шаг пружины

Проверка на не соприкосновение витков пружины при сжатии

Условие выполняется.

Управляющий распределитель (пилот управления).

Эффективная площадь проходного сечения гидрораспределителя определяется по формуле:

Определим диаметр подводящих каналов

Принимаем по ГОСТ 12447-80 диаметр каналов

Уточним эффективную площадь проходного сечения и скорость рабочей жидкости

Диаметр золотника и диаметр шейки золотника выбирается из соображения равенства сечения рабочего окна и сечения образованного проточкой золотника

Также диаметр золотника и диаметр шейки золотника должны обеспечивать условие жёсткости

Выбираем диаметр золотника dз и диаметр шейки золотника dзш таким образом, чтобы выполнились вышеизложенные условия с учётом ГОСТ 12447-80.

Все условия выполняются.

Принимаем по ГОСТ 12447-80 диаметр мм и мм.

Определим площадь сечения золотника:

Сечение карманов, где происходит изменение направления потока, должно быть на 30-50% больше сечения золотника

Определим диаметр карманов:

Принимаем диаметр карманов .

Определим требуемы ход золотника



Принимаем

При конструировании и расчёте гидрораспределителей решающее значение имеют гидравлические потери, которые обуславливаются вязкостью жидкости, шероховатостью поверхностей обтекания и формой каналов. Необходимо отметить, что гидравлические потери в гидрораспределителях в основном определяются местными потерями

Скорость течения рабочей жидкости в распределителе

Удельный вес жидкости

При конструировании и расчете гидрораспределителей решающее значение имеют гидравлические потери, которые обуславливаются вязкостью жидкости, шероховатостью поверхностей обтекания и формой каналов. Необходимо отметить, что гидравлические потери в гидрораспределителях в основном определяются местными потерями и рассчитываются по формуле:

где - удельный вес жидкости;

- коэффициент местного сопротивления ( = от 2 до 4);

- средняя скорость течения жидкости в распределителе.

Потери давления не превышают 1.5% рабочего давления.

При определении максимального расхода Qмах необходимо учитывать потери жидкости за счёт утечек через зазоры.

Рисунок 17 - расчетная схема золотника

Из посадки H5/g4 находим минимально и максимально возможные зазоры

Динамическая вязкость рабочей жидкости

Длина зазора ,

Расчет утечек жидкости производится по формуле:



где, - динамическая вязкость;

- длина зазора;

- ширина зазора;

- плотность жидкости;

- кинематическая вязкость жидкости.

Для схемы 44 потери жидкости увеличиваются в двое

Наибольшая потребная площадь сечения рабочего окна определяется по выражению

Уравнение максимальной площади сечения окна имеет вид

Гидродинамическая сила может быть рассчитана по формуле



Сила вязкого трения определяется по формуле

Длина контакта золотника с гильзой

Силу, связанную с нагрузкой золотника пружиной, можно определить по формуле

Суммарная сила, потребная для перемещения золотника, определяется выражением

где,Rx- гидродинамическая сила;

Rтр- сила трения;

Rп- сопротивление пружины.

Определим жесткость пружины, при предварительном поджатии

х=1мм и 10% запасом жесткости



Диаметр проволоки

Принимаем диаметр проволоки мм, наружный диаметр пружины мм.

Определим действительную жесткость пружины

Величина перекрытия a = 1,5 мм.

Усилие при максимальном сжатии пружины

Задавшись длиной пружины в свободном состоянии L = 17 мм и числом рабочих витков Z = 4.

Определим шаг пружины

Проверка на не соприкосновение витков пружины при сжатии



Условие выполняется.

3.2 Расчет гидрораспределеителя Р2

Исходные данные:

Расход: л/мин = м3/с;

Давление: МПа;

Температура: C;

Плотность: кг/м3;

Кинематическая вязкость: м2/с;

Коэффициент чувствительности: k=106.

Расчёт

Диаметр и ход запорно-регулирующего элемента (золотника) определяются в основном исходя из обеспечения максимальной мощности (расхода жидкости) в исполнительном механизме. Так как усилия трения зависят от диаметра золотника, то его размеры должны быть минимальными. Минимальным должен быть и ход золотника, который, например, для гидрораспределителей следящих систем не должен превышать 0,2-0,5мм.

Скорость протекания потока рабочей жидкости в подводящих и отводящих каналах м/с и .

Эффективная площадь проходного сечения гидрораспределителя определяется по формуле:

Определим диаметр подводящих каналов:

Принимаем по ГОСТ 12447-80 диаметр каналов

Уточним эффективную площадь проходного сечения и скорость рабочей жидкости

Диаметр золотника и диаметр шейки золотника выбирается из соображения равенства сечения рабочего окна и сечения образованного проточкой золотника

Также диаметр золотника и диаметр шейки золотника должны обеспечивать условие жёсткости

Выбираем диаметр золотника dз и диаметр шейки золотника dзш таким образом, чтобы выполнились вышеизложенные условия с учётом ГОСТ 12447-80.

Все условия выполняются.

Принимаем по ГОСТ 12447-80 диаметр мм и мм.

Определим площадь сечения золотника:

Сечение карманов, где происходит изменение направления потока, должно быть на 30-50% больше сечения золотника

Определим диаметр карманов:

Принимаем диаметр карманов .

Определим требуемы ход золотника

Принимаем

При конструировании и расчёте гидрораспределителей решающее значение имеют гидравлические потери, которые обуславливаются вязкостью жидкости, шероховатостью поверхностей обтекания и формой каналов. Необходимо отметить, что гидравлические потери в гидрораспределителях в основном определяются местными потерями

Скорость течения рабочей жидкости в распределителе

Удельный вес жидкости

При конструировании и расчете гидрораспределителей решающее значение имеют гидравлические потери, которые обуславливаются вязкостью жидкости, шероховатостью поверхностей обтекания и формой каналов. Необходимо отметить, что гидравлические потери в гидрораспределителях в основном определяются местными потерями и рассчитываются по формуле:

где - удельный вес жидкости;

- коэффициент местного сопротивления ( = от 2 до 4);

- средняя скорость течения жидкости в распределителе.

Потери давления не превышают 1.5% рабочего давления.

При определении максимального расхода Qмах необходимо учитывать потери жидкости за счёт утечек через зазоры.

Рисунок 16 - расчетная схема золотника

Из посадки H5/g4 находим минимально и максимально возможные зазоры

Динамическая вязкость рабочей жидкости

Длина зазора ,

Расчет утечек жидкости производится по формуле:

где, - динамическая вязкость;

- длина зазора;

- ширина зазора;

- плотность жидкости;

- кинематическая вязкость жидкости.

Для схемы 44 потери жидкости увеличиваются в двое



Наибольшая потребная площадь сечения рабочего окна определяется по выражению

Уравнение максимальной площади сечения окна имеет вид

Суммарная сила, потребная для перемещения золотника, определяется выражением:

где, Rx- гидродинамическая сила;

Rтр- сила трения;

Rп- сопротивление пружины.

Гидродинамическая сила может быть рассчитана по формуле

Сила вязкого трения определяется по формуле

Длина контакта золотника с гильзой

Силу, связанную с нагрузкой золотника пружиной, можно определить по формуле

Суммарная сила, потребная для перемещения золотника, определяется выражением

Определим жесткость пружины, при предварительном поджатии

х=1мм и 10% запасом жесткости

Диаметр проволоки

Принимаем диаметр проволоки мм, наружный диаметр пружины мм.

Определим действительную жесткость пружины

Величина перекрытия a = 2мм.

Усилие при максимальном сжатии пружины

Задавшись длиной пружины в свободном состоянии L = 30 мм и числом рабочих витков Z = 4.

Определим шаг пружины

Проверка на не соприкосновение витков пружины при сжатии

Условие выполняется.

Управляющий распределитель (пилот управления).

Эффективная площадь проходного сечения гидрораспределителя определяется по формуле:

Определим диаметр подводящих каналов

Принимаем по ГОСТ 12447-80 диаметр каналов

Уточним эффективную площадь проходного сечения и скорость рабочей жидкости

Диаметр золотника и диаметр шейки золотника выбирается из соображения равенства сечения рабочего окна и сечения образованного проточкой золотника

Также диаметр золотника и диаметр шейки золотника должны обеспечивать условие жёсткости

Выбираем диаметр золотника dз и диаметр шейки золотника dзш таким образом, чтобы выполнились вышеизложенные условия с учётом ГОСТ 12447-80.

Все условия выполняются.

Принимаем по ГОСТ 12447-80 диаметр мм и мм.

Определим площадь сечения золотника:

Сечение карманов, где происходит изменение направления потока, должно быть на 30-50% больше сечения золотника

Определим диаметр карманов:

Принимаем диаметр карманов .

Определим требуемы ход золотника



Принимаем

При конструировании и расчёте гидрораспределителей решающее значение имеют гидравлические потери, которые обуславливаются вязкостью жидкости, шероховатостью поверхностей обтекания и формой каналов. Необходимо отметить, что гидравлические потери в гидрораспределителях в основном определяются местными потерями

Скорость течения рабочей жидкости в распределителе

Удельный вес жидкости

При конструировании и расчете гидрораспределителей решающее значение имеют гидравлические потери, которые обуславливаются вязкостью жидкости, шероховатостью поверхностей обтекания и формой каналов. Необходимо отметить, что гидравлические потери в гидрораспределителях в основном определяются местными потерями и рассчитываются по формуле:

где - удельный вес жидкости;

- коэффициент местного сопротивления ( = от 2 до 4);

- средняя скорость течения жидкости в распределителе.

Потери давления не превышают 1.5% рабочего давления.

При определении максимального расхода Qмах необходимо учитывать потери жидкости за счёт утечек через зазоры.

Рисунок 17 - расчетная схема золотника

Из посадки H5/g4 находим минимально и максимально возможные зазоры

Динамическая вязкость рабочей жидкости

Длина зазора ,

Расчет утечек жидкости производится по формуле:

где, - динамическая вязкость;

- длина зазора;

- ширина зазора;

- плотность жидкости;

- кинематическая вязкость жидкости.

Для схемы 44 потери жидкости увеличиваются в двое

Наибольшая потребная площадь сечения рабочего окна определяется по выражению

Уравнение максимальной площади сечения окна имеет вид

Суммарная сила, потребная для перемещения золотника, определяется выражением:

где,Rx- гидродинамическая сила;

Rтр- сила трения;

Rп- сопротивление пружины.

Гидродинамическая сила может быть рассчитана по формуле

Сила вязкого трения определяется по формуле

Длина контакта золотника с гильзой

Силу, связанную с нагрузкой золотника пружиной, можно определить по формуле

Суммарная сила, потребная для перемещения золотника, определяется выражением

Определим жесткость пружины, при предварительном поджатии

х=1мм и 10% запасом жесткости



Диаметр проволоки

Принимаем диаметр проволоки мм, наружный диаметр пружины мм.

Определим действительную жесткость пружины

Величина перекрытия a = 1,5 мм.

Усилие при максимальном сжатии пружины

Задавшись длиной пружины в свободном состоянии L = 17 мм и числом рабочих витков Z = 4.