Міністерство освіти і науки України
Курсова робота
За «гідропневмоприводів»
Тема: "Розрахунок механізму підйому стріли»
Зміст
Введення
Розрахунок основних параметрів гідроциліндра
Вибір посадок
Вибір ущільнень
Опис гідравлічної схеми механізму підйому стріли
Схема установки гідроапаратів
Розрахунок втрат тиску
Розрахунок ємності бака
Розрахунок теплового режиму гідросистеми
Список літератури
Введення
Однією з найважливіших завдань вітчизняного машинобудування є максимальне прискорення науково-технічного прогресу. Велика роль у вирішенні цього завдання належить галузям промисловості, що створює сучасні гідравлічні і пневматичні приводи.
Застосування гідравлічного і пневматичного приводу дозволяє створювати прогресивні конструкції машин, розширювати можливості автоматизації виробництва. Автоматичні приводи складають основні робітники, транспортують, і допоміжні агрегати і широко застосовуються в будівельних, дорожніх, гірських, сільськогосподарських і будь-яких інших саморушних і мобільних машинах, в промислових, космічних і підводних роботах-маніпуляторах, авіаційних і космічних системах управління.
Масштаби застосування гідравлічних і пневматичних приводів безперервно зростають. Тому знання гідро-і пневмопривода, його технічних і виробничих можливостей є необхідною умовою створення високопродуктивних машин, комплексів, агрегатів і систем, що забезпечують ефективну роботу промисловості.
У цій роботі розраховується механізм підйому стріли крана КС-6473. Стрілові самохідні крани досить поширені в народному господарстві. Вони маневрі н и, володіють малими габаритами, великою вантажопідйомністю, великою висотою підйому вантажу.
Дані
Довжина стріли - L = 34.5 м
Швидкість підйому стріли - υ = 0,09 м / с
Температура робочої рідини - t =- 5 ... 45 о С
Координати насоса - x = 0; y = 0; z = 1,5;
Координати двигуна - x = 0; y = 5; z = 1,5
1. Розрахунок основних параметрів гідроциліндра
Механізм підйому стріли
Виліт довжиною 18.2 м
Зусилля на шток визначається з рівняння моментів відносно точки кріплення стріли
(1)
де G = 0.2т - вага вантажу;
G з = 3,5 т - вага стріли;
Тоді
Аналогічно розраховуємо зусилля, що діють на шток при інших вильоти.
б) Виліт довжиною 17 м
G = 0.3т - вага вантажу;
G з = 3,5 т - вага стріли;
в) Виліт довжиною 23.7 м
G = 0.75т - вага вантажу;
G з = 3,5 т - вага стріли;
г) Виліт довжиною 27.8 м
G = 1.5 т - вага вантажу;
G з = 3,5 т - вага стріли;
д) Виліт довжиною 30.2 м
G = 4.5 т - вага вантажу;
G з = 3.5 т - вага стріли;
Максимальне зусилля на шток буде в крайньому верхньому положенні і дорівнюватиме
Задаємося робочим тиском 16МПа
Знаходимо діаметр циліндра за формулою:
; (2)
де F раб, Н-зусилля, що діє на шток;
Р, МПа - робочий тиск;
Приймаємо діаметр равним140 мм.
Знаходимо площу циліндра в поршневий порожнини:
Штовхає зусилля одно:
Знаходимо витрата робочої рідини в поршневий порожнини:
; (3)
де υ пір, м / хв - швидкість руху поршня;
S п, м 2 - площа поршневий порожнини.
Обчислюємо умовний прохід:
; (4)
де Q, л / хв - подача насоса;
υ ж = 4,5 м / с - швидкість рідини.
Приймаю
Визначаємо товщину стінки циліндра:
; (5)
де Д ц, мм - діаметр циліндра;
R = 260МПа - розрахунковий опір матеріалу, для сталі 45;
m = 0.85 - коефіцієнт умов роботи;
P max = (1.05 ... 1.2) P н = 20МПа - максимальний робочий тиск.
Приймаються δ = 7 мм
Перевіряємо шток на стійкість при стисканні
Умова стійкості штока:
; (6)
де φ - коефіцієнт зниження допустимих напружень;
Rm = 221МПа - для сталі 45.
Знаходимо діаметр штока з умови:
; (7)
Приймаються d = 110 мм
; (8)
де λ - гнучкість матеріалу.
φ при λ = 80 = 0,63
Умова виконується тому Rm <[Rm]
Знаходимо площу поршня в штокової порожнини:
Визначаємо штовхає і тягнуче зусилля:
Вибір посадок
Вибираємо посадку поршня з циліндром виходячи з діаметру циліндра і номінального тиску в системі основного отвору Н8/f7,
S max = 0.168мм, S min = 0,05 мм.
Таку ж посадку вибираємо для штока і спрямовуючої.
Вибираємо посадку штока з поршнем у системі основного отвору Н8 / j s 7 [1], S max = 0,071 мм, N max = 0,017 мм.
Між втулкою і спрямовуючої вибираємо посадку натягом H 8 / s 7,
N max = 0.114мм, N min = 0,024 мм.
Вибір ущільнювачів
Між поршнем і циліндром вибираємо ущільнювальні манжети 500 * 200-2 ГОСТ 14896-74 [1, 6]. Коефіцієнт тертя поршня об циліндр:
; (8)
де Д ц, мм - діаметр циліндра;
b, мм - ширина ущільнювального паска;
z - кількість ущільнень;
f = 0,5 - коефіцієнт тертя гуми про чавун;
k = 0,22 ... 0,3 - коефіцієнт питомого тиску.
Коефіцієнт тертя манжети:
Оскільки зазор складає більше 0,02 мм, то приймаємо захисні кільця з поліаміду 610 літієвого (Н = 4мм, Д = 500мм). Коефіцієнт тертя захисних кілець:
Між штоком і втулкою встановлюємо ущільнювальну манжету 110 * 90-2 ГОСТ 14896-74 [1, 6]. Коефіцієнт тертя манжети:
Приймаються захисні кільця для ущільнення циліндра з поліаміду 610 літієвого. Коефіцієнт тертя захисних кілець:
Для видалення бруду з поверхні штока встановлюємо грязес'емнікі 2-90 за ГОСТ 24811-81.
Для ущільнення втулки з гільзою встановлюємо ущільнювальні кільця круглого перетину 190 * 200 * 46 * 1 * 2 по ГОСТ 9833-73.
Для ущільнення штока з поршнем встановлюємо ущільнювальне кільце круглого перетину 082 * 90 * 58 * 1 * 2 по ГОСТ 9833-73.
Сумарна сила тертя рухомих сполук дорівнює:
Перевіряємо штовхає і тягнуче зусилля:
Опис гідравлічної схеми механізму підйому стріли
При подачі рідини під тиском в нижню порожнечу циліндра шток висувається і стріла піднімається. Це здійснюється шляхом перемикання розподільника Р в позицію 1 і масло через гідравлічний замок ГЗ подається в поршневу порожнину циліндра. При перемиканні золотника розподільника
Р в позиції 2 рідина під тиском замикає гідравлічний замок ГЗ, стріла надійно фіксується, а магістраль і гідравлічні апарати розвантажуються від тиску рідини за допомогою запобіжного клапана не прямої дії (ПКНД), коли розподільник Р2 в положенні відкрито.
При опусканні стріли золотник розподільника переводять в позицію 3. Рідина одночасно подається в поршневу порожнину гідрозамки (примусово відкриваючи його) і штокову порожнини циліндра. З нижньої порожнини циліндра масло через відкритий гідрозамок, гальмівний клапан КТ і розподільник Р1 видавлюється в бак.
Запобіжний клапан КПНД захищає систему від небезпечного тиску, Р1 в тільки тоді, коли розподільник закритому положенні, а термоклапан теру для усунення в бак зайвого об'єму рідини при підвищенні температури робочої рідини і стабілізації тиску. Для контролю тиску рідини використовують реле тиску Рл, яке включається в потрібну магістраль з допомогою логічного клапана КЛ.
На малюнку представлена гідравлічна схема приводу з одним силовим циліндром, яка використовується в механізмах підйому стріли кранів на пневмоколісному ходу великої вантажопідйомності.
Приймаються аксіально-поршневий насос НАР 125/200 у якого:
V = 125см 3; Q н = 178 л / хв; Q min = 10 л / хв; P н = 20МПа; P max = 25МПа; η про = 0,96; η підлогу = 0,9. Вибираємо гідророзподільник Г72-35 у якого d у = 32мм, Q = 160 ... 320 л / хв, Δ p = 0.6МПа, допустимі витоку Q ут = 306 см 3 / хв. Вибираємо гідрозамок типу 1КУ32: d у = 32мм, Q max = 250 л / хв, Р = 32МПа, Δ p = 0.7МПа. Запобіжний клапан - МКПВ по ТУ2-053-1737-85. Приймаються фільтр Ф7М (d у = 32мм, Q = 170 л / хв, при тонкості 0,25 мм; Δ p = 0.06МПа,).
Приймаються трубопровід із сталевих безшовних труб холоднодеформіруемих ø40 * 4 по ГОСТ 8734-75. Рукава високого тиску приймаємо по ГОСТ 6286-73 ø32 групи В тип 2 20/12; мінімальний радіус перегину 240 о.
Приймаються індустріальне масло І-40А за ГОСТ 20799-75 ρ = 895 кг / м 3, ν = 35 ... 43 сСт при t = 200 ... -15 о С.
Розрахунок втрат тиску
Сумарні втрати в гідросистемі розраховуються за формулою:
; (9)
де Δ Р l, МПа-втрати тиску по довжині трубопроводу;
Δ Р ап - втрати тиску в апаратах;
Δ Р м - втрати тиску на перехідних ділянках (місцеві втрати).
1. Втрати тиску при t = 5 о С
Визначаємо режим течії рідини в трубопроводі за формулою:
; (10)
де Q, л / хв - подача насоса;
d у, мм - умовний прохід;
ν, сСт - в'язкість рідини.
Знаходимо втрати тиску по довжині трубопроводу:
; (11)
де l, м - довжина трубопроводу на даній ділянці;
V ж, м / с - швидкість течії рідини в трубопроводі;
d у, мм - умовний прохід;
ρ, кг / м 3 - щільність рідини;
λ - коефіцієнт гідравлічного тертя при турбулентному плині рідини.
Визначаємо число Ренольса:
Оскільки Re> 2300 то протягом рідини в трубопроводі турбулентний. Для турбулентної течії λ обчислюється за формулою:
; (12)
Втрати при нагнітанні:
Втрати на сливі:
Втрати в апаратах:
Втрати в клапанах незначні, тому ми ними нехтуємо.
;
Місцеві втрати обчислюємо за формулою:
; (13)
де ξ - місцеві втрати
ξ 1 = 0,3 - втрати при повороті трубопроводу на 90 о С
ξ 2 = 0,3 - втрати при різкому звуженні трубопроводу
ξ 3 = 0,6 - втрати при різкому розширенні трубопроводу
Сума місцевих втрат при нагнітанні:
Сума місцевих втрат на сливі:
Сумарні втрати тиску при нагнітанні:
Сумарні втрати тиску на сливі:
2. Втрати тиску при t = 45 о С
Визначаємо число Ренольса:
Оскільки Re> 2300 то протягом рідини в трубопроводі турбулентний. Для турбулентної течії λ обчислюється за формулою:
;
Втрати при нагнітанні:
Втрати на сливі:
Втрати в апаратах:
Втрати в клапанах незначні, тому ми ними нехтуємо.
;
Місцеві втрати обчислюємо за формулою:
;
де ξ - місцеві втрати.
Сумарні втрати тиску при нагнітанні:
Сумарні втрати тиску на сливі:
Перевіряємо штовхає зусилля при температурі масла t = 5 о С:
Перевіряємо штовхає зусилля при температурі масла t = 45 о С:
Розрахунок ємності бака
Розрахунок обсягу рідини для гідросистеми:
; (14)
де V н - сумарний обсяг насосних установок;
V дв - сумарний об'єм двигунів;
V га - сумарний обсяг гідравлічних апаратів;
V тр - сумарний об'єм трубопроводу;
V t - об'єм при розширенні;
V β - об'єм при стисканні.
Повний обсяг бака дорівнює:
; (15)
Визначаємо приріст обсягу робочої рідини в баку при розширенні:
; (16)
де V o = V б - початковий об'єм рідини;
λ = 7 * 10 -4 град -1 - коефіцієнт об'ємного розширення;
Δt - зміна температури.
Визначаємо приріст обсягу робочої рідини в баку при стисненні:
; (17)
де β = 200 -1 - коефіцієнт об'ємного стиснення;
Δ Р - зміна тиску в баку;
V o = V б - початковий об'єм рідини;
Сумарний об'єм рідини:
Приймаються форму бака циліндричної діаметром 0,5 м і довжиною 0,6 м.
Розрахунок теплового режиму гідросистеми
; (18)
Різниця температур Δt визначаємо за формулою:
; (19)
де t ж, max - максимальна температура рідини;
t в, пор. = 40 º С - температура повітря в третьому регіоні.
Для того, щоб гідросистема працювала нормально необхідно, щоб необхідна поверхня теплообміну була менше фактичної поверхні
теплообміну. Якщо ця умова виконається, значить система буде працювати без перегріву.
; (20)
Необхідна поверхню теплообміну обчислюється за формулою:
; (21)
де Σ N - сумарна потужність розвивається всіма механізмами одночасно працюючими (у нас тільки гідроциліндр)
; (22)
де F тол. - штовхає зусилля поршня;
υ п - швидкість руху поршня;
η = 0,9 ... 0,95 - повний к.к.д. циліндра.
k σ - коефіцієнт теплопередачі, від робочої рідини в навколишній світ, k σ = 15 Вт / м 2 о С;
Δt - різниця температур.
Визначаємо потужність розвивається циліндром:
; (23)
де Δ Р Нагній. - втрати тиску при нагнітанні.
Потужність розвивається циліндром:
Необхідна поверхню теплообміну:
Фактична поверхню теплообміну:
; (24)
Умова не виконується. Для того щоб умова виконувалася встановлюємо вентилятор для обдування бака зі швидкістю обдування рівної 10м / с, тоді
; (25)
де k т - коефіцієнт теплопередачі в умовах примусового обдування
(K т = 0,75 υ в 0,78, при υ в> 5м / с).
Умова виконується.
Список літератури
Свєшніков В.К. Усов О.О. Верстатні гідроприводи. М.: Машинобудування, 1988 - 512 c.
Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника: У 3-х т. Т.3 .-
5-е вид., Перераб. і доп. - М.: Машинобудування, 1980 - 557 c., Іл.
Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника: У 3-х т. Т.1 .-
5-е вид., Перераб. і доп. - М.: Машинобудування, 1979
4. Іванченко Ф.К. Бондарєв В.С. Колесник М. П. Барабанов Н.П. Розрахунки вантажопідйомних і транспортуючих машин: 2-е вид., Перераб. і доп. -
К.: Вища школа, 1978
5. Ткачов О.В. Конспект лекцій з дисципліни "Гідравлічні та пневматичні приводи машин" - Про: ОНПУ, 2001 - 77с.