Гидроцилиндр и гидросхема гидропривода с расчетом параметров

Схема.frw

спец.cdw

-29.КР.ГПП.621.02.000
-29.КР.ГПП.621.02.000 СК
-29.КР.ГПП.621.02.001
-29.КР.ГПП.621.02.002
-29.КР.ГПП.621.02.003
-29.КР.ГПП.621.02.004
-29.КР.ГПП.621.02.005
-29.КР.ГПП.621.02.006
-29.КР.ГПП.621.02.007
-29.КР.ГПП.62102.008
-29.КР.ГПП.621.02.009
-29.КР.ГПП.621.02.010
-29.КР.ГПП.621.02.011
-29.КР.ГПП.621.02.012
-29.КР.ГПП.621.02.013
-29.КР.ГПП.621.02.014
Складальне креслення
-29.КР.ГПП.621.02.018
-29.КР.ГПП.621.02.015
-29.КР.ГПП.621.02.016
-29.КР.ГПП.621.02.017
-29.КР.ГПП.621.02.019
-29.КР.ГПП.621.02.020
-29.КР.ГПП.621.02.021

Зміст.doc

ОПИСАННЯ ПРИНЦИПОВО ГДРАВЛЧНО СХЕМИ 5
РОЗРАХУНОК ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРВ ГДРОСХЕМИ 7
2.1 Визначення подачі насоса
2.3Визначення коефіцієнту опору тертя .
2.4 Визначення втрат напору на тертя
2.5Визначення тиску в циліндрі .
2.6Визначення тиску в насосі
ОПИСАННЯ КОНСТРУКЦ ЕЛЕМЕНТВ ГДРОСХЕМИ ..11
2 Вибір гідро розподільника
3 Вибір гідроциліндрів
УДОСКОНАЛЕННЯ ЗАПРОПОНОВАНО ГДРОСХЕМИ З
ПОГЛЯДУ НА ТЕХНОЛОГЧНЕ ПРИЗНАЧЕННЯ . . ..24
Список використаної літератури . .26
ДОДАТОК А. Специфікація
-29.ГПП.621.00.000 ПЗ
Курсова робота з дисципліни
гідропневмоприводи” Розрахунково-пояснювальна записка

граф.frw

лист 11111111111111111.cdw

-29.КР.ГП.621.00.000

спец 2.cdw

08-29.ГПП.621.00.000
-29.КР.ГПП.621.02.024
-29.КР.ГПП.621.02.022
-29.КР.ГПП.621.02.023
-29.КР.ГПП.621.02.025
-29.КР.ГПП.621.02.015

Основна частина.doc

Гідравліка – це наука яка вивчає закони рівноваг і руху рідини і
способи використання цих законів до розв’язання практичних задач.
Гідравліка дає методи розрахунку і проектування різноманітних
гідротехнічних споруд гідромашин а також інших гідравлічних пристроїв
які використовуються в багатьох галузях техніки.
Гідропередачі мають системи автоматичного або ручного керування
утворюють гідроприводи які завдяки перевагам широко застосовуються в
різних металообробних системах на літальних апаратах на сухопутних
транспортних машинах в будівельно-підйомних і дорожньо-транспортних
машинах в тракторних стопах пресах та ін.
Для розрахунку і проектування гідроприводів їх систем автоматичного
регулювання і інших систем а також для грамотного їх використання ремонту
і наладки потрібно мати відповідну підготовку в області гідравліки і теорії
Курсова робота з дисципліни “Гідравліка і гідропневмопривод” дозволяє
студентам ознайомитись з основними схемами гідроприводів які
використовуються в машинобудуванні вивчити конструкції основних елементів
гідросхеми і навчитись розрахувати основні параметри гідравлічних схем.
Під гідроприводом розуміють сукупність пристроїв (в число яких входить
один або кілька об’ємних гідро двигунів) призначену для приведення в рух
механізмів і машин за рахунок робочої рідини під тиском. В якості робочої
рідини в станочних гідроприводах використовується мінеральне масло.
Застосування гідроприводів в верстатобудуванні дозволяє спростити
кінематику станків знизити металоємність підвищити точність націленість і
рівень автоматизації.
Широке використання гідроприводів в верстатобудуванні
машинобудуванні енергетиці металургії транспорті будуванні і т. д.
визначається порядок їх суттєвих переваг перед іншими типами приводів перш
за все можливість отримання більших зусиль та потужностей при обмежених
розмірах гідродвигунів. Гідроприводи забезпечують широкий діапазон
безступінчастого регулювання швидкості (при умові достатньої плавності
руху) можливість роботи в динамічних режимах із вимогами якісним переходом
процесів захист системи від перевантаження і точний контроль діючих
зусиль. Цієї мети вдається досягти за допомогою гідроциліндрів гідронасосів
та інших гідромашин.
ОПИСАННЯ ПРИНЦИПОВО ГДРАВЛЧНО СХЕМИ
Установка складається з таких елементів:
Р1 – гідророзподільник;
Опис роботи гідросхеми:
1 Робочий режим. Насос через гідролінію всмоктування з баку подає
робочу рідину до гідророзподільника через гідророзподільник робоча рідина
потрапляє через гідро лінію до гідро циліндрів. Далі робоча рідина з
гідроциліндрів потрапляє черезгідролінії і розподільник у бак. Поршені
гідроциліндрів переміщуються вгору робоча рідина із верхньої його
порожнини повертається до розподільника і через зливну гідролінію
направляється на злив. Штоки гідроциліндра жорстко зв’язаний з під’ємним
Рис. 1.1 – Гідравлічна схема
РОЗРАХУНОК ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРВ ГДРОСХЕМИ
Навантаження на штоки циліндрів F1=F2 = 12 кН;
діаметри: циліндрів D = 80 мм; штоків dш = 40 мм;
трубопроводів d1 = d2 = dт = 10 мм;
довжина трубопроводів
= 04 Ст; ( = 900 кгм3;
Характеристика насоса:
Згідно приведеного рис. 1.1.
2 Характеристика гідросхеми
В координатах р i Q будуємо характеристику насоса і на цьому графіку
будуємо характеристику ділянки трубопроводу від насосу 1 до точки М а
потім вирахуємо її ординати з ординат характеристику насосу.
Для побудови характеристику ділянки трубопроводу від насосу 1 до точки
М скористаймося такими залежностями:
для ламінарного режиму:
Нпотр = Нст + k · Qm
Вважаємо Нст = 0 так як відсутня геометрична висота ΔZ.
Зв’язок потрібного напору трубопроводу Нпотр з тиском в системі має
Тобто аналітичний вираз за якого будуємо графік характеристики
трубопроводу матиме вигляд:
р = ρ · g · Нпотр = ρ · g (Нст + k · Qm)
3 Визначаємо коефіцієнт k:
[pic]см2 = 332 ссм2 (2.5)
Тут lр = 100dт = 100 · 10 =1000 мм = 1 м.
Таким чином аналітична залежність матиме вигляд:
р = ρ · g · 332 · Q = 900 · 10-6 ·981 · 332 · Q = 293 Q
де р – в кгсм2 Q – в лс;
4 Побудова функціональної залежності
Будуємо графік вказаної функціональної залежності. Для цього досить
визначити значення тиску при Q = 07 лс:
р = 293 · 07 = 205 кгсм2 = 0205 МПа
Проводимо пряму функції р = f(Q).
Враховуючи ординати отриманих функцій будуємо графік
Рис. 2.1 Характеристика трубопровода від насосу до точки М
5 Характеристика трубопроводу силового циліндра
Будуємо характеристику гілки трубопроводу що містить силовий
гідроциліндр (від точки М до циліндра 2) з врахуванням перепаду тиску в
6 Визначення коефіцієнта k1
Визначаємо коефіцієнт k за аналогією попередніми розрахунками:
[pic]см2 =16 ссм2 (2.8)
Перепад тиску в силовому гідроциліндрі визначатиметься втратами напору
у виливному трубопроводі тобто на ділянці 2l2 + l1. Для ламінарного
Залежність характеристики трубопроводу на ділянці від точки М до бака
р = ртр + ρ · g · k · Qm = 28 · Q + 900 · 10-6 ·981 · 16 · Q =
де р – в кгсм2 Q – в лс.
7 Побудова графіка функції р = f(Q)
Будуємо графік функції р = 421Q див. рис. 2.2.
Рис. 2.2 Характеристика трубопроводу що містить гідроциліндр
8 Швидкості переміщення поршнів
Знайдемо швидкості переміщення поршнів при витраті Q:
де [pic]– площа поршня.
ОПИСАННЯ КОНСТРУКЦ ЕЛЕМЕНТВ ГДРОСХЕМИ
Насос перетворює енергію рушення ведучої ланки (вала) в енергію потоку
масла за рахунок зміни об'єму робочих камер герметично відділених один від
одного. Самовсмоктуючі насоси створюють вакуум в камерах об'єм яких
збільшується внаслідок чого масло всмоктується з бака і одночасно
витісняють масло з камер об'єм яких меншає; несамевсмоктуючі насоси
реалізовують лише останню функцію
Робочий комплект насоса (рис. 3.1 а) що складається з ротора 1 із
пластинами 3 статора 4 зовнішнього кільця 5 переднього 18 і заднього 15
розподільних дисків встановлений у з'єднаних між собою гвинтами корпусі 14
і кришці 19 і скріплений гвинтами 7. Шийки ротора спираються на підшипники
ковзання виконані в розподільних дисках. Ротор шліцами зв'язаний із
приводним валом 22 що спирається на шарикопідшипники 20 і 29. У передньому
диску виконані пази 24 і 17 для усмоктування і нагнітання мастила а також
пази 16 і 25 для з'єднання звернених до центра ротора торцевих поверхонь
пластин з напірної (на ділянці нагнітання) або усмоктувальної (на ділянці
усмоктування) лініями. Задній диск має зв'язану з напірною лінією кільцеву
камеру 26 обмежену шайбою 28 і кільцями 27.
При обертанні ротора робочий комплект стискується тиском мастила в
камері 26 а пластини під дією відцентрової сили і тиску мастила (на
ділянці нагнітання) притискаються до розташованого ексцентрично внутрішній
поверхні статора причому обсяги робочих камер обмежених двома сусідніми
пластинами ротором статором і розподільними дисками змінюються:
збільшуються при русі камери нижче осі I-I і зменшуються в процесі її руху
вище цієї осі. Пази 24 і 17 виконані таким чином що при збільшенні обсягів
камер останні постійно зв'язані з усмоктувальною лінією а при зменшенні —
з напірної. Тиск мастила в зоні нагнітання створює зусилля що діє на ротор
зверху вниз (сприймається підшипниками ковзання) і на статор — знизу нагору
(сприймається опорою 6). Завдяки тому що пази 24 і 17 виконані
несиметрично щодо осі I-I (повернені на деякий кут а в напрямку
обертання) зусилля що діє на статор відхиляється від вертикалі тобто
з'являється деяка складова R цього зусилля що прагне зрушити статор що
спирається на нерухому 30 і рухливу 6 опори вправо переборюючи зусилля
пружини 10 регулятора тиску. Останній містить також корпус 8 штовхач 9
підп'ятник 11 регулювальний гвинт 12 і гайку 13. Найбільший ексцентриситет
обмежується упором 2. Зовнішні витоки виключаються манжетою 21; витоку з
корпуса приділяються через дренажний отвір 23. Характеристики насосів
приведені на рис. 1.3. При збільшенні тиску р (а) подача насоса Q повільно
знижується в зв'язку з ростом внутрішніх витоків (Qном — номінальна
подача). Коли тиск досягає величини p1 зусилля R переборює опір пружини і
при подальшому росту тиску подача Q різко зменшується практично до нуля
тобто до величини витоків у гідросистемі при тиску р2. Зміна статичних
характеристик може бути забезпечено заміною пружин (б) або регулюванням
упора обмеження ексцентриситету (в). При різкій зміні витрати
мастила що надходить у гідросистему і високої твердості напірної
лінії можливі значні коливання тиску в перехідних режимах. На рис. 3.2 г
приведена осциллограмма зміни тиску в напірній лінії що складається зі
сталевого трубопроводу діаметром 20 мм довжиною 150 мм між насосом і
замикаючим розподільником і двох відводів мідними трубками 6x08 мм
довжиною по 150 мм до датчика тиску і манометрові що при осцилографуванні
закривався вентилем. При зміні витрати що від номінальної подачі насоса Г12-
АМ до нуля (крапка А) і від нуля до Qном (крапка Б) за час 002 с за
допомогою розподільника з ручним керуванням на виході з якого встановлений
гідромотор Г15-23 у гідросистемі з'являються піки тиску
Рис. 3.1. Конструкція пластинчастих регульованих насосів типів Г12-5М (а) і
Рис. 3.2. Характеристики пластинчастих регульованих насосів типу Г12-5М:
а б в — статичні; г — осциллограмма перехідного процесу
Рис. 3.3. Схеми включення пластинчастих регульованих насосів типів 2Г12-
АМ (а) і ДГ12-5 (б-г): ДУ 1 і ДУ 2 — див. рис. 1.2 б
За значенням тиску pH = 4 МПа що повинен створювати насос вибираємо
насос 2Г12-55АМ [2].
Його основні показники:
- тиск на виході з насосу МПа
- робочий об’єм см3 80
- потужність кВт 105
- номінальна подача лхв. 108
- час спрацювання регулятора с 025
- кількість циклів зміни подачі за хв. 25
- діапазон тисків регулятора МПа 25 – 4
- перепад тисків на дроселі МПа
- ресурс роботи 5000
- рівень звуку дБА 79
Визначимо потужність приводного двигуна:
Виберемо марку мастила ИГП-38 ТУ38 101413-78.
2 Вибір гідророзподільника.
Гідророзподільники призначені для зміни чи напрямку пуску і зупинки
потоку робочої рідини в двох чи більше лініях у залежності від наявності
зовнішнього керуючого впливу. Вони дозволяють реверсувати рух робочих
органів зупиняти робочі органи (трьохпозиційні розподільники) а також
виконувати інші операції відповідно до гідросхеми розподільника. Запірно-
регулюючий елемент виконується у виді золотника з осьовим рухом чи з
поворотним рухом крана (рис. 3.4). У положенні золотника розподільника ГР
показаному на рисунку основний потік робочої рідини Q з лінії нагнітання Р
по лінії А надходить у штокову порожнину гідродвигуна ГД а з поршневої
порожнини витісняється через лінію В і розподільник у зливну лінію Т. Після
переключення розподільника вправо (чи повороту ручки на 45°) напрямок
потоку реверсується у результаті чого змінюється напрямок руху робочого
органа. Трьохпозиційні розподільники мають додатково середню позицію у
якій можлива зупинка ГД.
Рис. 3.4 – Двохпозиційний гідророзподільник
Направляючі апарати повинні мати малі витоки незначні втрати тиску
при протіканні через них потоку робочої рідини мінімальні зусилля для
переміщення золотника (чи крана) а також можливість одержання
ненаголошеного реверса руху робочого органа при обмеженому часі
переключення. Переміщення золотника в корпусі можливо лише при наявності
діаметрального зазору ( між цими деталями по якому можливі витоки q
робочої рідини між порожнинами. Для зниження q необхідно зменшувати (
однак технологічно забезпечити ( 10 мкм важко; крім того при малих
зазорах знижується надійність роботи тому що деформації корпуса можуть
викликати заклинювання золотника. Для зниження витоків доцільно також
зменшувати діаметр d золотника і збільшувати довжину l пасків що
ущільнюють що приводить до небажаного збільшення втрат тиску і ходу
золотника. Таким чином конструктору приходиться вибирати розумний
Осьове зусилля необхідне для переміщення золотника залежить від
робочого тиску розмірів золотника а також правильності геометричної форми
золотника й отвору в корпусі. Тертя в золотниковій парі залежить від часу
перебування золотника в спокої під тиском. Установлено що після витримки
розподільника з золотником d = 25 мм що має два ущільнюючих паски l = 4 мм
під тиском 20 МПа протягом 1 год на стенді захищеному від вібрації
зусилля необхідне для травлення золотника перевищувало 500 Н. Після
витримки під тиском і відключення насоса зусилля залишалось приблизно таким
же. Тертя золотника при наявності робочого тиску виникає внаслідок
нерівномірного розподілу тиску в зазорі що створює неврівноважене
радіальне зусилля. Останнє діє лише на ті паски що ущільнюють по яких йде
витік робочої рідини викликаний перепадом тисків. Паски що мають
однаковий тиск по обидва боки радіальним зусиллям не навантажуються.
Однією з причин виникнення зусиль що защемляють що залишаються після
скидання тиску є засмічення радіального зазору забруднюючими частками що
знаходяться в робочій рідині. Найбільш простий спосіб зниження
неврівноважених радіальних зусиль — прорізі на пасках золотника що
ущільнюють розвантажувальних канавок шириною і глибиною 03 – 05 мм що
вирівнюють тиск у зазорі по колу.
Крім гідростатичних на золотник діють також осьові гідродинамічні
сили (Н) потоку робочої рідини
де Q – витрата робочої рідини через робочу крайку золотника лхв;
Δpк – перепад тисків на крайці МПа.
Гідродинамічні сили звичайно діють у напрямку закриття щілини. Для
розподільників застосовуваних у верстатобудуванні ці зусилля порівняно
невеликі і спеціальних засобів для їхнього зменшення як правило не
передбачається. Разом з тим у регулюючій апаратурі компенсація Р0 випадків
має велике значення.
При переключенні розподільників можливі гідравлічні удари в системі.
Для усунення ударів на робочих крайках золотника виконуються конічні фаски
чи дроселюючі прорізи що забезпечують досить плавну зміну тиску в
порожнинах гідродвигуна. Крім того у розподільниках з гідравлічним і
електрогідравлічним керуванням передбачається можливість регулювання
швидкості переміщення золотника (час реверса 005 – 3 с). Коли необхідно
висока швидкодія можуть застосовуватися розподільники з електрокеруванням
що спрацьовують за 001 – 002 с. Оскільки стискальне зусилля і хід
електромагніта обмежені безпосереднє електрокерування застосовується для
апаратів з Dy [p для великих типорозмірів застосовується
електрогідравлічне керування.
Розподільники мають п'ятикамерну чи трьохкамерну конструкцію корпуса.
В останньому випадку зливна лінія проходить через торцеві порожнини
золотника. За даними фірми Herion (ФРН) п'ятикамерна конструкція є кращою
оскільки в цьому випадку золотник краще центрується (зменшуються зношування
і небезпека заклинювання); ущільнення штовхальника електромагніта не
навантажені тиском а отже знижується сила тертя і знос; відсутні
обмеження на тиск у зливальній лінії; істотно знижуються діючі на золотник
гідродинамічні сили потоку робочої рідини виключаються гідравлічні удари
при переключенні і збільшується ресурс. Разом з тим у п'ятикамерній
конструкції потрібна дренажна лінія для відводу витоків з торцевих порожнин
Вибір двохпозиційного чотирьохлінійного гідророзподільника.
За заданим завданням потрібно вибрати електромагнітний двохпозиційний
гідророзподільник. За розрахунковою схемою вибираємо схему виконання
гідророзподільника: схема 64 [1ст.74таб.43]. Для даної функціональної
схеми (схема номер 64) по заданим величинам потоку QН = 07
лхв. і тиску pН = 4 МПа [2 ст.101] гідророзподільник типу: Р102.
Технічна характеристика гідророзподільника
Умовний прохід мм 10
Витрата мастила лхв:
гідравлічним і електрогідравлічним 05 – 20
Час включення хв. 10
Час спрацювання с 003 – 03
Параметри електромагніту:
робоча потужність Вт 57
пускова потужність Вт 500
потужність струму Вт 22
число включень в год. для струму 3600
Основні типи циліндрів застосовуваних у верстатних гідроприводах
показані на рис. 3.5. Корпус поршневого циліндра двосторонньої дії з
однобічним штоком (а) жорстко закріплений на станині верстата а шток
зв'язаний з робочим органом що рухається. Якщо в циліндр при прямому і
зворотному ході надходить однакова кількість мастила то при малому
діаметрі штока F1 F2 і 1 2 а при збільшенні діаметра штока
швидкість 2 збільшується в порівнянні з 1. Якщо потрібно забезпечити 1 =
може застосовуватися диференціальне включення циліндра коли F1 = 2F2.
У цьому випадку при русі вправо обидві порожнини циліндра з'єднуються з
напірною лінією а при русі вліво — штокова порожнина продовжує
з'єднуватися з напірною лінією а поршнева з'єднується зі зливальною лінією
Рис. 3.5. – Конструктивні схеми гідроциліндрів
При двосторонньому штоку (б) площі Р поршня однакові і 1 = 2.
Недоліки таких циліндрів — збільшена довжина і необхідність другого
ущільнення для штока. ноді буває зручніше закріпити шток на станині а
корпус циліндра зв'язати з органом що рухається (в г). У цих випадках
мастило в циліндрі підводиться через отвори в штоку однак потрібні
спеціальні отвори для випуску повітря з верхніх частин робочих порожнин
(при нормальній роботі заглушаються пробками). Для затискних і фіксуючих
механізмів широко застосовуються циліндри однобічної дії (д). Плунжерний
циліндр (е) здатний переміщати вертикально розташований робочий орган
тільки вгору; рух униз відбувається під дією сили ваги. За допомогою
декількох плунжерних циліндрів (ж) можна одержати рух в обидва боки.
Плунжерні циліндри простіше у виготовленні тому що відпадає необхідність у
трудомісткій обробці внутрішньої поверхні (дзеркала) циліндра.
Рис. 3.6. – Схеми гідроциліндрів
Силовий циліндр (гідроциліндр) є об'ємним гідродвигуном з
прямолінійним зворотно-поступальним рухом робочого органа (поршня або
плунжера) відносно корпусу. Гідроциліндри що застосовують у
верстатобудівництві підрозділяють: за напрямком дії робочої рідини - на
циліндри односторонньої дії у яких робочий рух вихідної ланки під дією
тиску рідини можливий тільки в одному напрямку а холостий хід здійснюється
за допомогою пружини або зовнішньої сили (рис. 3.6 а б є) і
двосторонньої дії у яких робочий хід здійснюється в двох взаємно
протилежних напрямках (рис. 3.6 в - е); за конструкцією робочої порожнини
- на поршневі (див. рис. 3.6 а в - є) і плунжерні (див. рис 3.6 б).
Основні параметри гідроциліндрів регламентує ГОСТ 6540-68 у
відповідності з яким установлені ряди номінальних тисків рном у порожнинах
від 25 до 63 МПа діаметрів D поршня - від 10 до 90 мм діаметрів d штока
- від 4 до 900 мм і хода поршня (плунжера) L - від 4 до 9500 мм.
Рис. 3.7 – Конструкція гідроциліндра з однобічним штоком
Гідроциліндри з однобічним штоком на рном = 63 МПа по ОСТ2 М21-1—73
(рис. 3.7) складаються з наступних основних деталей: гільзи 6 кришок 1 і
поршня 4 штока 10 розрізної гайки 2 гальмових втулок 3 і 5 фланців
півкілець 8 втулки 11 передньої опори 12 кришки 14 дроселів 15
зворотних клапанів 16 і гвинтів 17. Ущільнення поршня по діаметрі D
забезпечується за допомогою чавунних поршневих кілець а ущільнення штока
по діаметрі d — за допомогою шевронних ущільнень 13 натяг яких регулюється
шляхом зміни товщини пакета прокладок між кришками 14 і 9. Мастило в
циліндрі підводиться через отвори для випуску повітря в кришках 1 і 9
передбачені отвори що заглушаються пробками. У виконаннях з
гальмуванням втулки 3 і 5 наприкінці ходи входять у відповідні розточення
кришок 1 і 9 після чого зливши мастило з робочої порожнини можливий лише
через дросель 15 що регулює ефективність гальмування. Після
реверса руху мастила в робочу порожнину надходить через клапан
Для заданої гідросхеми вибираємо гідроциліндри мар-
Гідроємністю називають пристрій призначений для утримування в ньому
робочої рідини з метою використання її в процесі роботи гідроприводу. До
гидроемностей відносяться гідробаки і гідроакумулятори.
Гідробак – гідроємність призначена для живлення об'ємного
гідроприводу робочою рідиною. Гідробаки повинні також забезпечувати
охолодження робочої рідини видалення з неї повітря осадження забруднень і
температурну компенсацію зміни обсягу робочої рідини. Гідробаки можуть
знаходитися під атмосферним і під надлишковим тиском. Загальні технічні
вимоги до баків установлені ДСТ 16770-71.
Основні параметри гідробаків призначених для роботи під надлишковим
тиском - номінальна місткість максимальний тиск робочої рідини (підпору)
інтервали температур робочої рідини і навколишнього середовища. Баки
призначені для роботи під надлишковим тиском повинні піддаватися
гідравлічним іспитам на міцність спробним тиском.
Часто гідробаки входять до складу насосних установок будучи несущою
конструкцією. Для підвищення міцності корпуса і кришки передбачаються ребра
жорсткості що також збільшує і тепловіддачу.
При орієнтовних розрахунках стаціонарних гідроприводів з розімкненою
циркуляцією номінальну місткість бака приймають числено рівній 120-180
подачам насоса вираженим в дм3с або 2-3 подачам насоса вираженим в
Обираємо бак призначений для роботи під атмосферним тиском.
Розрахуємо об’єм гідробаку:
QБ = 2 3QН = 25QНроз = 25(41916 = 10479 л.
УДОСКОНАЛЕННЯ ЗАПРОПОНОВАНО ГДРОСХЕМИ З ПОГЛЯДУ НА ТЕХНОЛОГЧНЕ
Вдосконалення гідросхеми наведено на рис.4.1. Сутність його полягає в
тому що в гідроприводі додатково застосовуються фільтр тонкої очистки і
регульований дросель. Застосування регульованого дроселя в гідросистемі
забезпечує створення в зливній гідролінії гідропідсилювача протитиску який
забезпечує плавність руху поршня гідропідсилювача. Крім того змінюючи
площу відкриття робочого вікна дроселя (змінюючи протитиск в зливній лінії)
можна регулювати швидкість руху поршнів підйомного пристрою.
Рисунок 4.1 – Гідравлічна схема удосконалена
Курсова робота з дисципліни “Гідравліка та гідропневмопривод”
призначена для здобуття студентами практичних навичок і закріплення
теоретичних знань з розрахунку і проектування гідравлічних схем.
В результаті виконання курсової роботи була детально вивчена схема
гідравлічної системи гідравлічного підсилювача були розраховані основні
конструкційні параметри гідроприводу були запропоновані шляхи подальшого
розвитку і модернізації які б покращили роботу як окремих вузлів так і
Гидравлика гидромашины и гидроприводы: Учебник для машиностроительных
вузов Т.М. Башта С.С. Руднев Б.Б. Некрасов и др. – 2-е изд.
перераб. – М.: Машиностроение 1982. – 432 с. ил.
Свешников В.К. Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник. - 2-е
изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1988. – 512 с. ил.
Алексапольский Д.Я. Гидродинамические передачи. М.: Машгиз 1963. – 272
Башта Т.М. Объёмные насосы и гидросистемы. М.: Машиностроение 1974. –
Некрасов Б.Б. Беленков Ю.А. Насосы гидроприводы и гидропередачи. МАМИ
Машиностроительный гидропривод Л.А. Колдаков Г.А. Никитин В.Н.
Прокофьев и др.; Под ред. В.Н. Прокофьева. – М.: Машиностроение 1978. –
-29.ГПП.621.00.000.ПЗ

Перероб.doc

2 РОЗРАХУНОК ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРВ ГДРОСХЕМИ
Навантаження на штоки циліндрів F1=F2 = 12 кН;
діаметри: циліндрів D = 80 мм; штоків dш = 40 мм;
трубопроводів d1 = d2 = dт = 10 мм;
довжина трубопроводів
= 04 Ст; ( = 900 кгм3;
Характеристика насоса:
Згідно приведеного рис. 1.1.
2 Розрахунок гідросхеми:
2.1. Вибираємо подачу насоса
2.2. Число Рейнольда:
2.3. Коефіцієнт опору тертя:
2.4. Втрати напору на тертя по довжині трубопроводу:
2.5. Тиск в циліндрі:
2.6. Втрати напору по довжині трубопроводу:

Удосконалення.frw

Гiдроцилiндр.cdw

Складальне креслення
-29.КР.ГП.621.002.00 СК
Тиск зрушення і холостого ходу МПа не більше 06
Номінальний тиск МПа 4

граф 2.frw

A3.cdw

1. Тиск зрушення і холостого ходу МПа не більше 06
Номінальний тиск МПа 4
скович-Лотоцький Р.Д.
-29.КР.ГП.621.002.00 СК
Складальне креслення