Расчет механизма подъема стрелы. Курсовой проект

Чертёж 0.dwg

Техническая характеристика
Расход жидкости лмин
Скорость движения поршня ммин
Цилиндр гидравлический
Рабочая температура °C
В рабочей полости допускаются перегрузки не привышающие 50% номинального давления. 2. Механический КПД цилиндра должен быть не мение 0
3. Заднюю крышку приварить к гильзе после сборки. 4. При испытании не допускаются подтекания рабочей жидкости через уплотнения. 5. Царапины на рабочей поверхости не допускаются
ГОСТ 8713-70-Т5-A 5
Кольцо 80х85 МН5396-77
Кольцо защитное Ф4К20
Штуцер присоединительный
резьба RS3#4; ГОСТ6111-52
Гидросистема по коорденатам

Титульный.doc

Министерство образования и науки Украины
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту по курсу «Гидропневмоприводы»
Тема: «Расчет механизма подъема стрелы»

DEUTSCH.docx

Объемный гидропривод сегодня широко применяется в машиностроении и стал неотъемлемой составной частью современных мобильных машин и промышленного оборудования. На сегодняшний день машину без гидропривода встретить почти невозможно. За что же так ценят в современном мире гидропривод? Прежде всего гидропривод дает возможность бесступенчато регулировать скорость движения и частоту вращения. максимально использовать мощность повышать коэффициент использования улучшать эксплуатационные качества машины. Небольшая инерционность обеспечивает хорошие динамические свойства привода позволяет сократить время рабочего цикла и повысить производительность машины. Имеется возможность реализации больших передаточных чисел. Легкость и удобство управления рабочими органами которые характеризуются небольшими усилиями на рукоятках управления создают комфортные условия труда машиниста
Независимое расположение сборочных единиц гидропривода позволяет оптимально разместить их в машине. Надежно предохраняют от перегрузок приводного двигателя гидросистемы металлоконструкций и рабочих органов клапаны предохранительные переливные разгрузочные разности давлений тормозные и др. а также блоки клапанов. Пожалуй это наиболее важное свойство объемного гидропривода. Компоненты гидропривода компактны у них небольшая масса У объемного гидропривода есть и недостатки например его работоспособность и безотказность зависят от температуры окружающей среды точнее – от вязкости и других свойств рабочей жидкости.
Расчет основных параметров гидроцилиндра . .3
Расчет штока на устойчивость . .5
Проверяем тянущие и толкающие усилие. Выбор уплотнений .7
Описание гидравлической схемы механизма подъема стрелы ..9
Расчет потерь давления ..11
Расчет емкости бака .. .15
Расчет теплового режима ..16
Расчет сварного соединения ..18
Расчет резьбового соединения . ..19
Список литературы .20
Температура жидкости t=-15 40°C
Скорость поршня Vпоршня=21 ммин
Координаты насоса y=0; z=1.6
Координаты двигателя y=3.5; z=1.5
Координаты стрелового оборудования b=15a
Кривые грузоподъемности стрела 180 м:
– грузоподъемность на стреле 18м основной подъем; 5– грузоподъемность на стреле 18м дополнительный подъем;7– высота подъема крюка на стреле 18 м (основной подъём); 7– высота подъема крюка на стреле 18 м (дополнительный подъём).
Расчет основных параметров гидроцилиндра
Определяем рабочее усилие на штоке гидроцилиндра привода подъема стрелы. Из уравнения равновесия стрелы суммы моментов относительно точки
крепления её на раме т.А
При изменении угла наклона стрелы меняется и грузоподъемность. Измеряем плечи и подставляем значение в уравнение равновесия тем самым определяем максимальную нагрузку на шток. Угол наклона стрелы изменяется в пределах α=28 80° при Gстр=24кН.
Нагрузка на шток при α=28°
Остальные значения заносим в таблицу
Максимальное усилие на шток будет в крайнем верхнем положении и будет равно Fmax=1085 кН.
Задаемся рабочим давлением 20 МПа
Принимаем 2 цилиндра Fmax2=10852=5425 кН
Находим диаметр цилиндра по формуле:
Где Fmax – усилие действующие на шток кН.
P – рабочее давление МПа.
Принимаем диаметр цилиндра D=200 мм. ГОСТ 6540-68
Находим площадь цилиндра в поршневой полости:
Находим расход жидкости в поршневой полости:
Где - скорость движения поршня из исходных данных ммин.
Определяем толкающие усилие :
Где Sп- площадь поршня мм.
P- давление в поршневой полости МПа.
Определяем условный проход
Где - скорость жидкости при Р=20 МПа ;
Q- подача насоса лмин.
Принимаем по ГОСТ 16516-80 dу=20 мм.
Определяем толщину стенки цилиндра:
Где - максимальное давление МПа;
- расчетное сопротивление материала для стали 45;
m = 0.9 – коэф. условий работы;
D – диаметр цилиндра м.
Расчет штока на устойчивость
При действии давления шток работает на растяжение или на сжатие. Шток работающий на сжатие необходимо проверить на устойчивость при продольном изгибе а шток работающий на растяжение – на прочность по допускаемым напряжениям при растяжении.
Условие устойчивости штока:
Где φ – коэффициент снижения допускаемых напряжений;
Rm=2 МПа – R-расчетное сопротивление материала статическому разрушению m- коэф. условий работы.
Из условия устойчивости находим диаметр штока:
Принимаем диаметр штока ГОСТ 12447-80
Находим минимальный радиус инерции штока:
Где - главный момент инерции
Из выражения находим гибкость штока:
Выбираем коэффициент снижения допускаемых напряжений из таблицы для нашего случая это при
условие устойчивости выполняется.
Находим площадь поршня в штоковой полости:
Определяем тянущие усилие:
Проверка тянущего и толкающего усилий
Где P – давление в поршневой полости;
Pпр – противодавление в штоковой полости;
Fтр1 Fтр2 – силы трения возникающие в уплотнениях соответственно в поршне и штоке;
Где Dd – уплотнительные диаметры;
b – ширина уплотнительного пояса;
z – количество уплотнений;
- коэф. трения резины по чугуну в масле ;
R=0.22 Нмм2 – удельное трение в месте контакта.
Выбираем уплотнительный манжет между поршнем и цилиндром
0х200-15-2 ГОСТ 14896-84
Выбираем уплотнительный манжет между штоком и крышкой 1-150х180-1 ГОСТ 14896-84
Так как обеспечить зазор между поршнем и цилиндром не можем устанавливаем уплотнительное кольцо из полиамида ГОСТ 14896-84
Для уплотнения штока с поршнем устанавливаем уплотнительное кольцо прямоугольного сечения 80-87 по ГОСТу 5396-77.
Для уплотнения крышки с цилиндром используем уплотнительные кольца круглого сечения 230-245-85 ГОСТ 18829-73.
Описание гидравлической схемы механизма подъема стрелы
Р-«1» Жидкость под давление от насоса по трубопроводу Р подается в распределитель который включен в положение 1 дальше жидкость из распределителя по магистрали A подается в гидрозамок откуда и попадает в поршневую полость заполняя её жидкостью соответственно поршень поднимается вверх. В это же время жидкость из штоковой полости по магистрали В поступает через дроссель в распределитель откуда жидкость поступает в трубопровод Т и через обратный клапан К2 масло охладитель и фильтр в бак. Клапан К2 служет для поддержания жидкости в магистралях снимает нагрузку с маслоохладителя и фильтра.
Р-«2» Жидкость под давлением по магистрали Р поступает в распределитель который находится во 2 положении дальше из распределителя жидкость поступает в магистраль В тем самым попадая в штоковую полость минуя дроссель через обратный клапан. Одновременно с этим отрывается под давлением гидрозамок. Поршень начинает двигаться вниз выталкивая жидкость из поршневой полости. Из поршневой полости жидкость по магистрали А течет через гидрозамок в распределитель а затем в магистраль Т попадаяЧерез обратный клапан в маслоохладитель и в фильтр а затем в бак.
Выбор гидроаппаратуры :
Выбираем аксиально-поршневой насос 313.3.160 с рабочим объемом – V=160 см3 подачей – Qном=182лмин Рном=20МПа Рmax=35МПа N=66кВт.
Распределлитель ПГ 74-25 Dy=32мм Qном=160-320лмин полные потери давления Δр=043МПа.
Предохранительный клапан непрямого действия ГОСТ 21148-75 Dy=32мм Qном=250лмин Рном=10-20МПа
Фильт 40-10 М Q= 320 лмин Dy= 40 мм номинальная тонкость фильтрации – 10 мкм
Гидрозамок М-1 КУ 20320 – 2Dy= 20 мм Рном=32МПа Рmax=35МПа Q= 100лмин
Дроссель МПГ 55-53 2Dy= 32 мм Q= 025-160 лмин
Масло ИГп-38 ГОСТ- ТУ 38 101413-78 ρ=890 кгм3.
Расчет потерь давления
Суммарные потери в гидросистеме рассчитываются по формуле:
ΔРап – потери давления в аппаратах;
ΔРм – потери давления на переходных участках (местные потери).
Расчет потерь на прямых участках.
Число Рейнольдса для трубопровода диаметром 60 мм.
-при температуре +15С
Где Q=132л – подача на два идентичных двигателя (подъем стрелы) и Q=66л во все остальной системе для одного двигателя
d- условный проход трубопровода
-при температуре +60С
Число Рейнольдса для трубопровода диаметром 20 мм
-при температуре +10С
На всех участках системы жидкость будет протекать в ламинарном режиме при температуре 10 С (Re1600). и в турбулентном при температуре 60 С (Re>1600).
Потери на линейных участках трубопровода диаметром 32 мм.
Где L32- длина труб диаметром 32мм
Vж=45мс- скорость движения жидкости в трубопроводе ρ- вязкость рабочей жидкости dу- условный проход λ- коэффициент Дарсси.
Все трубы в системе гладкие потому расчеты коэффициента Дарсси ведем по формуле:
- для рукавов высокого давления
Где kt=0001 эквивалентная шероховатость
- для стальных труб при температуре +10С
- для стальных труб при температуре +60С
Потери для стальных труб диаметром 32мм при температуре +10С
Потери для стальных труб диаметром 32мм при температуре +60С
3 Потери в гибких рукавах
Потери в гибких рукавах высокого давления
Потери для гибких рукавов диаметром 20мм при температуре +10С
Потери для гибких рукавов диаметром 20мм при температуре +60С
4 Потери общие на прямых участках при положении распределителя Р1 в положении 1.
На участке нагнетания
6 Местные потери в гидросистеме
Где Z- коэффициент сопротивления
Z1-Z11 =0.2 – поворот жидкости на 90
Z12=06 – резкое расширение
Z13Z14=1 – сопротивление тройника
Z=06 – резкое сужение
Местные потери в магистралях при положении распределителя Р1 в положении 1.
7 Потери в гидравлических аппаратах.
Потери в гидравлических аппаратах определяются из их паспортных характеристик.
Потери в гидрораспределителе Δ= 043МПа
Потери в гидравлическом замке Δ= 03МПа
Потери в дросселе Δ= 02МПа
Потери в обратном клапане Δ= 015МПа
Потери в гидравлическом фильтре Δ= 012МПа
8 Общие потери давления в магистралях.
Проверочный расчет гидросистемы:
где Pн- рабочие давление гидросистемы МПа
- потери давления при нагнетании МПа
- площадь поршня мм2
- рабочие усилие действующие на стрелу Н
- сила трения в уплотнениях Н
- потери давления при сливе МПа
Проводим проверочный расчет гидросистемы при t=10°С
– при температуре 10°С условие выполняется.
- при температуре 60°С условие выполняется.
Необходимый объем жидкости равен:
-суммарный объем двигателей
- суммарный объем насосов Vн=112см2
- суммарный объем трубопровода
- суммарный объем аппаратов
- объем жидкости при расширении
- объем жидкости при сжатии
Суммарный объем двигателей равен:
Где Lх=2 м ход поршня
D- диаметр поршня см
Объем трубопровода будет равен:
где dy- диаметр условного прохода см
Lтр- общая длина трубопровода см
Вычислим начальный объем жидкости:
Суммарный объем жидкости:
Тогда объем бака будет:
Принимаем бак равный 94 литра
Принимаем прямоугольную форму бака: основание 10001000 Высота – 940мм
Расчет теплового режима
Для того чтобы гидросистема работала нормально необходимо чтобы требуемая поверхность теплообмена была меньше фактической поверхности
теплообмена. Если это условие выполнится значит система будет работать без перегрева.
Фактическая площадь охлаждения рабочей жидкости:
-площадь поверхности двигателя м2
- площадь поверхности трубопровода м2
- площадь поверхности аппаратов м2
- площадь поверхности бака м2
Площадь бака с учетом стенки
Где Lц – длина цилиндра м
R – радиус цилиндра с учетом стенки м
Где Lтр – длина трубопровода м
- радиус трубопровода с учетом толщины стенки
Требуемая поверхность теплообмена:
N – суммарная мощность развиваемая всеми механизмами
k – коэф. теплопередачи от рабочей жидкости в окружающий мир k=15 Втм2 оС;
Устанавливаем в систему теплообменник КМ-6-СК-1 у которого суммарная площадь теплопередающей поверхности тогда
Принимаем принудительный обдув теплообменника со скоростью обдува
тогда его площадь теплообмена будет:
где KT – коэффициент теплопередачи в условиях принудительного обдува
(KT =075в078 при в>5мс).
Фактическая площадь изменяется
- условие выполняется.
Расчет сварного соединения
Для соединения крышки с цилиндром используем стыковое соединение с прямым швом.
Допускаемая сила для соединения при растяжении:
где - допускаемое напряжение для сварного шва соответственно при растяжении МПа;
Для стали Сталь 45 приминяем электрод Э50А
- сила действующая на крышку цилиндра
- условие прочности шва обеспечивается.
Сварку проводим по ГОСТ 5264-80 тип сварки С17.
Расчет резьбового соединения
Напряжение возникает после приложения рабочей нагрузки.
В данном случае резьба работает на срез. Расчет резьбового соединения выполняется по формуле:
Где F - сила действующая вдоль оси Н
d1 – внутренний диаметр резьбы мм
- допустимое напряжение при срез МПа.
где - допустимое напряжение текучести МПа
Тогда получим выражение:
- условие выполняется. Принимаю наружную резьбу гайки М264x3
Вычисляю диаметр резьбы для штока:
Где - допустимое напряжение при сжатии.
Тогда Принимаю диаметр резьбы штока М60х2.
Где - толкающие усилие Н.
Для шток принимаю гайку Гайка М60х2 ГОСТ 11871-88.
Свешников В.К. Усов А.А. Станочные гидроприводы.
М.:Машиностроение 1988 – 512c.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.3.–
-е изд. перераб. и доп. – М. :Машиностроение 1980 – 557c. ил.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т.1.–
-е изд. перераб. и доп. – М. :Машиностроение 1979
Иванченко Ф.К. Бондарев В.С. Колесник Н.П.Барабанов Н.П. Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин: 2-е изд. перераб. и доп. –
Ткачев А.В. Конспект лекций по дисциплине “ Гидравлические и пневматические приводы машин ” – О:ОНПУ 2001 – 77с.