Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное Государственное Бюджетное Образовательное

Учреждение Высшего Образования

УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ГОРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Горно-механический факультет

Кафедра горных машин и комплексов

Курсовая работа

«Описание устройства и принципа действия горной машины и проведения расчета заданной гидравлической схемы привода»

Руководитель проекта: Суслов Н.М

Разработал студент Деревягин С.Н.

группы ТТП-17

Екатеринбург 2020



Оглавление

карьерный самосвал гидроцилиндр трубопровод

1. Назначение и область применения карьерного самосвала БелАЗ-7555В, его конструктивное исполнение

1.1 Назначение и область применения

1.2 Конструктивное исполнение карьерного самосвала БелАЗ-7555В

1.3 Опрокидывающий механизм БелАЗ-7555В. Принцип работы гидросистемы

• 2. Выбор гидродвигателей
• 2.1 Выбор гидроцилиндра
• 2.2 Выбор гидромотора
• 3. Выбор насоса
• 4. Выбор направляющей аппаратуры
• 5. Выбор регулирующей аппаратуры
• 6. Выбор фильтра
• 7. Выбор бака
• 8. Гидравлический расчет трубопроводов
• 8.1 Расчет всасывающего трубопровода
• 8.2 Расчет напорного трубопровода
• 8.3 Расчет сливного трубопровода
• 9. Расчет КПД гидросистемы
• 10. Расчет гидроцилиндра
• 10.1 Толщина стенки гидроцилиндра
• 10.2 Толщина задней крышки цилиндра
• 10.3 Расчет фланцев гидроцилиндра
• 10.4 Расчет крепления крышки при помощи болтов
• 10.5 Расчет гидроцилиндров на устойчивость
• 11. Тепловой расчет гидросистемы
• 12. Расчет механической и регулировочной характеристик привода
• 13. Список литературы

1. Назначение и область применения карьерного самосвала БелАЗ-7555В, его конструктивное исполнение

1.1 Назначение и область применения

Карьерные самосвалы (далее - самосвалы) БелАЗ-7555В, БелАЗ-7555Е и их модификации (рисунок 1), выпускаемые ОАО «БЕЛАЗ» - управляющая компания холдинга «БЕЛАЗ-ХОЛДИНГ».

Карьерный самосвал БелАЗ-7555В обладает грузоподъёмностью в 55 тонн. Его предназначение - перевозка масс грунта и руды при разработке разнообразных месторождений полезных ископаемых открытым способом, в глубоких карьерах. Может использоваться при сооружении крупных промышленных, дорожно-транспортных и гидротехнических объектов. Автомобиль адаптирован для работы на технологических дорогах, в самом широком спектре природно-климатических условий, в диапазоне температур от -50 до +50 градусов.

На шасси базового самосвала БелАЗ-7555B изготавливается самосвал, предназначенный для перевозки каменного угля и других сыпучих грузов с малой удельной плотностью (0,95-1,05 т/м³), отличающийся от базового самосвала платформой с высокими бортами, имеющей большую вместимость.

Карьерный самосвал БелАЗ-7555В представлен на рис.1



Рис. 1 Самосвал БелАЗ-7555В, БелАЗ-7555Е

Самосвалы изготавливаются в климатических исполнениях У1, УХЛ1, ХЛ1, Т1 по ГОСТ 15150. Вид климатического исполнения указывается в договоре на поставку.

Для повышения производительности самосвала рекомендуется его эксплуатация в комплексе с экскаваторами и погрузчиками имеющими вместимость ковша от 10,0 м³ до 12,5 м³. Высота падения груза на пол платформы не должна превышать 2,5 м, масса кусков вскрышных пород и полезных ископаемых не более 2500 кг.

1.2 Конструктивное исполнение карьерного самосвала БелАЗ-7555В

1.2.1 Рама и кузов

Рама грузовика - сварная, из особо прочной стали низколегированной марки. Коробчатого сечения и переменной высоты продольные лонжероны соединены между собой поперечинами. В местах максимальной нагрузки применены литые элементы. Вся конструкция рамы не является цельнолитого типа. При помощи сварки или болтовых соединений к её средней основе присоединяются остальные специальные секции.

В самой раме предусмотрены особые крепления для монтирования вспомогательного и основного оборудования. После произведения подробных расчётов правильности развесовки автомобиля, моторный щит был вынесен на 120 см вперёд. Кабина водителя БелАЗ-7555В вместе с моторным отсеком смонтирована в передней части, а кузов занимает 2/3 всей площади машины.

Кузов данного самосвала - специального карьерного (ковшового) типа. Кузов сваривается из отдельных составных частей, снабжён мощным защитным козырьком. Центр тяжести тщательно выверен и располагается таким образом, что переворачивание самосвала полностью исключается. Кузов снабжен системой обогрева снизу выхлопными газами, оборудован системой механического стопорения в поднятом положении и специальными камне-выталкивателями. Вместимость кузова БелАЗ-7555В составляет: вровень с бортами - 22,7 кубометров; с «шапкой» 2:1 - 33,3 кубометра; с надставными бортами - 35,5 кубометров и свыше того, до 50-ти кубических метров. Справа от грузовой платформы можно увидеть три сигнальных лампы. Они показывают степень загрузки кузова. Слева направо: белый свет говорит о резерве грузоподъёмности, жёлтый - об оптимальной норме, красный - о перегрузке.

1.2.2 Двигатель

Дизельный двигатель китайского производства, от корпорации Камминз - с системой электронного управления и центральной крыльчаткой системы охлаждения. Это обеспечивает оптимальную удельную мощность, скорость самосвала на подъёмах, а также топливную экономичность. Для облегчения запуска двигателя в условиях предельно низких температур карьерные самосвалы БелАЗ-7555В оборудуются предпусковыми подогревателями охлаждающей жидкости и дизтоплива для двигателя. Это делает легче его запуск и гарантирует стабильно устойчивую работу в суровых климатических условиях Крайнего Севера, Сибири и Дальнего Востока. Марка двигателя БелАЗ-7555В - Cummins KTTA 19-C. Это дизельный, четырёхтактный, с рядным расположением цилиндров, с непосредственным впрыском топлива, газотурбинным наддувом и охлаждением наддувочного воздуха мотор.

Он имеет следующие технические параметры: суммарная масса - 1 975 кг; максимальная мощность - 522 кВт; рабочий объем камеры сгорания - 19 000 см3; суммарное количество рабочих цилиндров - 6 шт.; цилиндры расположены в ряд; имеется турбонаддув (двойной). Количество цилиндров - 6. Рабочий объём цилиндров - 18,9 литров. Номинальная мощность (при 2100 об/мин) -522 кВт, или 710 лошадиных сил. Максимальный крутящий момент (при 1400 об/мин) - 2731 Нм. Диаметр цилиндра - 159 мм; ход поршня - 159 мм. Удельный расход топлива при номинальной мощности - 209 г/кВт ч. Минимальная устойчивая частота вращения коленчатого вала в режиме холостого хода - 750 об/мин. Максимальная частота вращения коленчатого вала в режиме холостого хода - 2325 об/мин. Очистка воздуха для мотора производится трёхступенчатым фильтром с активными элементами сухого типа.

Система смазки -- смешанная, выполненная по принципу «мокрого картера.

Система охлаждения -- жидкостная, с организацией принудительной циркуляции, и объединением с системой охлаждения гидромеханической трансмиссией. Охлаждение масла гидромеханической трансмиссии производится водомасляным теплообменником.

Система пуска -- электростартерная. Напряжение в системе электрооборудования составляет 24 Вольта.

1.2.3 Трансмиссия

БелАЗ-7555В оснащён гидромеханической передачей с шестью автоматическими ступенями переднего хода и одной ступенью заднего хода. Она позволяет выбирать самый оптимальный тягово-скоростной режим движения самосвала, для облегчения управления транспортным средством и обеспечения необходимой безопасности движения.

Гидромеханическая трансмиссия БелАЗ-7555В состоит из следующих основных составных частей: гидротрансформатор; четырёхвальная коробка передач с фрикционными муфтами; микропроцессорная система (для защиты от перегрузок и управления механизмами); система аварийного управления. Привод управления переключением передач - электрогидравлический. Тормоз-замедлитель - гидродинамический, лопастного типа. Комплексный четырёхколёсный гидротрансформатор с автоматической блокировкой способствует снижению динамических нагрузок в трансмиссии, обеспечивая стабильность и устойчивую работу двигателя при изменении этих нагрузок. Система автоматического управления ГМП (САУ ГМП) улучшает эксплуатационные характеристики карьерного самосвала, увеличивает ресурс и надёжность, за счёт поддержания оптимальных рабочих режимов.

1.2.4 Тормозное управление

Несмотря на то, что трансмиссия автоматическая, в кабине присутствуют три педали. Третья педаль - это не сцепление, а дополнительный тормоз. Хотя его можно назвать и основным. Стандартная дисковая тормозная система передних колёс (средняя педаль) используется преимущественно на ровной поверхности и при пустом кузове. Но когда в кузове БелАЗа груз - свыше 50-ти тонн и он едет с уклона, обычных тормозов будет недостаточно. Они не только до конца не остановят едущую с горы машину, но и трение колодок о диски может привести к пожару. Поэтому - крайняя левая педаль регулирует многодисковые маслоохлаждаемые тормоза задних колес. Поскольку тормозные диски находятся в охлаждаемом масле, они не перегреваются. Многодисковые тормозные механизмы увеличивают на 10…20% среднетехническую скорость при движении на уклонах за счёт повышенной эффективности ММОТ и принудительной системы охлаждения; повышают надёжность и безопасность движения.

Тормозная система БелАЗ-7555В соответствует международным нормам безопасности «СТБ ИСО 3450». Она оборудована рабочей, стояночной, вспомогательной и запасной тормозными системами. В рабочей системе-сухие однодисковые тормозные механизмы для передних и задних колёс.

Привод -- гидравлический, раздельный для колёс передних и задних. В стояночной системе- колодочный тормозной механизм, постоянно-замкнутого типа на ведущем валу главной передачи.

Привод -- пружинный, управление гидравлическое. Вспомогательная система - гидродинамический тормоз-замедлитель на ведущем валу коробки передач, с ускоренным временем срабатывания, управление - электрогидравлическое. В запасной системе использованы стояночный и исправный контуры рабочих тормозов.

1.2.5 Рулевое управление

Конструкция гидрообъёмного привода обеспечивает надёжность в эксплуатации рулевого управления и исключает обратную механическую связь. Рулевая колонка отличается возможностью регулирования по углу и высоте, небольшим усилием на рулевом колесе, эргономичным, травмобезопасным, удобным управлением, и гарантирует водителю достойный уровень комфорта. Высокая маневренность самосвалов БелАЗ-7555В поддерживается малым радиусом поворота в сочетании с их короткой колёсной базой. Управляемыми колёсами являются передние. Угол поворота управляемых колёс составляет 41 градус. Радиус поворота - 9 метров. Габаритный диаметр поворота составляет 20,5 метров. Рулевое управление БелАЗ-7555В соответствует требованиям международного стандарта ИСО-5010.



1.2.6 Подвеска и ходовая часть

Самосвал БелАЗ-7555В оборудован подвеской пневмогидравлического типа со встроенным гидравлическим амортизатором. В сочетании с зависимой системой направляющего аппарата это обеспечивает высокую плавность хода, производительность, техническую скорость, устойчивость от боковых кренов, долговечность узлов самосвала и комфортные условия для работы водителя. Зависимая для передней оси и ведущего моста, подвеска снабжена продольными рычагами, центральными шарнирами и поперечными штангами. По два пневмогидравлических цилиндра предусмотрено на каждую переднюю ось и задний мост (масло и азот). Ход поршня цилиндра составляет - переднего 300 мм; заднего - 270 мм.

БелАЗ-7555В оснащён задним ведущим мостом, который состоит из следующих основных составных частей: коническая одноступенчатая передача; конический дифференциал с четырьмя сателлитами; планетарные передачи колёсного типа с цилиндрическими прямозубыми шестернями; карданная передача.

Карданная передача состоит из карданных валов (открытого типа); подшипников (игольчатого типа); защитного ограждения; упругой муфты. Два карданных вала открытого типа с шарнирами на игольчатых подшипниках, соединяют гидромеханическую передачу с двигателем и ведущим мостом. Между передним карданным валом и дизелем установлена упругая муфта. Предусмотрено защитное ограждение переднего карданного вала.

Передаточные числа: главной передачи - 2,73; колёсной передачи - 7,62; общее ведущего моста - 20,8. Передняя ось - не ведущая, управляемая, коробчатого сечения. Колёса - бездисковые, с бортовыми, замочными и посадочными кольцами. Шины на БелАЗ-7555В установлены бескамерные, пневматические, с специальным карьерным рисунком протектора. Их размер 24.00R35, обозначение «24.00-35 HC42/24.00R35»; номинальное внутреннее давление - 0,65 МПа. С данными шинами используется обод, имеющий размера 17.00-35/3.5.

1.2.7 Гидравлическая система

Объединённая (для опрокидывающего механизма кузова, рулевого управления и привода тормозов) гидросистема БелАЗ-7555В построена на унифицированных элементах, обладает конструктивной простотой и минимальными потерями в мощности. Обеспечивает необходимое охлаждение масла без использования радиатора в конструкции. Основными рабочими частями гидравлического оборудования самосвала являются масляные насосы шестерёночного типа; а также гидроцилиндры, которые непосредственно осуществляют подъём кузова. Цилиндры подъёма грузовой платформы -- телескопические, двухступенчатые, с одной ступенью двойного действия. Марка насосов: НШ-100А3, или НШ-50М-4.

Система гидропривода имеет следующие временные рабочие параметры: подъём платформы до верхней точки происходит за 15 секунд; опускание платформы осуществляется за 14 секунд; максимально возможное давление в системе, создаваемое насосами, составляет 17 МПа; а максимальная производительность насосов, при 2100 об/мин- 342 дм3/мин. Степень фильтрации составляет 10 мкм.

1.3 Опрокидывающий механизм БелАЗ-7555В. Принцип работы гидросистемы

Опрокидывающий механизм - гидравлический, с электрогидравлическим управлением, обеспечивает подъем, опускание платформы и остановку ее в любом положении в процессе подъема или опускания. Опрокидывающий механизм состоит из двух телескопических гидравлических цилиндров Ц1 и Ц2 (рисунок 2), шестеренных насосов Н1 - Н3, панели управления ПУ, блока управления БУ, масляного бака и соединяющих их маслопроводов. Из гидравлической системы опрокидывающего механизма запитываются рабочей жидкостью гидравлические системы рулевого управления РУ и тормозов ТС.

Опрокидывающий механизм управляется из кабины электрическим переключателем, расположенным на консоли с органами управления.

Панель управления ПУ изменяет направление потока рабочей жидкости от насосов Н1 - Н3 гидросистемы к штоковым и поршневым полостям гидроцилиндров Ц1 и Ц2 или на слив в масляный бак в зависимости от положения золотника в гидрораспределителе Р2 панели управления ПУ.

Принципиальная гидравлическая схема опрокидывающего механизма представлена на рис. 2.

Рис. 2 Принципиальная гидравлическая схема опрокидывающего механизма

БУ - блок управления;

КП1, КП2 - предохранительные клапаны;

КР - редукционный клапан;

К1 - переливной клапан;

Н1, Н3 - насосы НШ50М-4;

Н2 - насос НШ100А-3;

ПУ - панель управления;

Р1 - распределитель подключения насоса рулевого управления;

Р2 - распределитель включения подъема (опускания) платформы;

Р3, Р4 - гидрораспределители с электромагнитным управлением;

Ф - фильтр;

Ц1, Ц2 - гидроцилиндры подъема (опускания) платформы;

РУ - рулевое управление;

ТС - тормозная система.

Редукционный клапан КР блока управления снижает давление рабочей жидкости, поступающей от насоса Н2 до 3+0,2 МПа и поддерживает его постоянным в гидросистеме управления опрокидывающего механизма.

Гидрораспределитель Р3 с электромагнитами обеспечивает управление подъемом или опусканием платформы и остановку ее в любом промежуточном положении.

Гидрораспределитель Р4 с электромагнитами обеспечивает "плавающее" положение гидроцилиндров Ц1 и Ц2, соединяя поршневые и штоковые полости со сливом при включении ступени гидромеханической передачи.

Предохранительный клапан КП1, отрегулированный на давление 17 МПа, защищает гидросистему при перегрузке платформы.

Предохранительный клапан КП2, отрегулированный на давление рабочей жидкости 8 МПа, защищает гидросистему от перегрузок при опускании платформы.

При включении ступени гидромеханической передачи на электромагнит гидрораспределителя Р4 подается ток. Золотник гидрораспределителя перемещается и соединяет за дроссельную полость переливного клапана К1 со сливной гидролинией. Давление за дросселем переливного клапана уменьшается, клапан открывается и соединяет поршневые полости гидроцилиндров со сливной гидролинией, что исключает подъем платформы при движении самосвала.

В нейтральном положении выключателя на панели приборов оба электромагнита гидрораспределителя Р3 блока управления БУ обесточены и его золотник находится в среднем положении, закрывая канал гидролинии от насоса Н2. Напорные гидролинии насосов Н1 и Н3 соединены со сливом в бак через масляный фильтр Ф. Рабочая жидкость от насоса Н2 поступает в гидросистему рулевого управления.

При установке выключателя на панели приборов в положение "Подъем" электромагнит перемещает золотник гидрораспределителя Р3 блока управления в крайнее левое (по рисунку) положение. При этом рабочая жидкость от насоса Н2 подается в левую (по рисунку) торцевую полость золотника гидрораспределителя Р2 и перемещает его в крайнее правое (по рисунку) положение. Одновременно перемещается в левое крайнее (по рисунку) положение золотник клапана подключения насоса Н2 рулевого управления к гидравлической системе опрокидывающего механизма. Поток рабочей жидкости от насосов Н1 - Н3 по гидролиниям поступает в поршневые полости гидроцилиндров Ц1 и Ц2, звенья которых раздвигаются и поднимают платформу. При этом штоковые полости гидроцилиндров соединяются гидрораспределителем Р2 со сливом в масляный бак через фильтр Ф.

При перегрузке гидросистемы в момент подъема платформы предохранительный клапан КП1 открывается и сообщает полость за дросселем клапана со сливной гидролинией. Перепад давления, возникший в результате расхода жидкости через дроссель, нарушает равновесие переливного клапана. Он открывается и сообщает поршневые полости гидроцилиндров со сливной гидролинией. Рабочая жидкость, подаваемая насосами, через гидрораспределитель Р2 и предохранительный клапан КП1 сливается в масляный бак.

При установке выключателя на панели приборов в положение "Опускание" золотник гидрораспределителя Р3 перемещается в крайнее правое (по рисунку) положение. Рабочая жидкость по гидролинии управления от насоса Н2 поступает в правую (по рисунку) торцевую полость золотника гидрораспределителя Р2 и перемещает его в крайне левое (по рисунку) положение. Поток рабочей жидкости от насосов Н1 и Н3 по гидролинии поступает в штоковые полости гидроцилиндров Ц1 и Ц2, звенья которых складываются, и платформа опускается. При этом поршневые полости гидроцилиндров соединяются гидрораспределителем Р2 со сливом в масляный бак через масляный фильтр Ф. После заполнения штоковых полостей гидроцилиндров Ц1 и Ц2 рабочая жидкость от насосов Н1 и Н3 через предохранительный клапан КП2 поступает в сливную гидролинию до момента выключения на панели приборов в положение "Опускание" платформы.

Исходные данные для расчета:

Для гидроцилиндра:

R= 6 кН;

V= 0,40 м/с;

Р = 12,5 МПа;

К_р = 0,5;

t_c = 20⁰ С;

Место установки дросселя - параллельно гидродигателю;

Схема распределителя -4.

Для гидромотора:

М_з= 12 Нм;

n = 100 об/мин;

К_м = 1,0.

2. Выбор гидродвигателей

В гидросхеме имеется два гидродвигателя - гидроцилиндр и гидромотор. Выбор их осуществляется последовательно.

2.1 Выбор гидроцилиндра

Выбор гидроцилиндра осуществляется по внутреннему диаметру, исходя из требуемой рабочей площади F_T, м² [2, c. 14]:

^, (1)

где R - усилие на штоке, кН;

p - заданное давление жидкости в гидросистеме, МПа;

k - коэффициент запаса по усилию (k = 1, когда дроссель).

Исходя из F_т, внутренний диаметр d_п определяется[2, c.15]:

, (2)

Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера [2, табл. 3]:

d_п=32 мм = 0,032 м.

По принятому значению d_п выбираю диаметр штока [2, c.15]:

, (3)

Диаметр округляется до стандартного ближайшего размера [2, табл. 3]:

d_Ш = 16 мм.

2.2 Выбор гидромотора

Выбор гидромотора осуществляется по требуемой мощности с учётом запаса по моменту. Заданная мощность гидромотора N_з, кВт определяется [2, c. 16]:

N_з=M·щ, (4)

М - заданное значение момента с учетом коэффициента запаса, Н·м;

где - угловая скорость, определяющаяся по формуле:

, (5)

;

Определим заданную мощность:

N_з = 12 · 104,7=1256,4 Вт = 1,3 кВт;

Исходя из полученных значений мощности, выбираю аксиально-поршневой гидромотор Г15-23 (справочник по гидроприводам горных машин [3, стр.166]) со следующими характеристиками:

1. Рабочий объем 35 см³/об;

2. Номинальное давление 4,9 МПа;

3. Пиковое давление 12,5 МПа;

4. Крутящий момент 24,5 Н·м;

5. Объемный КПД 0,98;

6. Полный КПД 0,85;

Частота вращения 16 об/с;



3. Выбор насоса

Основным параметром для выбора насоса является требуемая подача Q_т и заданное давление P.

Расход жидкости насоса Q_н, м³/с определяю как сумму расхода гидромотора и гидроцилиндра:

Q_н= Q_м+ Q_ц, (6)

где Q_ц - расход гидроцилиндра, м³/с;

Q_м -расход гидромотора, м³/с.

Расход гидроцилиндра Q_ц, м³/с определяю по формуле:

Q_ц= V₂(F_п- F_ш), (7)

где V₂ -заданная скорость перемещения выходного звена гидродвигателя (штока гидроцилиндра), м/с;

F_п - площадь поршня, м²;

F_ш - площадь штока, м².

Площадь поршня F_п, м² нахожу по формуле:

^, (8)

;

Площадь штока F_ш, м² нахожу по формуле:

^, (9)

;

Находим расход цилиндра:

Q_ц = 0,4·(0,000803-0,000201) = 0,0002408 м³/с = 14,45 л/мин.

При использовании гидромотора в качестве гидродвигателя его расход жидкости Q_м, м³/с определяют по формуле [2, с.16]:

Q_м = q_м·n, (10)

где q_м - рабочий объем принятого гидромотора, м³/об;

n - частота вращения вала гидромотора, об/с.

Q_м = 35·10^-6·16,7 = 0,0005845 м³/с = 35,07 л/мин;

Тогда, расход жидкости насоса Q_н, м³/с равен:

Q_н = 35,07+14,45 = 0,000825 м³/с = 49,52 л/мин;

По полученному значению требуемой подачи выбирается насос. Подача его должна быть на 5% больше требуемой для компенсации потерь:

Q_ф =1,05· Q_н, (11)

Q_ф =1,05·49,52 = 0,000867 м³/с = 52,02 л/мин.

По полученным данным выбираю насос НП-101, [3, стр.97] со следующим характеристиками:

1. Производительность - 0,8666 дм³/об;

2. Рабочий объем - 66,7 см³/об;

3. Номинальное давление - 10 Мпа;

4. Мощность - 20 кВт;

5. Объемный КПД - 0,92;

6. Полный КПД - 0,85.

Для данного типа насоса и заданной температуры среды применяем масло “Индустриальное 30” [3, стр.78] со следующими параметрами:

1. Кинематическая вязкость v = 30 мм²/с;

2. Температура застывания t = - 15⁰С;

3. Температура вспышки t = 180⁰С;

4. Плотность с = 900 кг/м³.



4. Выбор направляющей аппаратуры

Из распределительной аппаратуры выбираю реверсивный золотник Г72-34 [3, стр. 239] со следующими характеристиками:

1. Номинальный расход 1,17 дм³/с;

2. Номинальное давление 20 МПа;

3. Потери давления 0,3 МПа.



5. Выбор регулирующей аппаратуры

С целью предохранения гидравлической системы от недопустимых давлений и всей конструкции машины от перегрузок, параллельно напорной гидролинии устанавливают предохранительный клапан.

Выбираю предохранительный клапан Г52-2 типа БГ 52-24 [3, стр. 281] со следующими характеристиками:

1. Номинальный расход 1,05 дм³/с;

2. Номинальные давление 20 Мпа;

3. Потери давления 0,3Мпа.

Т.к. дроссель установлен параллельно гидродвигателю, то [2, с.18]:

Q_др = Q_ц, (12)

Q_др = Q_ц =14,45 л/мин = 0,0002408м³/мин ;

По известному расходу жидкости через дроссель определяем площадь расходного окна дросселя f_др, мм² [2, с.18]:

f_др= , (13)

где м - коэффициент расхода жидкости (м = 0.62);

U_др - параметр регулирования дросселя (U_др=1);

с - плотность жидкости (с = 900 );

?P_др - перепад давления в дросселе:

При параллельной установке дросселя ?P_др=Р_р=12,5 Мпа [2, с. 19]:

f_др= = 0,00000233м² = 0,0233·10²мм²;

Выбираю регулируемый дроссель типа Г77-31Б [2, стр. 20] со следующими характеристиками:

1. Номинальное давление P_др = 12,5 Мпа;

2. Номинальный расход Q_др= 3 л/мин;

3. Площадь расходного окна f_др= 0,038·10² мм²;

4. Потери давления ?P_др, =0,2 Па.



6. Выбор фильтра

Принимаю сетчатый фильтр типа 0,15 С42-24 [3, стр. 402] со следующими характеристиками:

1. Тонкость очистки 0,15 мм;

2. Условный проход 20 мм;

3. Пропускная способность 1,05 дм³/с;

4. Потери давления 0,1 МПа;

Т.к. пропускная способность фильтра составляет 1,16 расхода жидкости трубопровода, то устанавливаю один фильтр (рис.3).

Рис. 3 схема установки фильтра



7. Выбор бака

Объем бака выбирают по трехминутной производительности насоса. Т.к. подача насоса Q_ф = 52,02 л/мин, то выбираю бак с номинальным объемом V_ном = 63 л [3, стр.415].

Далее рассчитываем площадь поверхности теплоотдачи бака S_m. Принимаю бак формы куба, в котором занято 0,8 всего объема жидкости (рис.4). Тогда высоту жидкости обозначим b=0,8a.

Рис. 4 Бак

Сторону бака найдем из формулы объема:

V = a³ , (14)

Отсюда:

a=, (15)

a==3,98 дм;

b = 0,8a, (16)

b = 0,8·3,98 = 3,184 дм;

Площадь поверхности охлаждения граней куба S_охл, м² находим по формуле:

S_охл = b·a, (17)

S_охл =3,184·3,98 = 12,67 дм²;

Т.к. у нас четыре таких грани, то полученное число умножаем на четыре:

Q_{охл.4 гр} = 12,67·4 = 50,68 дм²;

Площадь поверхности охлаждения дна бака находим из формулы:

S_охл.д = a^2, (18)

S_охл.д = 3,98² = 15,84 дм²;

Площадь поверхности теплоотдачи крышки бака принимаем равной нулю, тогда полная площадь поверхности охлаждения бака равна:

S_m= S_{охл.4гр.} + S_охл = 50,68+15,84 = 66,52 дм².



8. Гидравлический расчет трубопроводов

Гидравлический расчет трубопроводов сводится к определению их геометрических параметров (длины трубопровода, внутренний диаметр), потерь энергии на трение при движении жидкости по трубопроводам и потерь на местных гидравлических сопротивлениях.

В расчетной схеме мы имеем один всасывающий, три напорных и три сливных трубопровода. Прежде чем перейти к расчетам трубопроводов, рассчитаем потери давления в гидроаппаратуре.

Рассчитаем потери давления в гидроаппаратуре по формуле, МПа [2, с. 24]:

(19)

Потери давления в клапане:

Потери давления в фильтре:

Потери давления в дросселе:

?p_др =0,2· 1² = 0,2 МПа.



8.1 Расчет всасывающего трубопровода

На рисунке 5 представлена схема всасывающего участка:

Рис. 5 схема всасывающего участка

Максимальный расход жидкости во всасывающей магистрали равен подаче насоса:

Q_вс= Q_ном, (20)

Q_вс= Q_ном = 0,000825 м³/с;

Расход жидкости трубопроводом связан с его внутренним диаметром и скоростью движения жидкости. Принимаю скорость во всасывающем трубопроводе V_ж.вс=1м/с [2, табл.5].

Рассчитаю внутренний диаметр трубопровода d_вc м, по формуле [2, с.22]:

d_вc =1,13, (21)

Внутренний диаметр всасывающего трубопровода равен:

d_вc =1,13

Внутренний диаметр трубопровода округляем до ближайшего большего стандартного значения, d_вc =33 мм, [3, стр.24].

Длина всасывающего участка определится по формуле:

L_вc =10·d_вc, (22)

L_вc =10·33 = 330мм = 0,33м;

Потери давления (гидравлические потери) складываются из потерь давления на преодоление сопротивления трубопроводов ?p_тр и местных сопротивлений ?p_м.с. (гидроаппаратов, присоединений, трубопроводов), МПа:[2, с. 25]:

?p = , (23)

Потери давления по длине трубопровода на каждом участке определяют по формуле, МПа [2, с. 22]:

, (24)

где L - длина участка трубопровода со скоростью жидкости V_ж, м/с;

d- внутренний диаметр трубопровода, м;

с- плотность жидкости, кг/м³;

л- коэффициент сопротивления рассматриваемого участка трубопровода.

Для определения коэффициента сопротивления л необходимо найти число Рейнольдса: [2, с. 23]:



, (25)

где ??- кинематическая вязкость жидкости, м²/с.

Для всасывающего трубопровода число Рейнольдса равно: [2, с. 23]:

;

Тогда, коэффициент сопротивления найдем по формуле: [2, с. 23]:

л = , (26)

Для всасывающей магистрали: [2, с. 23]:

л_вс = = 0,106;

Потери давления на преодоление сопротивления во всасывающем трубопроводе определяю:

= 744 Па = 0,000477МПа;

Потери давления на местных сопротивлениях найду по формуле, МПа: [2, с. 23]:

?p_м.с.=, (27)

где о - коэффициент i-го местного сопротивления;

i-номер местного сопротивления на схеме;

- средняя скорость жидкости на местном сопротивлении, м/с.

В точке 1 находится сужение (о=0,5), в точке 2- вход в большую емкость (о=1), (см. рис.5).

Тогда, суммарный коэффициент местного сопротивления для всасывающей магистрали:

;

Находим потери давления на местные сопротивления для всасывающего участка:

?p_м.с.вс.= 675 Па = 0,000675МПа.

8.2 Расчет напорного трубопровода

Напорная магистраль делится на три участка. На рисунке 6 представлена схема напорного участка от насоса до делителя потоков:

Рис. 6 напорная магистраль от насоса до делителя потоков

Расход жидкости напорной магистрали на участке от насоса до делителя потоков:

Q_нап(1) = Q_н, (28)

Q_нап(1) = Q_н= 0,000825 м³/с;

Принимаю скорость в напорной магистрали V_нап = 4 м/с [2, табл.5].

Определим внутренний диаметр напорной магистрали от насоса до делителя потоков:

d_нап(1) =1,13 = 0,016 м = 16 мм;

Внутренний диаметр трубопровода округляем до ближайшего большего стандартного значения, d_нап(1) =16 мм. [3, с. 24].

Длина напорного трубопровода (от насоса до делителя потоков):

L_нап(1) =100·d_нап(1), (29)

L_нап(1) =100·16 = 1600мм = 1,6м;

Для напорной магистрали (от насоса до делителя потоков) число Рейнольдса равно:

;

Коэффициент сопротивления для напорной магистрали равен:

л_нап(1) = = 0,069;

Потери давления на преодоление сопротивления в напорной магистрали от насоса до делителя потоков:

= 496800 Па = 0,04968 МПа;

В точке 1 видим сужение (о=0,5), в точке 2- тройник (о=0,55), в точках 3,4- поворот (о=0,5), в точках 5,6,7 - труба вдвинута в резервуар (о=0,8), (см. рис. 6).

Тогда, суммарный коэффициент местного сопротивления для напорной магистрали от насоса до распределителя:

;

Потери давления на местные сопротивления для напорного трубопровода от насоса до делителя потоков:

?p_{м.с.нап(1)} = 32040 Па = 0,03204 МПа.

На рисунке 7 представлена схема напорного трубопровода от делителя потоков до гидромотора:



Рис. 7 напорная магистраль от распределителя до гидромотора

Расход жидкости напорной магистрали на участке от делителя потоков до гтдромотора:

Q_нап(2) = Q_м, (30)

Q_нап(2) = Q_м= 0,000585 м³/с;

Принимаю скорость в напорной магистрали V_нап = 4 м/с [2, табл.5].

Внутренний диаметр напорного трубопровода при движении жидкости от делителя потоков до гидромотора:

d_нап(2) =1,13 = 0,014 м = 14 мм;

Внутренний диаметр трубопровода округляем до ближайшего большего стандартного значения, d_нап(2) = 14мм. [3, с. 24].

Длина напорного трубопровода (от делителя потоков до гидромотора):

L_нап(2) =50·d_нап(2), (31)

L_нап(2) =50·14 = 700мм = 0,7м;

Число Рейнольдса для напорной магистрали при движении жидкости от делителя потоков до гидромотора:

;

Коэффициент сопротивления для напорной магистрали равен:

л_нап(2) = = 0,075;

Потери давления на преодоление сопротивления при движении жидкости по напорной магистрали от делителя потоков до гидромотора:

= 27000 Па = 0,027 МПа;

В точке 1 труба вдвинута в резервуар (о=0,8), в точке 2,3,4-поворот (о=0,5), в точке 5-вход в большую ёмкость (о=1), (см. рис.7).

Тогда, общий коэффициент на местные сопротивления в напорной магистрали от распределителя до гидромотора:

;

Потери давления на местные сопротивления на втором участке напорной магистрали:

?p_{м.с.нап(2)} = 23760 Па = 0,02376 МПа.

На рисунке 8 изображена схема напорной магистрали от делителя потоков до гидроцилиндра:

Рис. 8 напорная магистраль от делителя потоков до гидроцилиндра

Расход жидкости напорной магистрали на участке от делителя потоков до гидроцилиндра:

Q_нап(3) = Q_ц, (32)

Q_нап(3) = Q_ц= 0,000241 м³/с;

Принимаю скорость в напорной магистрали V_нап = 4 м/с [2, табл. 5].

Внутренний диаметр напорной магистрали при движении жидкости от делителя потоков до гидроцилиндра:

d_нап(3) =1,13 = 0,009 м = 9 мм;

Внутренний диаметр трубопровода округляем до ближайшего большего стандартного значения, d_нап(3) = 9мм. [3, с. 24].

Длина напорного трубопровода (от делителя потоков до гидроцидиндра):

L_нап(3) =75·d_нап(3), (33)

L_нап(3) =75·9 = 675мм = 0,675м;

Число Рейнольдса для напорной магистрали при движении жидкости от делителя потоков до гидроцилиндра:

;

Коэффициент сопротивления для напорной магистрали равен:

л_нап(3) = = 0,0997;

Потери давления на преодоление сопротивления при движении жидкости по напорной магистрали от делителя потоков до гидроцилиндра:

= 53838 Па = 0,05384 МПа;

В точке 1- труба вдвинута в резервуар (о=0,8), точки 2,3,4,5-поворот (о=0,5), в точках 6,7-труба вдвинута в резервуар (о=0,8), в точках 8,10,11,12-поворот (о=0,5), 9-тройник (о=0,55), в точке 13- вход в большую ёмкость (о=1), (см. рис.8).

Найдем суммарный коэффициент местного сопротивления:

;

Тогда, потери давления на местном сопротивлении при движении жидкости по напорной магистрали от распределителя до гидроцилиндра определим по общей формуле, добавив потери давления в гидрозамке и дросселе:

?p_{м.с.нап(3)} = = 0,05724 + 0,2 + 0,0000002 = 0,25724 МПа.

8.3 Расчет сливного трубопровода

Сливная магистраль также делится на три участка. На рисунке 9 представлена схема сливной магистрали от гидромотора до тройника:

Рис. 9 схема сливной магистрали от гидромотора до тройника

Расход жидкости в сливной магистрали на участке от гидромотора до тройника:



Q_слив(1) = Q_м, (34)

Q_слив(1) = Q_м = 0,000585 м³/с;

Принимаю скорость в сливном трубопроводе V_слив = 2,5 м/с [2, табл.5].

Определим внутренний диаметр сливного трубопровода при движении жидкости от гидромотора до тройника:

d_слив(1) =1,13 = 0,017 м = 17 мм;

Внутренний диаметр трубопровода округляем до ближайшего большего стандартного значения, d_слив(1) =17мм. [3, с. 24].

Длина сливной магистрали (от гидромотора до тройника):

L_слив(1) =50·d_слив(1), (35)

L_слив(1) =50·17 = 850мм = 0,85м;

Число Рейнольдса для сливной магистрали при движении жидкости от гидромотора до тройника:

;

Коэффициент сопротивления для сливной магистрали:

л_слив(1) = = 0,089;

Потери давления на преодоление сопротивления при движении жидкости по сливной магистрали от гидромотора до тройника:

= 12515,625 Па = 0,01252 МПа;

В точке 1- сужение (о=0,5), в точках 2,3,4,5- поворот (о=0,5), в точке 6- тройник (о=0,55), (см.рис 9).

Найду суммарный коэффициент местного сопротивления:

;

Далее рассчитаю потери давления на местном сопротивлении при движении жидкости по сливной магистрали от гидромотора до тройника:

?p_{м.с.слив(1)} = = 8578,125 Па = 0,008578125 МПа.

На рисунке 10 представлена схема сливной магистрали от гидроцилиндра до тройника:

Рис. 10 схема сливного трубопровода на участке от гидроцилиндра до тройника

Расход жидкости сливной магистрали на участке от гидроцилидра до тройника:

Q_слив(2) = Q_ц, (36)

Q_слив(2) = Q_ц = 0,000241 м³/с;

Принимаю скорость в сливном трубопроводе V_слив = 2,5 м/с [2, табл.5].

Внутренний диаметр сливной магистрали на участке от гидроцилиндра до тройника:

d_слив(2) =1,13 = 0,011 м = 11 мм;

Внутренний диаметр трубопровода округляем до ближайшего большего стандартного значения, d_слив(1) =11мм. [3, с. 24].

Длина сливной магистрали (от гидроцилиндра до тройника):

L_слив(2) =100·d_слив(2), (37)

L_слив(2) =100·11 = 1100мм = 1,1м;

Число Рейнольдса для сливной магистрали при движении жидкости от гидроцилиндра до тройника:

;

Коэффициент сопротивления для сливной магистрали:

л_слив(2) = = 0,119;

Потери давления на преодоление сопротивления при движении жидкости по сливной магистрали от гидроцилиндра до тройника:

= 33468,75 Па = 0,03347 МПа;

В точке 1- сужение (о=0,5), в точках 2,3,4,6- поворот (о=0,5), в точке 5-тройник (о=0,55), в точке 7- труба вдвинута в резервуар (о=0,8), в точке 8- сужение (о=0,5), точка 9-тройник (о=0,55), (см. рис.10).

Суммарный коэффициент местного сопротивления:

;

Потери давления на местном сопротивлении в сливной магистрали от гидроцилиндра до тройника:

?p_{м.с.слив(2)} = = 0,01378+0,2+0,0000002 = 0,21378 МПа.

На рисунке 11 представлена схема сливной магистрали от тройника до бака:



Рис.11 участок сливной магистрали от тройника до бака

Расход жидкости сливной магистрали на участке от тройника до бака:

Q_слив(3) = Q_ц+ Q_м= Q_н, (38)

Q_слив(3) = Q_ц+ Q_м= Q_н = 0,000825 м³/с;

Принимаю скорость в сливном трубопроводе V_слив = 2,5 м/с [2, табл.5].

Внутренний диаметр сливной магистрали на участке от тройника до бака:

d_слив(3) =1,13 = 0,021 м = 21 мм;

Внутренний диаметр трубопровода округляем до ближайшего большего стандартного значения, d_слив(3) =21мм. [3, с. 24].

Длина сливной магистрали (от тройника до бака):



L_слив(3) =100·d_слив(3), (39)

L_слив(3) =100·21 = 2100мм = 2,1м;

Число Рейнольдса для сливной магистрали при движении жидкости от тройника до бака:

;

Коэффициент сопротивления для сливной магистрали:

л_слив(3) = = 0,078;

Потери давления на преодоление сопротивления при движении жидкости по сливной магистрали от гидроцилиндра до тройника:

= 21937,5 Па = 0,02194 МПа;

В точках 1,8,17-тройник (о=0,55), в точках 2,3,4,7,9,10,15,16,18,19-поворот (о=0,5), в точке 5- труба вдвинута внутрь резервуара (о=0,8), в точке 6- сужение (о=0,5), в точке 20- вход в большую емкость (о=1), (см. рис.11)

Суммарный коэффициент местного сопротивления равен:

;

Потери давления на местные сопростивления в сливной магистрали при движении жидкости от тройника до бака:

?p_{м.с.слив(3)} = = 0,020671875+0,0681= 0,088771875 МПа.

Общие потери ?p_т.р:

?p_т.р = 0,000477 + 0,04968 + 0,027 + 0,05384 + 0,01252 + 0,03347 +0,02194 = 0,198927 МПа;

Общие потери ?p_м.с.:

?p_м.с. = 0,000675 + 0,03204 + 0,02376 + 0,25724 + 0,008578125 + 0,21378 + 0,088771875 = 0,624845 МПа;

Общие потери равны:

?p = 0,198927 + 0,624845 = 823772 МПа.

Далее перейду к расчету усилия, создаваемого гидроцилиндром при рабочем ходе поршня [2, с. 24]:

R_ф = R + R_пд + R_п + R_ш + R_ин, (40)

где R - заданная полезная нагрузка, кН;

R_пд - сила противодавления, кН;

R_п - сопротивление уплотнения поршня, кН;

R_ш - сопротивление уплотнения штока, кН;
R_ин - сила инерции движущихся частей, Кн.

Сила противодавления определится по формуле, кН [2, с. 24]:

R_пд = p_пд·F_пд· 10³, (41)

где p_пд- противодавление, равное величине потерь давления в сливной гидролинии, МПа;

F_пд - площадь со стороны противодавления в силовом цилиндре, м²;

p_пд = ?p_слив = 0,01252 + 0,008578125 + 0,03347 + 0,21378 + 0,02194 + 0,088771875 = 0,37906 МПа;

Площадь противодавления в силовом цилиндре равна площади поршня:

F_пд = F_п = 0,000803 м²;

Находим силу противодавления:

R_пд = 0,37906·0,000803·10³ = 0,30439 кН

Усилия трения в уплотнениях определим по формуле для манжетных (рис.12) уплотнений для поршня и штока отдельно, кН [2, с. 26]:

R_п =µ·р·d_п·h·p·10³, (42)

R_ш =µ·р·d_ш·h·p·10³, (43)

где м - коэффициент трения (для резины 0,01);

d - уплотняемый диаметр, м;

h - высота активной части манжеты, м;

p - давление жидкости, МПа.

Рис. 12 Манжеты резиновые уплотнительные уменьшенного сечения для гидравлических устройств по МН 533 - 64

Высоту активной части манжеты выбираю изходя из диаметров поршня и штока, приведенных в таблице 1. [3, с. 398, таб. 194].

Таблица 1

Основные параметры манжеты

Уплотняемый элемент	Уплотняемый диаметр D, м.	Уплотняемый диаметр d, м.	Высота активной части манжеты h, м.	Толщина манжеты B, м.
Поршень	0,042	0,032	0,007	0,005
Шток	0,024	0,016	0,006	0,004

Рассчитываем значения усилий:

R_п = 0,01·3,14·0,032·0,007·12,5·10³ = 0,08792 кН;

R_ш = 0,01·3,14·0,016·0,006·12,5·10³ = 0,03768 кН;

Нахожу усилие, создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе поршня:

R_ф = 6 + 0,30439 + 0,08792 + 0,03768 + 0 = 6,4 кН;

Затем определю давление жидкости на выходе из насоса по формуле, МПа [2, с. 27]:



p_н = , (44)

где ?p_нап - потери давления в напорной магистрали, Мпа;

?p_нап = 0,04968 +0,03204 +0,027 +0,02376 +0,05384 +0,25724 = 0,44356 МПа;

R_ф - фактическое усилие на выходном звене, кН.

F_пр - площадь поршня расчётная,

F_пр = F_п - F_ш =0,000803 - 0,000201 = 0,000602;

p_н = МПа;

Давление настройки предохранительного клапана найду по формуле, МПа: [2, с. 27]:

p_кл = p_р + ?p_н.м + ?p_м + ?p_сл, (45)

где ?p_н.м - потери давления в напорной магистрали, МПа;

?p_м - потери давления на преодоление сил трения в гидромоторе, МПа.

Потери давления на преодоление сил трения в гидромоторе найду по формуле, МПа:

? p_м = ?p_ц + p(1- ?_мм), (46)

где ?_мм - механический КПД гидромотора;

?p_ц - потери давления в гидроцилиндре, МПа.

Потери давления в гидроциндре нахожу по формуле, МПа:

?p_ц = , (47)

?p_ц = 0,000156 МПа;

Механический КПД гидромотора рассчитаю по формуле:

?_мм = , (48)

где ?_общ - общий КПД гидромотора;

?_объем - объемный КПД гидромотора.

?_мм = = 0,867;

Нахожу потери давления на преодоление сил трения гидромотора:

? p_м = 0,000156 + 12,5·(1-0,867) = 0,000156 + 1,6625 = 1,662656 МПа;

Отсюда, давление настройки предохранительного клапана равно:

p_кл =12,5 + 0,44356 + 1,662656 + 0,37906 = 14,985276 МПа;

Скорость рабочего хода определю по формуле, м/с: [2, с. 27]:

V = , (49)

V = = 0,4 м/с.

Расхождение заданной и полученной скорости не превышает 10%.



9. Расчет КПД гидросистемы

Расчет КПД гидросистемы производится в следующей последовательности:

Определяю мощность, реализуемую на выходном звене гидропривода по формуле, кВт [2, с. 28]:

N_вых = R·V_р, (50)

N_вых = 6·0,4 = 2,4 кВт;

Определяю мощность, затрачиваемую на подачу жидкости насосом, кВт [2, с. 28]:

N_вх = , (51)

N_вх = = 14,5 кВт;

Определю КПД системы по формуле [2, с. 28]:

(52)

.



10. Расчет гидроцилиндра

10.1 Толщина стенки гидроцилиндра

В расчетной практике используется несколько различных формул для определения толщины стенки цилиндра, находящегося под действием внутреннего давления. Условно цилиндры разделяют на тонкостенные и толстостенные.

Тонкостенные цилиндры и трубопроводы рассчитывают по формуле, мм [2, с. 29]:

S = , (53)

где у_д - допускаемое напряжение материала (Ст. ЗОХГСА), МПа;

D- диаметр поршня, мм.

Допускаемое напряжение материала определю по формуле, МПа [2, с. 29]:

у_д = , (54)

где у_т - предел текучести стали ЗОХГСА, МПа;

n - запас прочности по пределу текучести (n>2).

у_д = = 117,5 МПа;

Рассчитаю толщину стенки цилиндра:

S = = 1,702 мм;

Диаметральная деформация рассчитывается по формуле, мм [2, с. 29]:

?D = , (55)

где Е - модуль упругости, МПа;

µ - коэффициент Пуассона (для Ст ЗОХСГА µ =0,3).

?D = = 0,009496·0,85 = 0,008071 мм.

Цилиндр тонкостенный, т.к. (S/D < 0,1).

10.2 Толщина задней крышки цилиндра

Толщина задней крышки цилиндра определяется по формуле, мм [2, с. 30]:

h = (56)

h = = 13,856·0,326164 = 4,5193 мм;

Напряжения в центре крышки определяются из выражения [2, с. 30]:

у = , (57)

где R - радиус крепления крышки;

р - разрушающее давление, МПа;

k - коэффициент, зависящий от отношения S/h;

S - толщина стенки цилиндра, мм;

S/h = 1,702/4,5193 = 0,37 = 0,5;

Принимаем k = 0,8 [2, с.30].



10.3 Расчет фланцев гидроцилиндра

По окружности фланцевого соединения действует создаваемое давлением жидкости усилие [2, с. 31]:

T = , (58)

где p - рабочее давление;

D - внутренний диаметр гидроцилиндра.

Усилие затяжки болтов фланца определится [2, с. 31]:

Т_з=k·T, (59)

где k - коэффициент, учитывающий ослабление затяжки вследствие внутреннего давления k = 1.25.

Т_з = 1.25 · 10048 = 12560Н;

При креплении крышек к фланцам на болтах диаметр болта определится [2, с. 36]:

, (60)

где d - внутренний диаметр резьбы;

T - усилие, действующее на крышку;

n - количество болтов, принимаю 4 болта по периметру;

C -поправка к расчетному диаметру (C3 мм).

10.4 Расчет крепления крышки при помощи болтов

Определим площадь крышки в м²:

F_кр = F_п, (61)

F_кр = F_п = 0,000803 м²;

Тогда, сила, отрывающая крышку в кН, определится по формуле:

F_отр.кр. = p·F_п, (62)

F_отр.кр. = 12,5·0,000803 = 0,01004Н = 10кН;

По периметру крышки распределяю болты в количестве четырех штук и нахожу силу, приходящуюся на один болт по формуле:

F_1болт = , (63) где n - количество болтов.

F_1болт = = 2,5 кН.

10.5 Расчет гидроцилиндров на устойчивость

Условие продольной устойчивости [2, с. 39]:

, (64)

где n₁ - запас устойчивости при действии на шток соответственно продольной расчетной силы Т_шт и Т_кр при испытании;

Т_кр- критическая сила для гидроцилиндра, в качестве корой принимают наименьшее значение эйлеровой силы Т_э и критической силы по строительным нормам Т_с;

[n₁] = минимально допустимый запас устойчивости, [n₁]=1.4.

Расчетная продольная сила, сжимающая шток определиться [2, с 45]:

Т_ш = , (65)

где p - расчетное давление в поршневой полости, равное давлению настройки предохранительного клапана, Па.

Т_ш = ;

Для гидроцилиндров эйлерова сила определяется [2, с 45]:

Т_э = , (66)

где k - коэффициент устойчивости [2, с. 61];

E_ш - модуль продольной упругости материала [2, с 65];

J_ш - осевой момент инерции площади поперечного сечения штока;

L - длина гидроцилиндра.

Для нахождения коэффициента k, необходимо вычислить коэффициенты µ и в[2, с 45].

в = L₁/L = 150/400 = 0,38;

, (67)

;

;

.

После определения коэффициентов выбираю по таблице значение k =2.364

Т_э = ;

Далее определяется гибкость гидроцилиндра[2, с. 41]

, (68)

где F_ш - площадь поперечного сечения штока.

;

Сила по строительным нормам[2, с. 41]: