Элементы управления и регулирования гидропневмосистем

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

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

1) Простота преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное;

2) Возможность отдалённого расположения исполнительных органов от систем управления ими;

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

4) Лёгкость управления динамическими характеристиками;

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

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

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

Объемные гидроприводы подразделяются по виду источника энергии на три типа:

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

1. Литературно-патентный обзор конструкции проектируемых устройств

Гидроаппараты трубного монтажа

Аппараты трубного монтажа имеют для подключения метрическую и коническую резьбу. Одним из таких аппаратов является гидроклапан давления Г54-3 по ТУ2-053-1628-83.

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

Рисунок 1 - Гидроклапан давления Г54-3 по ТУ2-053-1628-83 трубного монтажа

Гидроаппараты модульного монтажа

Аппараты модульного монтажа на рисунке 2 имеют две стыковые плоскости с одинаковыми координатами присоединительных отверстий, расположенных сверху и снизу корпуса. Это позволяет устанавливать различные аппараты один на другой, то есть в пакет, замыкаемый сверху распределителем, плитой связи или плитой-заглушкой. Пакет устанавливается на монтажной плите, которая имеет сверху отверстия для крепления пакета и подвода жидкости к нему, снизу - отверстия для подключения трубопроводов связывающих пакет с насосной установкой или гидродвигателем, и сбоку - сквозные горизонтальные каналы для соединения с другими плитами. В горизонтальном направлении монтажная плита может быть связана с крепежными, промежуточными или переходными плитами, а также с монтажными плитами других типов (в том числе для установки аппаратов стыкового присоединения).

При необходимости между плитами могут располагаться заглушки, перекрывающие отдельные горизонтальные каналы, а в случае, если эти каналы должны соединяться между собой, используются промежуточные плиты, имеющие поперечные отверстия между соответствующими горизонтальными каналами. Уплотнение соединений плит и аппаратов обеспечивается круглыми резиновыми кольцами, расположенными в уплотнительных плитах или цековках корпусов. Крепление пакетов к монтажной плите или плит между собой осуществляется сквозными стяжками.

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



Рисунок 2 - Модульный монтаж гидроаппаратуры

Гидроаппараты стыкового монтажа

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

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



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

Гидроаппараты встраиваемого монтажа

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

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

Рисунок 4 - Гидроуправляемый встраиваемый клапан МКГВ по ТУ2-053-1738-85

Гидроаппараты секционного монтажа

Широкое применение в гидроприводах строительных машин получают унифицированные секционные распределители. Они представляют собой набор секций различного назначения, объединенных в один распределитель. Каждый распределитель собирают из одной напорной, одной или нескольких рабочих и одной сливной секции. Секции между собой крепят стяжными болтами. Такие распределители выполняют с проточной разгрузкой насоса. Напорная секция Я имеет штуцер для присоединения трубопровода от насоса, предохранительный клапан прямого действия и обратный клапан, который служит для устранения воздействия на насос пиков давления при положительном перекрытии золотников.

Рисунок 5 - Гидрораспределитель секционный типа РЭ10 по ТУ У 29.1-00235814-044:2010

Гидрораспределительсекционный с электромагнитным управлением РЭ10 предназначен для изменения направления, пуска и останова потока рабочей жидкости в гидравлических системах стационарных и стабильных машин. Базовой деталью гидрораспределителя является корпус, в котором выполнены основные каналы Р - отверстие для ввода рабочей жидкости под давлением; А и В - отверстия для присоединения к потребителю; Т - отверстие для выхода рабочей жидкости в бак В центральном отверстии корпуса диаметром 16 мм расположен золотник. Золотник приводится в действие электромагнитами. Ход золотника равен 4 мм. При подаче напряжения на электромагнит происходит перемещение золотника из исходной позиции в одну из крайних, при этом отверстие для входа рабочей жидкости соединяется с другими отверстиями в соответствии со схемой распределения потока. При снятии напряжения золотник возвращается в исходную позицию пружинами. При включении левого магнита (со стороны отверстия А) золотник из исходной позиции переместится вправо (к отверстию В), соединяя отверстия Р с В и Т с А, при включении правого электромагнита (со стороны отверстия В) золотник из исходной позиции переместится влево, соединяя отверстия Р с А и Т с В.

Гидроаппараты щитового монтажа

Рисунок 6 - Клапанная стойка типа AVS (передняя сторона)

Рисунок 7 - Клапанная стойка (обратная сторона)

Клапанная стойка имеет примерно ту же конструкцию, что и передние панели. Приборы монтируются на передней стороне, а магистрали подключаются к сводным трубопроводам или потребителям с обратной стороны клапанной стойки. Используются аппараты как стыкового, так и трубного исполнения.

Обзор проектируемых аппаратов

Гидрораспределители ВЕХ 16 по ГОСТ 24679-81 В чугунном литом корпусе 1 выполнены каналы для подключения: основных линий (Р, Т, А, В), линий управления (Х- подвод; Y- слив) и дренажной линииL (только для исполнений с гидравлическим возвратом). В центральном отверстии диаметром 25 мм выполнены пять канавок (крайние - сливные объединены) и расположен золотник 2, перемещаемый давлением масла в его торцовых полостях или рукояткой. Возврат золотника в исходную позицию обеспечивается пружинами 3 или плунжером 10(гидравлический возврат).

В трехпозиционных распределителях с электрогидравлическим управлением устанавливается пилот 2 - распределитель для исполнений с пружинным возвратом или для исполнений с гидравлическим возвратом. В двухпозиционных распределителях с пружинным возвратом применяется пилот, а в распределителях без пружинного возврата - пилот . В последнем случае исходная и рабочая позиция пилота фиксируются включенным электромагнитом, а золотника2 - давлением управления, В распределителях без пружинного возврата с фиксацией используется пилот.

Напорная X и сливнаяYлинии управления могут подключаться независимо или объединяться с соответствующими основными линиями Р и Т. В последнем случае необходимо снять крышку 4, извлечь палец 6 и вновь поставить его на место, повернув для объединения сливных линий следует снять пилот, демонтировать пробку 7 (KV). а затем вновь установить пилот на место. Объединение линий слива не допускается, если давление в линии Т больше 6 МПа; в трехпозиционных распределителях с гидравлическим возвратом объединение также не допускается. Когда напорные линии Р и X объединены, для исполнений по гидросхемам 14, 54, 64, 64А, 104, 124, 574 и 574Д в канал Р необходимо установить подпорный клапан 5, создающий в напорной линии управления давление0,45 МПа (при рабочем давлении > 25 МПаподпорный клапан должен открываться придавлений 0,7 МПа), Для схем 124. 574 и 574Дпри расходах менее 160 л/мин клапан можно неустанавливать. В подводное отверстие пилотаможет устанавливаться диафрагма (диаметром0_:8; 1 или 1,2 мм) для некоторою увеличениявремени срабатывания распределителя.

При необходимости ход основного золотника может быть ограничен упором Н (с целью дросселирования потока). Для регулирования времени срабатывания распределителей с гидравлическим или электрогидравлическим управлением может устанавливаться дроссельная плита 12, причем в зависимости от ее положения (поворота вокруг продольной оси на 180°) возможно дросселирование патока управления на входе или на выходе из торцовых полостей основного золотника. В случаях, когда напорные линии Р и X объединены и давление в линии Р превышает 25 МПа, необходимо применять клапан соотношения давлений 13. В аппаратах с гидравлическим управлением сверху.

Рисунок 8 - Гидрораспределитель с электрогидравлическим управлением ВЕХ 16 (ГОСТ 24679-81)

Гидроклапаны давления Г54-3 поTУ2- 053-1628-83стыкового присоединения (рис.5.2) состоит из следующих основных деталей: корпуса 3. колпачка золотника 2, пружины 9, регулировочного винта 8 и втулки 7. Масло подводится к аппарату через отверстиеР и отводится через отверстие А. В исполнении, показанном на рис, 5.2, линия Р через канал 10 и малое отверстие (демпфер) соединяется с полостью, а полость 9 через канал 4-с отверстием А. Когда сила от давления масла на торец золотника в полости 1 преодолевает усилие пружины 6 (регулируется винтом 5) и силу от давления масла на противоположный торец золотника в полости 9, золотник перемещается вверх, соединяя линии РиА. Если линияАсоединенас баком, аппаратработает в режиме предохранительного клапана.

Рисунок 9 - клапан давления ПГ54-3* (ТУ 2-053-1628-83)

Дроссели серии ПГ 77-(12-14) используются для управления скоростью перемещения рабочих органов гидросистем станков и прочих гидравлических машин иогрегатов состоят из: корпуса 1, втулки 2, втулки-дросселя 3, винта 4, валика 6, лимба 8, контргайки 7, пробки 11, пружины 10, указателя оборотов 5, штифта 9 . (см. схему выше)

Работают гидродроссели на минеральных маслах, к которым предъявляются следующие требования: степень очистки - не грубее 13-го класса чистоты (ГОСТ 17216-71), номинальная тонкость фильтрации - 25 мкм, кинетическая вязкость - от 10 до 250 сСт, температура - от +10єС до +70єС. При температуре окружающей среды в пределах от 0єС до +40єС.

В зависимости от номинального расхода гидродроссели серии ПГ 77-1 могут исполняться по условному проходу (Ду) в следующих вариациях: ПГ 77-12 (Ду 10 мм) и ПГ 77-14 (Ду 20 мм).



Рисунок 10 - Принцип работы дросселей ПГ 77-12 и ПГ 77-14:

Масло из гидросистемы подводится к отверстию " ПОДВОД" проходит сквозь дросселирующую щель, образующуюся между фасонным отверстием во втулке 2 и торцом втулки-дросселя 3 (Вид Б), и отводится через выходное отверстие (Отвод) . Расход масла осуществляется путём регулирования ,за счёт изменения проходного сечения дросселирующей щели, что достигается путём осевого передвижения втулки-дросселя винтом либо пружиной. Винт приводится в движение от лимба через валик. Для полного осевого перемещения втулки-дросселя необходимо совершить четыре оборота лимба, что даёт возможность плавной регулировки расхода масла. По завершении очередного полного оборота лимба указатель оборотов, удерживающийся от самопроизвольного прокручивания шариковым пружинным фиксатором, посредством штифта смещается на четверть оборота. За счёт острых кромок по периметру дросселирующей щели практически исключается зависимость установленного расхода масла от его температуры. При этом за счёт треугольной формы проходного сечения опасность засорения при малых открытиях сводится к миниальным значениям.

Клапан давления может использоватся для поддержания заданной разности давлений в подводимом и отводимом потоках:

- регулируемый клапан разности давлений;

- переливной клапан;

- предохранительный клапан;

также может использоватся для пропускания потока масла после достижения заданного давления:

- регулируемый клапан последовательности.

Различные исполнения по функциональности достигаются путем установки/удаления пробок в корпусе клапана. В стандартной поставке клапан используется как предохранительный, для защиты гидравлической системы от превышения давления.

Редукционные клапаны КР типа Г54-32 служат для дросселирования потока рабочей жидкости с целью поддержания в отдельных участках гидросистемы установленного пониженного (редуцированного) давления по сравнению с давлением в напорной линии Р (или В). Аппарат состоит из корпуса 1,сервоклапана 2, гильзы 3, клапана 13, пружин 11 и 12,шариков б и 9, демпферов 4,7 и 10, пробки 16, регулировочного винта, крепежных и уплотнительных деталей. Из линии Р рабочая жидкость через отверстия в гильзе 3 и клапане 13 поступает в линию А редуцированного давления Ра. Из линии А управляющий поток (~ 1...1.5 л/мин) постоянно проходит в дренажную линию Yчерез демпфер 4 и канал 5 (параллельно - через демпфер 7, канал 8, обратный клапан с шариком 9 и демпфер 10), клапан 6, полость 14 и канал 15, поэтому давление Р1 в надклапанной полости определяется настройкой сервоклапана2.

При работе аппарата клапан 13 находится в равновесии под действием усилий от давления р^ и пружины 12 (сверху), а снизу - под действием давления р_А. Если по каким-либо причинам Ра увеличивается, клапан 13поднимается, прикрывая дросселирующие отверстия в гильзе 3, а если уменьшается - опускается, уменьшая дросселирование потока. Таким образом, давление Ра автоматически поддерживается на заданном уровне. Взамен пробки 16 может подключаться манометр для измерения Ра. Благодаря наличию постоянного потока утечки в линию Y, клапан способен поддерживать заданное значение Ра даже при нулевом расходе из линии А (работа на тупик). В ряде конструкций предусмотрена возможность соединения надклапанной полости со сливной линией через специальное отверстие X; при этом кпапан начинает работать в режиме разгрузки (р_А~ 0,1...0,3 МПа). Имеются исполнения с обратным клапаном, соединяющим линии А и Р; при этом возможен свободный поток рабочей жидкости в обратном направлении.

Рисунок 11

2. Предварительный расчет привода

2.1 Расчет гидролиний

Расчет гидролиний сводится к расчету диаметра труб или каналов; расчету потерь давления в гидролинии; расчету труб или каналов на прочность.

Диаметр труб и каналов гидролинии определяется экономически приемлемыми и технологически допустимыми скоростями рабочей жидкости. Средняя скорость рабочей жидкости с учетом рекомендации СЭВ ВС 3644-72, не должна превышать следующих величин:

- в напорнойгидролинии при давлении 17,5 МПа - 4 м/с;

- в напорнойгидролинии при давлении 17,5 МПа - 4 м/с;

- во всасывающейгидролинии - 1,6 м/с;

- в сливной гидролинии - 2 м/с;

- в гидролинии управления - 5 м/с.

Внутренний диаметр трубы или канала рассчитывается по формуле

,(1)

где - заданная величина расхода рабочей жидкости;

- расчетное значение диаметра.

При выборе внутреннего диаметра трубы следует учитывать, что величина диаметра должна соответствовать стандартизованному ряду, регламентированному действующими стандартами на выпускаемые промышленностью трубы (шланги) ,

где - стандартный диаметр, ближайший к расчетному.

Для напорной линии:

По ГОСТ 16516-80 принимаем для напорной линии d_р1=25 мм, d_{р 2}=32 мм

Для всасывающей линии:

По ГОСТ 16516-80 принимаем для всасывающей линии d_р =63 мм.

Для сливной линии:

По ГОСТ 16516-80 принимаем для сливной линии d_р1=d_р2 =40 мм,

d_робщ= 63мм.

По принятому диаметру определяем истинную среднюю скорость в напорном и сливном трубопроводах:

,(2)

Для напорной линии:

Для всасывающей линии:

Для сливной линии:

Минимальную допустимую толщину стенки трубопровода д определяют по рабочему давлению:

,(3)

где, у - допускаемое напряжение материала трубы на разрыв (МПа), для стали 45 у=190 МПа.

K - коэффициент запаса прочности, принимают равным 3.

Для напорной линии:

По ГОСТ 8734-75 принимаем наружный диаметр трубопровода d_н1=30 мм, d_н2=35 мм.

Для всасывающей линии:

По ГОСТ 8734-75 принимаем наружный диаметр трубопровода d_н=65 мм.

Для сливной линии:

По ГОСТ 8734-75 принимаем наружный диаметр трубопровода d_н1=42 мм, d_н1=65 мм.

2.2 Выбор насоса

Для правильного выбора типоразмера насоса необходимо обеспечение максимальных нагрузок и скоростей гидродвигателей.

Основными параметрами насоса являются: рабочий объём V_н, номинальное давление P_н.ном., частота вращения приводного вала n_н. Производными параметрами являются: подача рабочей жидкости Q_н, а также диапазон регулирования подачи (для регулируемого насоса К_рег.).

В качестве номинального давления P_.ном., развиваемого насосом, для предварительного расчёта используют заданное номинальное давление в гидросистеме P_ном.

Номинальной подачей насоса является расход рабочей жидкости гидродвигателя т.к. аппараты в схеме работают поочередно, то требуемой подачей насоса будет заданный по условию расход Q.

Требуемый рабочий объём насоса:

(4)

где ?_vн - объёмный КПД насоса; для предварительного расчёта принять равным 0,96;

n_н- частота вращения вала насоса, об/мин.

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

Рассчитаем требуемый рабочий объем насоса:

По рассчитанному рабочему объему и требуемому давлению (P=11МПа) подбираем носос. Выбираем пластинчатые насосы типа RexrotPVV4 - 1X/082RA15DMB и RexrotPVV4 - 1X/098RA15DMB([1],стр 14)параметры насосов записываем в таблицу 1

Таблица 1 - Параметры пластинчатых насосов

Рабочий объем V0,см3	Номинальное давление Pном, Мпа	Обороты nmin/ nmax, Об/мин
82	17,5	600-1800
98	17,5	600-1800

Определим действительную подачу насоса:

2.3 Выбор параметров гидродвигателя

Условием предварительного выбора гидродвигателей является обеспечение рабочими органами машины усилий и скоростей рабочего органа: вращающего момента M и частоты вращения nм - для гидромотора; усилия и скорости перемещения поршня v_п - для гидроцилиндра.

Основными параметрами гидродвигателей являются:

- гидромотора - рабочий объем V_м ;

- гидроцилиндра - диаметры цилиндра D и штока d_ш , и ход поршня S.

Подбор гидродвигателей будем проводить по известным расходу Q и давлению в системе P.

Подберем гидромотор при P=17,5Мпа, Q=141,12л/мин

Выбираем ([1], стр 133)пластинчатый гидромотор35М95А2-1С-20(ГОСТ 21229-75),параметры которого занесем в таблицу 2.

Таблица 2 - Параметры пластинчатогогидромотора35М95А2-1С-20(ГОСТ 21229-75)

Рабочий объем V0, см3	Номинальное давление Pном,МПа	Крутящий момент M, Н·м	Обороты nном/ nmax, об/мин
100,3	14	210	100/2800

Рассчитаем обороты гидромотора:

По тем же параметрам выбираем гидроцилиндр([1], стр153)ГЦО1 80Ч40Ч160 (ТУ 2-053-1625-82Е) параметры гидроцилиндра занесем в таблицу 3.

Таблица 3 - параметры гидроцилиндра Ц75Ч110-2(ТУ 2-053-1625-82Е)

Номинальное давление Pном, МПа	Скорость выдвижения vmax, м/с	Отношение диаметров D/d, мм/мм	Ход s, мм
16	0,5	80/40	160

Проверка:

Рассчитаем усилие на штоке гидроцилиндра:

Где P - давление в системе;

S - площадь поршня гидроцилиндра.

3.4 Выбор параметров распределителей

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

Распределители выбираем по давлению в системе (P) и расходу (Q), в соответствии с заданной схемой. Для схемы 44 выбираем ([2], стр8)ВЕХ16 44 Г24НЕТР, а для схемы 64 ([2], стр 8) ВЕХ16 64 Г24НЕТР (ГОСТ 24679-81), т.к. характеристики этих аппаратов одинаковы, то их характеристики занесем в таблицу 4.

Таблица 4 - Параметры гидрораспределителя ВЕХ16 74 Г24НЕТР (ГОСТ 24679-81)

Условный проход Dу	Давление P,(Pт) МПа	Расход Qном л/мин
16	25	160

Проверка:

Принимаем скорость для распределителей х=7 м/с

2.5 Выбор параметров предохранительного клапана

Предохранительный клапан выбираем по заданному давлению(P) и расходу(Q), в соответствии с заданной схемой из источника ([2], стр 156) принимаем клапан прямого действия ПГ54 - 34М (ТУ 2-053-1628-83), характеристики которого заносим в таблицу 5.

Таблица №6 - Характеристики предохранительного клапана ПГ54 - 34М по ТУ 2-053-1628-83

Условный проход, мм (dу)	20
Расход масла, л/мин (Q) максимальный номинальный минимальный	170 125 3
Номинальное давление, МПа (Pном)	20
Номинальный перепад давления	0,65
Внутренние утечки, см3/мин	140

Проверка:

Принимаем скорость для распределителей х=7 м/с

Принимаем клапана с условным проходом Dy=20мм

2.6 Выбор параметров редукционного клапана

Редукционный клапан выбираем по заданному давлению(P) и расходу(Q), в соответствии с заданной схемой из источника ([2], стр 156) принимаем клапан Г54-32 (ТУ 2-053-1628-83), характеристики которого заносим в таблицу 5.

Таблица №6 - Характеристики клапана Г54-32 ТУ 2-053-1628-83

Условный проход, мм (dу)	20
Расход масла, л/мин (Q) максимальный номинальный минимальный	160 125 3
Максимальное давление, МПа (Pmax)	20
Номинальный перепад давления	0,65
Внутренние утечки, см3/мин	140

Проверка:

Принимаем скорость для распределителей х=7 м/с

Принимаем клапан с условным проходом Dy=20мм

2.7 Выбор параметров дросселя

Дросселирующее устройство выбираем по заданному давлению(P) и расходу(Q), в соответствии с заданной схемой из источника ([2], стр 156) принимаем регулируемый дроссель ПГ77-14 (ТУ 2-053-1711-84) , характеристики которого заносим в таблицу 5.

Таблица №7 - Характеристики дросселя ПГ77-14 по ТУ 2-053-1711-84.

Условный проход, мм (dу)	20
Расход масла, л/мин (Q) номинальный максимальный минимальный	100 160 0,2
Утечки из дренажа, см3/мин	120
Номинальное давление, МПа (Pном)	20

2.8 Выбор параметров напорных фильтров

Фильтра напорные с электровизуальным или визуальным индикатором загрязненности типа ФГИ предназначены для очистки от механических примесей рабочих жидкостей в гидросистемах стационарных и мобильных машин. По заданному расходу (Q) и давлению (P), принимаем фильтр ФГИ-20/3-25К (ГОСТ 16026-80), параметры фильтра занесем в таблицу 6.

Таблица №8 - Характеристики напорного фильтра ФГИ-20/3-25К (ГОСТ 16026-80),.

Условный проход, мм	20
Номинальный расход, л/мин	200
Номинальная тонкость фильтрации, мкм	25
Номинальное давление, Мпа	32
Номинальный перепад давлений, МПа, не более	0,08

2.9 Выбор параметров манометра

Исходя из давления в системе подбираем манометры ([1], стр210) МО-11203 (ТУ 25.02.181071-78), параметры которого занесем в таблицу 7.

Таблица №9 - Характеристики манометра МО-11203 (ТУ 25.02.181071-78),

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

3. Расчет конструктивных особенностей гидроаппаратов

3.1 Расчет распределителей

Расчет проводится для гидрораспределителя ВЕХ16 (ГОСТ 24679-81)

Управляемый распределитель.

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

2. Рабочее проходное сечение гидрораспределителя определяется по формуле:

(5)

Определим диаметр золотника:

Принимаем диаметры золотников равными dз1=20 мм.

причем это сечение должно быть таким, чтобы скорость потока не превышала 5-6 м/с. Большее значение скорости соответствует большему давлению. Например, при давлении, равном 11 МПа, рекомендуется брать скорость, равную 5,5 м/с.

Пересчитываем скорости по принятым диаметрам

Пересчитываем рабочее проходное сечение гидрораспределителя

3. Сечение карманов, где происходит изменение направления потока, должно быть на 30-50% больше сечения рабочих окон.

(6)

Определим диаметр карманов:

Принимаем диаметр карманов равный 25 мм.

Большое распространение получили золотниковые гидрораспределители, у которых сечения рабочих окон выполнены по всей окружности гильзы. В этом случае сечение рабочего окна определяется по формуле:

(7)

Следовательно исходя из выражения (6.3) определяем - ход золотника:

(8)

d_з - проходное сечение аппарата (d_з12=20мм);

4. Диаметр шейки золотника d_зшвыбирается из соображения равенства сечения рабочего окна и сечения образованного проточкой золотника по следующему неравенству:

(9)

Кроме этого условия, диаметр шейки золотника должен обеспечить достаточную жесткость всего золотника, обеспечивается выполнением следующего условия:

(10)

Следовательно:

(11)

Условие не выполняется.

Для выполнения условия примем диаметр шейки золотника d_шз=12 мм.

Условие выполнено.

5. Наибольшая потребная площадь сечения рабочего окна определяется по выражению:

(12)

где -коэффициент расхода; =(0,75-0,8)

- плотность жидкости; =8500

- разность давлений в камерах. =11МПа

Проверка: должно выполнится следующее условие;

Условие выполнено.

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

(13)

где - удельный вес жидкости;

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

- средняя скорость течения жидкости в распределителе, превышающая скорость течения во внешних гидролиниях в 2 - 2,5 раза. В этом случае потери давления не превышают 1,5 % рабочего давления,

а уравнение максимальной площади сечения рабочего окна имеет вид:

(14)

7. При определении максимального расхода Q_max необходимо учитывать потери жидкости за счет утечек через строго концентрическую щель поток жидкости принимается ламинарным. Расчет утечек жидкости производится по формуле:

(15)

Где - динамическая вязкость();

- длина зазора;

- ширина зазора;

- плотность жидкости, (=850 кг/м³);

- кинематическая вязкость жидкости (=0,13010^-4 м²/с).

Рисунок 14 - расчетная схема золотника

Ширина зазора определяется в зависимости от квалитета на вал и отверстие g6/Н6 в свою очередь отклонение на квалитете g6 (-0,009 и -0,025), а на Н6 (+0,016 и 0). Следовательно максимальный зазор будет иметь величину равную сумме наибольших отклонений

Величина утечек, кроме того, изменяется с изменением перепада давления, и температуры жидкости. Оба эти фактора либо непосредственно влияют на величину утечек, либо на величину вязкости жидкости.

Для схем 64 и 44 потери жидкости увеличиваются в двое:

8. Суммарная сила, потребная для перемещения золотника, определяется выражением:

(16)

где R_x- гидродинамическая сила;

R_тр- силатрения;

R_п- сопротивление пружины.

Гидродинамическая сила может быть рассчитана по формуле:

(17)

где,-угол на золотник (=69)

Сила вязкого трения определяется по формуле:

(18)

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

(19)

где, с- жесткость пружины.

Диаметр проволоки пружины определяют по формуле:

(20)

Принимаем по ГОСТ 13766 - 86 d_п = 5 мм,D_пр=26мм.

(21)

Принимаем R_от =105Н

При выборе диаметра пружины D_прследует учитывать диаметр подводящего канала по следующей рекомендации:

(22)

Задавшись длиной пружины в свободном состоянии l_пр=30мм и приняв величину шага пружины i_пр=(2,0 - 2,5) d_n=2·3,5=7 мм, находят число рабочих витков Z=4. При этом необходимо учесть, что Z должно быть не менее 3-х.

Жесткость пружины определяют по формуле:

(23)

Где - модуль упругости (для пружинной стали 65Гсоставляет 8·10⁶ Н/см²).

9. Проверочный расчет пружины:

Определяем шаг пружины:

(24)

Проверка на не соприкосновение витков пружины при сжатии:

(25)

Предварительное сжатие пружины:

(26)

Управляющий распределитель (пилот управления).

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

2. Рабочее проходное сечение гидрораспределителяисходя из стандартного проходного сечения и заданной подаче имеет значение равное

Диаметр золотника:

причем это сечение должно быть таким, чтобы скорость потока не превышала 5-6 м/с. Большее значение скорости соответствует большему давлению. Например, при давлении, равном 17,5 МПа, рекомендуется брать скорость, равную 5,5 м/с.

3. Сечение карманов, где происходит изменение направления потока, должно быть на 30-50% больше сечения рабочих окон.

(27)

Определим диаметр карманов:

Принимаем диаметр карманов d_к=10 мм.

Большое распространение получили золотниковые гидрораспределители, у которых сечения рабочих окон выполнены по всей окружности гильзы. В этом случае сечение рабочего окна определяется по формуле:

где d_з - проходное сечение аппарата (принимаемd_з=8 мм);

(28)

Следовательно исходя из выражения (6.3) определяем - ход золотника:

(29)

4. Диаметр шейки золотника выбирается из соображения равенства сечения рабочего окна и сечения образованного проточкой золотника по следующему неравенству:

(30)

Принимаем d_шз=6 мм.

Условие выполняется.

Кроме этого условия, диаметр шейки золотника должен обеспечить достаточную жесткость всего золотника, обеспечивается выполнением следующего условия:

(31)

Следовательно:

(32)

Условие выполнено.

5. Наибольшая потребная площадь сечения рабочего окна определяется по выражению:

(33)

где - коэффициент расхода; =(0,75-0,8)

- плотность жидкости; =850

- разность давлений в камерах.

Проверка: должно выполниться следующее условие;

Условие выполнено.

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

(34)

где - объемный вес жидкости;

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

- средняя скорость течения жидкости в распределителе, превышающая скорость течения во внешних гидролиниях в 2 - 2,5 раза. В этом случае потери давления не превышают 1,5 % рабочего давления,

а уравнение максимальной площади сечения рабочего окна имеет вид:

(35)



7. При определении максимального расхода необходимо учитывать потери жидкости за счет утечек через строго концентрическую щель поток жидкости принимается ламинарным. Расчет утечек жидкости производится по формуле:

(36)

где -динамическая вязкость

- длина зазора;

- ширина зазора;

- плотность жидкости, (=870кг/м³);

- кинематическая вязкость жидкости ().

Ширина зазора определяется в зависимости от квалитета на вал и отверстие h4/Н3 в свою очередь отклонение на квалитете h4 (0 и -0,004), а на Н3 (+0,0025 и 0). Следовательно максимальный зазор будет иметь величину равную сумме наибольших отклонений

Величина утечек, кроме того, изменяется с изменением перепада давления, и температуры жидкости. Оба эти фактора либо непосредственно влияют на величину утечек, либо на величину вязкости жидкости.

Для схем 74 и 44 потери жидкости увеличиваются в двое:

8. Суммарная сила, потребная для перемещения золотника, определяется выражением:

(37)

где R_x - гидродинамическая сила;

R_тр-сила трения;

R_п-сопротивление пружины.

Гидродинамическая сила может быть рассчитана по формуле:

(38)

где - угол на золотнике (=69).

Сила вязкого трения определяется по формуле:

(39)

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

(40)

где с- жесткость пружины.

Диаметр проволоки пружины определяют по формуле:

(41)

Принимаем по ГОСТ 13766 - 86 d_п = 1мм, D_пр=12мм

(42)

Принимаем R_от =1 Н

При выборе диаметра пружины D_пр следует учитывать диаметр подводящего канала по следующей рекомендации:

(43)

Задавшись длиной пружины в свободном состоянии l_пр=10 мм и приняв величину шага пружины i_пр=(2,0 - 2,5) d_n=2·1=2 мм, находят число рабочих витков Z=5. При этом необходимо учесть, что Z должно быть не менее 3-х.

Жесткость пружины определяют по формуле:

(44)

где G- модуль упругости (для пружинной стали 65Гсоставляет 8·10⁶ Н/см²).

9. Проверочный расчет пружины:

Определяем шаг пружины:

(45)

Проверка на не соприкосновение витков пружины при сжатии:

(46)

Предварительное сжатие золотника

(47)

3.2 Расчет редукционного клапана КР

Расчет проводится для редукционного клапана прямого действия Г54 - 32 (ГОСТ 31294-2005)

Рабочее проходное сечение определяется по формуле:

(48)

Определим диаметр золотника:

Принимаем диаметр золотника d_з=20 мм.

Ход золотника будет зависеть от площади проходного сечения входных отверстий гильзы, примем шесть входных отверстий. Определим их площадь и диаметр:

Для обеспечения перекрытия диаметров входных отверстий, принимаем ход золотника h_з=7 мм.

Диаметр шейки золотника выбирается из соображения равенства сечения рабочего окна и сечения образованного проточкой золотника по следующему неравенству:

(49)

Принимаем d_шз=5 мм.

Диаметр шейки золотника должен обеспечить достаточную жесткость всего золотника, обеспечивается выполнением следующего условия:

(50)

Следовательно:

(51)

Условие не выполнено.

Для выполнения условия принимаем d_шз=12 мм.

Условие выполняется.

Усилие трения клапана при открытии определяется по формуле:

где v_щ - скорость перемещения стенки щели, м/с;

- величины зазоров,

l_i - длинна щелей;

b_i - ширина щелей.

Для выбранного клапана формула будет иметь следующий вид:

Ширина зазора определяется в зависимости от квалитета на вал и отверстие g6/Н6 в свою очередь отклонение на квалитете g6 (-0,009 и -0,025), а на Н6 (+0,016 и 0). Следовательно максимальный зазор будет иметь величину равную сумме наибольших отклонений

Примем д₁=д₂=д₃=0,01мм, l₁=l₂=50,24мм,l₃=94,2 мм, b₁=16мм, b₂=8мм, b₃=15мм.

Сила трения от неуравновешенного давления при коэффициенте f_тр может быть определена по формуле:

Определим усилие пружины исходя из равенства сил:

Диаметр проволоки пружины определяют по формуле:

(52)

Принимаем по ГОСТ 14963 - 78 d_п=2 мм.

При выборе диаметра пружины D_пр следует учитывать диаметр подводящего канала по следующей рекомендации:

(53)

Принимаем по ГОСТ 13768 - 86 D_пр=14 мм.

Задавшись длиной пружины в свободном состоянии l_пр=40 мм и приняв величину шага пружины i_пр=(2,0 - 2,5) d_n=4, находят число рабочих витков Z=10. При этом необходимо учесть, чтоZдолжно быть не менее 3-х.

Жесткость пружины определяют по формуле:

(54)

где G - модуль упругости (для пружинной стали 65Г составляет 8·10⁶Н/см²).

3. Проверочный расчет пружины:

Определяем шаг пружины:

(55)

Проверка на не соприкосновение витков пружины при сжатии:

(56)

Предварительное сжатие пружины

(57)

3.3 Расчет клапана предохранительногоКП1

Расчет проводится для предохранительного клапана прямого действия ПГ54 - 34М (ГОСТ 31294-2005)

Предохранительные и переливные гидроклапаны могут быть прямого и непрямого действия. В гидроклапане прямого действия величина открытия рабочего проходного сечения изменяется в результате непосредственного воздействия потока рабочей среды на запорно-регулирующий элемент. В гидроклапанах непрерывного действия величина открытия рабочего проходного сечения изменяется в результате воздействия потока рабочей среды на вспомогательный запорно-регулирующий элемент.

Выбор геометрических параметров основного клапана с переливным золотником проводят из условия , чтобы наибольшая скорость протекания жидкости через клапан не превышали значения 5 - 7 м/с. Скорость потока жидкости на входе клапана определяется:

Место для формулы.

Принимаем диаметр входного отверстия d_к = 20 мм.

Проверяем скорость потока жидкости

Скорость потока жидкости непосредственно в клапане находится из выражения:

где d_кл, d_ш.кл - диаметры клапана и шейки сответственно.

Предварительно примем d_кл=25 мм, d_ш.кл=12 мм.

Определяем высоту подъема золотника клапана из выражения:

С учетом перекрытия примем высоту подъема клапана равную 20 мм.

Усилие трения клапана при открытии определяется по формуле:

где v_щ - скорость перемещения стенки щели, м/с;

- велечины зазоров,

l_i - длинна щелей;

b_i - ширина щелей.

Для выбранного клапана формула будет иметь следующий вид:

Ширина зазора определяется в зависимости от квалитета на вал и отверстие g6/Н6в свою очередь отклонение на квалитете g6 (-0,009 и -0,025), а на Н6 (+0,016 и 0).Следовательно максимальный зазор будет иметь величину равную сумме наибольших отклонений =0,016+0,025=0,041 мм.

Примем д₁=д₂=д₃=0,0205мм, l₁=l₂=l₃=62.8 мм, b₁=8 мм, b₂=5 мм, b₃=10 мм.

Сила трения от неуравновешенного давления при коэффициенте f_тр может быть определена по формуле:



Усилие струи при максимальном расходе определяется:

Начальное усилие открытия клапана можно определить исходя из силы давления на запорный элемент Р_от и площади сечения запорного элемента в месте его контакта с седлом по формуле:

(58)

Диаметр проволоки пружины определяют по формуле:

(59)

Принимаем по ГОСТ 14963 - 78 d_п=8 мм.

При выборе диаметра пружины D_пр следует учитывать диаметр подводящего канала по следующей рекомендации:

(60)



Принимаем по ГОСТ 13768 - 86 D_пр=5 мм.

Задавшись длиной пружины в свободном состоянии l_пр=80 мм и приняв величину шага пружины i_пр=(2,0 - 2,5) d_n=12,5, находят число рабочих витков Z=6. При этом необходимо учесть, чтоZдолжно быть не менее 3-х.

Жесткость пружины определяют по формуле:

(61)

где G - модуль упругости (для пружинной стали 65Г составляет 8·10⁶Н/см²).

3. Проверочный расчет пружины:

Определяем шаг пружины:

(62)

Проверка на не соприкосновение витков пружины при сжатии:

(63)

Предварительное сжатие золотника:

(64)

Определяем осевое усилие

где с - жесткость пружины;

h - суммарная деформация пружины.

Суммарное осевое усилие действующее на клапан, будет равно:

Преодоление этого осевого усилия требует приложения соответствующего перепада давления:

где D_кл.п - диаметр поршня клапана.

Расчетное значение должно удовлетворять условию

Постоянные утечки через демпфирующее отверстие, площадь которого выполняется размером 1 мм², рассчитывается по формуле:



Утечки в переливном клапане из полости высокого давления в полость низкого давления составят:

Рассчитываем собственную частоту клапана:

где m_кл, и m_пр - масса клапана и пружины соответственно.

Определим длинну проволоки:

Определим массу проволоки:



где m₁ - масса 1 метра проволоки по ГОСТ 9398 - 75 m₁=0.1542 кг.

При расчете на быстродействие принимаются следующие допущения:

а) подача насосом жидкости в систему осуществляется равномерно;

б) срабатывание клапана происходит при полной остановке исполнительного механизма;

в) подьем давления в системе в момент открытия клапана осуществляется по линейному закону;

г) путь разгона и торможения, по отношению к основной величине открытия клапана, принебрежимо мал.

Очевидно, что пик давления будет иметь минимальное значение, если время , за которое происходит увеличение давления в системе, и время срабатывания клапана будут при условии: t₁?t₂. Время подъема насосом давления в системе может быть выражено формулой:

где V - объем жидкости в напорной части клапана;

в - сжимаемость жидкости в напорной части клапана;

Q_ср - средний расход сливаемой жидкости (Q_ср=0,5Q);

ДP - пиковое значение перепада давления, определяемое по формуле:

где F_кл - площадь поршня клапана;

k - коэффициент силы (0,125 - 0,25)

определим объем жидкости в напорной части:

где -длинна трубопровода напорной линии до клапана ();

Определим время срабатывания клапана :

Условие выполняется t₁>t_2.

Определим чувствительность клапана:

Расчет клапана предохранительного КП2

Расчет проводится для предохранительного клапана прямого действия ПГ54 - 32 (ГОСТ 31294-2005)

Предохранительные и переливные гидроклапаны могут быть прямого и непрямого действия. В гидроклапане прямого действия величина открытия рабочего проходного сечения изменяется в результате непосредственного воздействия потока рабочей среды на запорно-регулирующий элемент. В гидроклапанах непрерывного действия величина открытия рабочего проходного сечения изменяется в результате воздействия потока рабочей среды на вспомогательный запорно-регулирующий элемент.

Выбор геометрических параметров основного клапана с переливным золотником проводят из условия , чтобы наибольшая скорость протекания жидкости через клапан не превышали значения 5 - 7 м/с. Скорость потока жидкости на входе клапана определяется:



Принимаем диаметр входного отверстия dкл.вх=20 мм.

Проверяем скорость потока жидкости

Скорость потока жидкости непосредственно в клапане находится из выражения:

где d_кл, d_ш.кл - диаметры клапана и шейки соответственно.

Предварительно примем d_кл=25 мм, d_ш.кл=12 мм.

Определяем высоту подъема золотника клапана из выражения:

Где перепад давления принимается равным 0,4 МПа.

С учетом перекрытия примем высоту подъема клапана равную 6 мм.

Усилие трения клапана при открытии определяется по формуле:

где vщ - скорость перемещения стенки щели, м/с;

li - длинна щелей;

bi - ширина щелей.

Для выбранного клапана формула будет иметь следующий вид:

Ширина зазора определяется в зависимости от квалитета на вал и отверстие g6/Н6в свою очередь отклонение на квалитете g6 (-0,009 и -0,025), а на Н6 (+0,016 и 0).Следовательно максимальный зазор будет иметь величину равную сумме наибольших отклонений =0,016+0,025=0,041 мм.

Примем д₁=д₂=д₃=0,041мм, l₁=l₂=l₃=62.8 мм, b₁=8 мм, b₂=5 мм, b₃=10 мм.

Сила трения от неуравновешенного давления при коэффициенте f_тр может быть определена по формуле:

Усилие струи при максимальном расходе определяется:

Начальное усилие открытия клапана можно определить исходя из силы давления на запорный элемент Р_от и площади сечения запорного элемента в месте его контакта с седлом по формуле:

(58)

Диаметр проволоки пружины определяют по формуле:

(59)

Принимаем по ГОСТ 14963 - 78 d_п=6,5 мм.

При выборе диаметра пружины D_пр следует учитывать диаметр подводящего канала по следующей рекомендации:

(60)

Принимаем по ГОСТ 13768 - 86 D_пр=5 мм.

Задавшись длиной пружины в свободном состоянии l_пр=80 мм и приняв величину шага пружины i_пр=(2,0 - 2,5) d_n=13 находят число рабочих витков Z=6. При этом необходимо учесть, что Z должно быть не менее 3-х.

Жесткость пружины определяют по формуле:

(61)

где G - модуль упругости (для пружинной стали 65Г составляет 8·10⁶Н/см²).

3. Проверочный расчет пружины:

Определяем шаг пружины:

(62)

Проверка на не соприкосновение витков пружины при сжатии:

(63)



Предварительное сжатие золотника:

(64)

Определяем осевое усилие

где с - жесткость пружины;

h - сумарная деформация пружины.

Суммарное осевое усилие действующее на клапан, будет равно:

Преодоление этого осевого усилия требует приложения соответствующего перепада давления:

где Dкл.п - диаметр поршня клапана.

Расчетное значение должно удовлетворять условию

Условие выполняется.

Постоянные утечки через демфирующее отверстие, площадь которого выполняется размером 1 мм², рассчитывается по формуле:

Утечки в переливном клапане из полости высокого давления в полость низкого давления составят:

Рассчитываем собственную частоту клапана:

где m_кл, и m_пр - масса клапана и пружины соответственно.

Определим длину проволоки:

Определим массу проволоки:

где m1 - масса 1 метра проволоки по ГОСТ 9398 - 75 m1=0.1542 кг.

При расчете на быстродействие принимаются следующие допущения:

а) подача насосом жидкости в систему осуществляется равномерно;

б) срабатывание клапана происходит при полной остановке исполнительного механизма;