Материал: Элементы управления и регулирования гидропневмосистем

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

.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 δ определяют по рабочему давлению:

,(3)

где, σ - допускаемое напряжение материала трубы на разрыв (МПа), для стали 45 σ=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 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 ɳ_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 80×40×160 (ТУ 2-053-1625-82Е) параметры гидроцилиндра занесем в таблицу 3.

Таблица 3 - параметры гидроцилиндра Ц75×110-2(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.

.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 υ=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 υ=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 υ=7 м/с

Принимаем клапан с условным проходом Dy=20мм

.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

.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

.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

.1 Расчет распределителей

Расчет проводится для гидрораспределителя ВЕХ16 (ГОСТ 24679-81)

Управляемый распределитель.

. 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.

. 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);

. 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.

. 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)

. 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:

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).

. Проверочный расчет пружины:

Определяем шаг пружины:

(24)

Проверка на не соприкосновение витков пружины при сжатии:

(25)

Предварительное сжатие пружины:

(26)

Управляющий распределитель (пилот управления).

. 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.

. 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.

. 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.

. 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.

. 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)

. 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:

. 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).

. 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 δ₁=δ₂=δ₃=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).

. 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 δ₁=δ₂=δ₃=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).

. 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;

β - сжимаемость жидкости в напорной части клапана;

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

ΔP - 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.

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;- длинна щелей;- 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 δ₁=δ₂=δ₃=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).

. 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;

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

г) путь разгона и торможения, по отношению к основной величине открытия клапана, пренебрежимо 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;

β - сжимаемость жидкости в напорной части клапана;ср - средний расход сливаемой жидкости (Qср=0,5Q);

ΔP - 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 t_1>t_2.

Определим чувствительность клапана:

.4 Расчет дросселя

Расчет проводится для дросселя ПГ77-14 по ТУ 2-053-1711-84.

Определим потребную площадь проходного сечения дросселя:

где µ - коэффициент расхода;

ΔP - перепад давления на дросселе (ΔP=P_н-P_м=17,5-17=0,5 мм).

Принимаем проходное отверстие в виде равнобедренного треугольника. Определим размеры сечения, исходя из площади:

где b - основание треугольника;

h - высота треугольника.

Примем основание треугольника b=14 мм, тогда высота треугольника будет равна:

Принимаем h=12мм. Исходя из того что сечение перекрывается за четыре оборота, определим шаг резьбы:

где n=4 - количество оборотов лимба.

Определим перепад давления на дросселе по формуле и данные занесем в таблицу:

Расчет сопротивления регулятора потока можно вести, пренебрегая кривизной канала, по формулам для труб

,

где  - коэффициент гидравлического трения

- площадь открытия дросселя;

υ =15м/с - скорость движения масла в дросселе, при давлении Р=15 МПа, м/с.

Определяем диаметр дросселирующего отверстия

 м.

Принимаем d=14 мм.

Тогда ∆Р равно

,

Построим расходную характеристику, при изменении хода дросселирующего элемента, по формулам

;

.

По таблице 12 построим график зависимости n=f(Q)

Таблица №12

Расход дросселя Qл/мин	Кол-во оборотов лимба n	Площадь проходного сечения Sдрмм2	Перепад давления ΔP, МПа
0	0	0	0
4,95	1	5,625	0.33
19,8	2	22,5	1.3
44,5	3	50,625	3
141	4	82	17.5

Определяем расход дросселя по формуле:

Данные расчета занесем в таблицу.

Рисунок 16 - проходное сечение дросселя

Рисунок 17 - перепадно-расходная характеристика дросселя.

4. Уточненный расчет гидропривода

Исходными данными для проверочного расчета являются: параметры и технические характеристики выбранного оборудования, а также результаты предварительного расчета.

Перепад давлений на гидродвигателе при максимальной расчетной нагрузке:

для гидромотора:

(65)

для гидроцилиндра с поршневой рабочей полостью:

(66)

где, - гидромеханический КПД гидромотора;

- гидромеханический КПД гидроцилиндра, принимается равным .

Расход выходящий:

из гидромотора:

(106)

где  - объемный КПД гиромотора.

Из гидроцилиндра:

с поршневой рабочей полостью:

(67)

Потери давления в гидролиниях

Потери давления в гидролиниях зависят от режима течения жидкости, определяемого числом Рейнольдса:

(68)

где  - кинематический коэффициент вязкости жидкости.

Потери давления на трение при движении жидкости в трубопроводах определяется по формуле:

(69)

Где  - коэффициент гидравлического трения;

 - средняя скорость жидкости в трубопроводе;

 - плотность рабочей жидкости.

При ламинарном режиме течения жидкости в жёстких трубопроводах (Re< 2300):

При турбулентном течении жидкости в гидравлических гладких трубах (2300<Re< 10⁵):

Соединительные трубопроводы объёмных гидроприводов считаются гидравлически гладкими.

Суммарные гидравлические потери в гидроприводе состоят из потерь давления в трубопроводах, на местных гидравлических сопротивлениях и в гидроаппаратах:

С учётом суммарных гидравлических потерь в гидросистеме и перепада давлений на гидродвигателе или , определяют потребное давление насоса т.к. в системе аппараты работают поочередно, то для расчета номинального давления принимаем наибольший перепад давления в гидродвигателе:

Если полученное давление  не превышает номинального , то параметры , , и , считаются окончательными для данного расчётного случая. При потребном давлении насоса, большем максимально допустимого для выбранного насоса, следует применять другой насос, расcчитанный на более высокое давление, и уточнить проверочный расчёт.

Расчетное давление не превышает номинального давления насоса, следовательно насос подобран верно.

Усилия и скорости рабочих органов

Параметры выбранного насоса считаются приемлемыми, если они обеспечивают достижение заданных усилий и скоростей гидродвигателей при расчётных значениях потерь в гидросистеме.

Фактические максимальные усилия на рабочих органах:

для гидромоторов:

(70)

для гидроцилиндров:

с поршневой рабочей полостью:

(71)

где  и  - потери давления, соответственно, в напорной и сливной магистралях гидропривода.

Фактические максимальные скорости рабочих органов гидродвигателей:

для гидромоторов:

(72)

- для гидроцилиндров:

с поршневой рабочей полостью:

(73)

привод теплообменник гидроаппарат

5. Расчет мощности гидропривода

Полезную мощность привода определяют по фактическим максимальным нагрузкам и скоростям гидродвигателей:

для привода с гидромотором:

(74)

для привода с гидроцилиндром:

(75)

Затрачиваемая мощность привода насоса определяется по фактическим параметрам насоса Q_н и P_н:

(76)

где  - общий КПД насоса при расчётных значениях давления, расхода, вязкости рабочей жидкости и частоты вращения приводного вала; принимается по его теоретической характеристики.

Общий КПД гидропривода:

(77)

6. Тепловой расчёт гидропривода и выбор теплообменника

Вся энергия, затраченная на преодоление различного рода сопротивлений в гидроприводе, в конечном итоге превращается в теплоту, поглощаемую маслом, что вызывает его нагрев и нежелательное уменьшение вязкости.

Потери мощности в гидроприводе, переходящие в тепло:

(78)

Количество тепла , выделяемое в гидроприводе в единицу времени, эквивалентно теряемой мощности:

Приближенно считается, что полученная маслом теплота отводится в окружающую среду в основном через поверхность стенок гидробака. Если площадь стенок гидробака оказывается недостаточной, то устанавливается маслоохладитель.

Если масло охлаждается и в гидробаке и в кондиционере, то уравнение теплового баланса теплоотдачи записывается в виде:

(79)

где  - охлаждаемая поверхность гидробака;

 - площадь поверхности охлаждения кондиционера;

 - коэффициент теплопередачи от масла в гидробаке к окружающему воздуху;

 - коэффициент теплопередачи от масла к воздуху в кондиционере;

 - установившаяся максимальная рабочая температура масла (дана в задании к курсовой работе);

 - температура окружающего воздуха.

Площадь поверхности охлаждения гидробака (м²) связана с его объёмом (вместимостью)  (л) объем гидробак примем равным минутной подаче насоса следующим соотношением:

(80)

Требуемая для поддерживания заданного теплового режима гидропривода площадь поверхности кондиционера  равна:

(81)

Если в результате по формуле ≤0 (то есть установка кондиционера не требуется), то рассчитать установившуюся температуру масла в гидросистеме:

(82)

Выбираем теплообменник Г44 - 25 по ТУ2 - 053 - 1535 - 80

Таблица №10 - технические характеристики теплообменника Г44 - 25 по ТУ2 - 053 - 1535 - 80

Максимальное давление Pmax, МПа	Максимальный расход Qmax, л/мин	Мощность N, кВт
0,7	100	4,5

7. Описание спроектированного гидроблока управления и проектирование монтажной плиты

Проектирование гидравлической плиты производилось при непосредственной поддержки программного обеспечения (Компас - 3DV13) и ПК. Была спроектирована плита которая выполнена из цельного отрезного кубика металла. В ней рассверлены отверстия, по которым жидкость будет попадать в гидроаппаратуру. Так же в плите имеются так называемые технологические отверстия, предназначенные для соединения нескольких каналов между собой, которые в последующем заглушаются (закрываются наглухо). Сама же гидроаппаратура непосредственно крепиться к плите при помощи винтов. Соединение имеет штуцерные переходники, которые используются при переходе от трубы к гидравлической плите.

Вся гидроаппаратура располагается на двух перпендикулярных гранях плиты, последовательно, по направлению движения рабочей жидкости, в один ряд. С правой стороны крепятся 3 предохранительных клапана КП(ПГ 54 - 34М по ТУ 2 - 053 - 1628 - 83) за ним манометр М (МО - 11203 по ТУ 25.02.181071 - 78), следом дроссель Др (ПГ 77 - 14 по ТУ 2 - 053 - 1790 - 86), затем установлен редукционный клапан КР(Г - 54-32 по ТУ 2 - 053 - 1711 - 83). С другого боку крепятся гидрораспределители Р1 и Р2 (ГидрораспределительВЕХ 16 44 Г24 НЕТР), затем установлен гидрораспределитель Р3(ВЕХ 16 64 Г24 НЕТР), ними располагаются выходы для подключения напорного фильтра.

Гидравлические плиты вместе с гидравлической аппаратурой легко крепится и встраивается в любую систему, они могут находиться непосредственно в корпусе мобильной машины или станка в последнем случаи могут быть закреплены на полу.

8. Описание потерь в гидроаппаратах и гидроприводе в целом, описание схемы соединения

Потери в гидроаппаратах происходят по различным причинам. Данные причины наступают и зависят от условий работы. Наибольшие потери в гидроаапоратах происходят при малой вязкости рабочей жидкости и высоких давлений в гидросистеме. Так же на потери влияют методы соединение и объединения гидроаппаратов в группы и гидросхемы. Наибольшие потери имеют, обычное, соединение трубное или шланговое, меньшие потери же у систем стыкового расположения, крепления гидроаппаратов. Наилучшие показатели по уменьшению потерь имеет модульный способ установки гидроаппаратуры.

Потери мощности в гидросистеме составили 1.014 кВт от всей затраченной энергии а, следовательно потери энергии на тепло значительны.КПД привода составил 75.6 %, что указывает на достаточно хорошую работоспособность гидропривода.

Жидкость всасывается из бака и направляется к насосам по линии всасывания, которая делится на две ветви. Один насос работает на гидроматор, задавая ему вращательное движение. Другой же, работает на цилиндры, задавая им возвратно-поступательное движение. По каналам трубопровода рабочая жидкость поступает в гидравлическую плиту 1. После чего через определённый проме6жуток времени жидкость поступает в гидравлическую плиту 2. Где она проходит черезраспределители и регулятор расхода. После чего жидкость поступает непосредственно к исполнительным механизма. Истечение жидкости происходит так же черезраспределители и сливной трубопровод в бак.

Соединение всей системы состоит из трех этапов:

Соединение аппаратов межу собой, используя при этом стыковой метод, и их связь.

Проектирование плит, на которых расположены сами аппараты.

Соединение плит, как систем управления и регулирования, с основной системой.

Аппараты расположены на гидравлических плитах непосредственно прикрепленных к ним винтами в потай. Каждый аппарат расположен на своем месте. Характеризуемое присоединительными размерами на самом гидроаппарате и плите.

Рисунок - 14 Схема закрепления гидроаппаратов на плите.

Проектирование плит осуществлялось непосредственно при помощи программного обеспечения ПК КОМПАС-3DV13. Основные размеры плит были предрешены габаритами гидроаппаратов, то есть ширина и длинна. Высота же в свою очередь выбиралась произвольно, но с расчетом прочностных, экономических и функциональных зависимостей. Это указывает на то, что был проведен расчет, толщен стенок, каналов, были учтены, длинны присоединительных винтов гидроаппаратов к плите. Так же были выполнены технологические отверстия, которые в свою очередь предназначены для соединении отверстий под подвод и отвод рабочей жидкости межу аппаратами и плитой.

Плиты имеют отверстия для присоединения их к любой поверхности, будь то бак или специально отведённый под это шкаф. Между собой каналы различных гидравлических плит соединяются при помощи либо РВД или обычных гибких труб, все зависит от давления и скоростей движения жидкости. В нашем случае соединение происходит по средствам гибких туб с использованием комплектующих средств, таких как накидная гайка штуцера и т.п.

Цикл движения рабочей жидкости.

Б-Н1-ГП-Ф1-ГП-Р1-ГП-Ц1\Ц1- ГП-Р1-ГП-АТ-Б

Б-Н1-ГП-Ф1-ГП-Р2-ГП-Ц2\Ц2- ГП-Р2-ГП-АТ-Б

Б-Н2-ГП-Ф2-ГП-КР-ГП-Р3-ГП-М\М- ГП-ДР-ГП-Р3-ГП-АТ-Б

9. Описание ремонтопригодности спроектированного гидроблока

Гидроблок не прихотлив в ремонте, поскольку все аппараты легкодоступны, имеют отдельное крепление и могут извлекаться связками, так и группами по одному аппарату. Можно устанавливать гидроаппаратуру, работающую на более высоком давлении и скоростях. Поскольку основное движение жидкости протекает в гидравлической плите, которая имеет достаточно толстые стенки, чтоб выдержать данные характеристики. Аппараты, установленные на гидравлической плите, могут проходить проверку на работоспособность как отдельно, так и вместе с плитой. Замена гидроаппарата занимает от 5 до 10 минут. Если же требуется замена гидроблока управления, то открутив 4 винта можно произвести замену всего блока.

Модульный метод прост в обслуживании, но при этом сложен в изготовлении и энерго затрачен.

Стыковой метод занимает среднее положение в обслуживании, плюс ко всему его можно отнести к энерго сберегаемому методу. В данный момент он получил наибольшее распространение как в сложных гидросистемах так и в простейших.

10. Стандартизация и контроль качества

Выполнение чертежа схемы соединений и сборочного чертежа гидроблока управления проводится после тщательного изучения технических параметров и устройств функциональных блоков.

При этом следует отметить, что возрастающее требование по сокращению сроков и затрат на проектирование гидроблоков управления (ГУ) различных машин и механизмов ставят задачу создания методов формализованного синтеза ГУ. Блочно-модульный метод агрегатирования ГУ является одним из наиболее перспективных методов построения гидросхем. В его основу положен принцип использования функциональных унифицированных узлов, серийно выпускаемых специализированными предприятиями, что позволяет значительно сократить сроки разработки и внедрения гидросистем управления оборудованием, обеспечить простоту ремонта, обслуживания и изменения схемы работы при модернизации путём замены одних унифицированных узлов другими.

Контроль качества осуществляется на всех этапах сборки привода от проектирования конструкторской документации до ввода в эксплуатацию привода. Все входящие узлы в данный гидропривод подлежат обязательному испытанию по программе квалификационных испытаний, допускается, не проводит испытания в полном объеме программы, а лишь проверить прочность и наружную герметичность при наличии сертификата качества выданного соответствующим органом госстандарта. Во время эксплуатации проводить контроль качества рабочей жидкости. Не реже чем через три месяца эксплуатации необходимо производить физико-химический анализ рабочей жидкости в отсеках гидробака, при проведении которого следует определять кинематическую вязкость при температуре плюс 50°С, содержание воды, класс чистоты и кислотное число, при работе в запыленном помещении каждый месяц во избежание повреждения и выхода из строя гидропривода и его составных частей. А также:

Ежедневно перед началом работы следует проверять:

Уровень рабочей жидкости в гидробаке, при необходимости долить рабочую жидкость:

Рабочее давление в гидросистеме;

Состояние фильтров;

Герметичность соединений и уплотнений;

Состояние манометров.

Перед запуском гидропривода в эксплуатацию рекомендуется проводить промывку гидросистемы. Заполненную рабочей жидкостью гидросистему включить в работу на 8 часов, после чего необходимо:

Слить рабочую жидкость из отсеков гидробака и гидросистемы; очистить отсеки гидробака от грязи, промыть керосином и насухо протереть;

Сменить фильтроэлементы напорных фильтров;

Залить отфильтрованную не грубее 12-го класса чистоты по ГОСТ 17216-71 рабочую жидкость в отсеки гидробака.

В последующем смену рабочей жидкости и очистку гидробака производить через каждые шесть месяцев.

После ввода системы в эксплуатацию очистка или замена фильтроэлементов производится первый раз через один час, затем дважды через пять часов работы гидросистемы.

Напорные фильтры обслуживаются после срабатывания индикаторов загрязненности.

Не реже одного раза в три месяца необходимо снимать и очищать фильтроэлемент воздушного фильтра. Фильтроэлемент промывается чистым керосином.

Рабочая жидкость, попадающая на верхнюю плиту гидробака, отводится в сборник утечек, и оттуда сливается через сливныебонки. Не допускается заливать обратно рабочую жидкость вылившуюся из гидробака.

Рабочая жидкость подлежит замене при выходе хотя бы одного из следующих показателей за указанные пределы:

Вязкость изменилась более чем на ±20%;

Содержание воды составляет более 0,2%;

Класс чистоты грубее 12-го по ГОСТ 17216-71 и не устраняется очисткой при помощи станции обслуживания гидросистемы;

Кислотное число изменилось более чем на +30%.

+При появлении течи из-под маслоуказателей, стыковых соединений или соединений трубопроводов необходимо подтянуть крепежные винты, накидные гайки, маслоуказатели. Если это не помогает, следует заменить резиновые кольца или уплотнительные прокладки.

11. Описание вопросов охраны труда и экологии

Многие машины и агрегаты в процессе работы характеризуются высоким уровнем шума и вибрации. Шум делится на механический и аэродинамический.

Шум механического происхождения возникает в результате соударения твердых тел, упругих деформаций деталей машин, вибраций узлов или агрегатов в целом. Аэродинамический шум возникает при больших скоростях движения газов, тел в воздухе, в результате взрывных процессов.

Снижения уровней шума и вибрации можно достигнуть различными путями. Прежде всего, необходимо уменьшить их в самом источнике образования, уменьшая поверхность соударяющихся частей, применяя безредукционные передачи и т. д. Если смонтированное производственное оборудование создает повышенные вибрации и шум, то его изолируют от строительных конструкций установкой на специальные фундаменты. Для устранения жесткой связи оборудования с фундаментом, между ними располагают амортизаторы.

Если шум на рабочих местах невозможно устранить всеми известными способами, то в таких случаях применяют, либо дистанционное управление производственным процессом из специальных кабин с необходимой изоляцией звука, либо применяют индивидуальные средства защиты органов слуха.

Под вибрацией понимают механические колебания упругих тел или колебательные движения механических систем.

Нормируемыми параметрами общей вибрации является среднеквадратичное значение колебательной скорости в октавных полосах частот или амплитуды перемещений, возбуждаемые работой оборудования (машин, электродвигателей, вентиляторов, станков и других) и передаваемые на рабочие места в производственных помещениях (пол, рабочие площадки, сиденье).

Санитарными нормами введены регламентируемые параметры СН245-71. Нормируемыми параметрами шума являются предельно допустимые уровни звукового давления в октавных полосах частот, уровни звука и эквивалентные уровни звука.

Предельные нормы шума и вибраций для среднегеометрической октавной полосы 1000Гц: шума 80дБ, действующее значение допустимой колебательной скорости 0,63·10-2м/с. Проектируемый механический участок содержит станки, при работе которых шум и вибрация не превышают допустимых уровней.

С целью уменьшения вредного воздействия вибрации наработающих предусматривают систему технических мероприятий, которые должны учитываться при разработке нового, эксплуатации и модернизации существующего оборудования, машин, механизмов и инструментов.

Основными мероприятиями по устранению вредного воздействия вибрации являются:

Снижение вредных вибраций в самом источнике, используя конструктивные, технологические и эксплуатационные способы и приёмы;

Установка технологического оборудования с динамическими нагрузками на фундаменты;

Ограничение или устранение вибрации по пути распространения ее средствами виброизоляции и вибропоглощения;

Устранение неблагоприятных факторов производственной среды, сопутствующих возникновению вибрационной болезни;

Использование средств индивидуальной защиты (виброизоляционная обувь и рукавицы);

Введение комплекса санитарно-гигиенических и лечебно-профилактических мероприятий, направленных на снижение вредного воздействия вибрации на организм человека.

Из перечисленных мер, виброизоляция является наиболее доступным и достаточно эффективным решением, позволяющим обеспечивать нормальные условия для обслуживания персонала.

Указания порядка и мер безопасности при первом пуске и наладке гидросистемы:

Перед пуском станции тщательно проверить соответствие монтажных схем соединения станции.

В полость бака залить тщательно отфильтрованное масло. Заполнение гидробака контролируется по верхнему маслоуказателю, расположенному на передней стенке бака станции.

Проверить наличие заземления станции.

Регулировочными винтами максимально расслабить пружину гидроклапана КП.

Кратковременно (на 2-3 секунды) включить приводной электродвигатель насосной установки и проверить правильность направления его вращения, которая должна быть по часовой стрелке, если смотреть на крыльчатку охлаждения двигателя.

После проверки правильности подключения приводного электродвигателя включить его для заполнения гидросистемы маслом.

Настроить предохранительный клапан на давление 16МПа, используя показания манометра при этом все распределители должны находиться в нейтральном положении.

Указание мер безопасности:

Эксплуатация гидростанции должна производиться в соответствии с правилами пожарной безопасности, требованиями ГОСТ 12.1.019 - 79, ГОСТ 12.2.009 - 80, ГОСТ 12.2.040 - 79 и руководства по эксплуатации гидросистемы.

Общие требования безопасности к монтажу , испытаниям и эксплуатации должны соответствовать ГОСТ 12.2.086 - 83.

Не допускать к обслуживанию персонал, предварительно не ознакомив его с общими правилами техники безопасности, руководствами по эксплуатации на комплектующие изделия .

Перед эксплуатацией станцию заземлить.

Между головками винтов или болтов, используемых для заземления , и заземляющими частями не должно быть электроизолирующего слоя лака, краски, эмали. При наличии указанного слоя он должен быть удалён.

Подключение энергоисточников должно производиться только после окончания сборочно - монтажных работ.

Периодически, во время профилактических осмотров, проверять правильность работы блокировочных и контрольно - измерительных устройств. При обнаружении каких - либо отклонений от нормальной работы немедленно отключить станцию от энергоисточников.

Обслуживание приводных электродвигателей производить только отключения их от сети и полной остановки вращающихся частей.

Перед пуском приводных электродвигателей убедиться в отсутствии у вращающихся частей посторонних предметов.

Запрещается:

Оставлять работающие станции без надзора;

Подтягивать болты, винты, гайки и другие соединения во время пуска и работы станции;

Производить пуск станции без необходимого количества рабочей жидкости в гидробаке;

Работа станции на режимах, превышающих значения, установленные руководством по эксплуатации;

Запуск станции при температуре масла менее + 10ºС.

Экология:

Проблема защиты окружающей среды - одна из важнейших задач современности. Выбросы промышленных предприятий, энергетических систем и транспорта в атмосферу, водоемы и недра на современном этапе развития достигли таких размеров, что в ряде районов земного шара, особенно в крупных промышленных центрах, уровни загрязнений существенно превышают допустимые санитарные нормы.

Важными направлениями защиты окружающей среды следует считать:

Создание и повсеместное внедрение безотходных технологий;

Совершенствование технологических процессов и разработку нового оборудования с меньшим уровнем выбросов примесей и отходов в окружающую среду;

Замена токсичных отходов на нетоксичные;

Замена неутилизируемых отходов на утилизируемые;

Применение пассивных методов защиты окружающей среды.

Важная роль в защите окружающей среды отводится мероприятиям по рациональному размещению источников загрязнений. К ним относятся:

Вынесение промышленных предприятий из крупных городов и сооружение новых в малонаселенных районах с непригодными и малопригодными для сельскохозяйственного использования землями;

Оптимальное расположение промышленных предприятий с учетом топографии местности и розы ветров;

Установление санитарных охранных зон вокруг промышленных предприятий;

Рациональная планировка городской застройки, обеспечивающая оптимальные экологические условия для человека и растений.

Заключение

В курсовом проекте по курсу “Элементы управления и регулирования гидропневмосистем” произвели проектирование типового гидропривода дроссельного регулирования скорости.

Исходными данными для курсового проекта явились номинальное давление и номинальный расход на участках гидросистемы.

В курсовом проекте было определено назначение объёмного гидропривода, его достоинства и недостатки, произведен краткий анализ технической и патентной литературы и изучены вопросы экологии и охраны труда. Также был проведен предварительный расчет привода, выбор насосов и двигателей и трубопроводов. Рассчитали мощности привода, определили основные параметры и типоразмеры применяемых гидроаппаратов. Также провели уточненный расчет и выбор конструктивных особенностей гидроаппаратов. Провели тепловой расчет привода.

Курсовым проектом было предусмотрено выполнение графической части проекта, которая содержит:

. Гидравлическая схема привода;

. Принципиальная монтажная гидравлическая схема;

. Сборочные чертежи спроектированных гидроаппаратов;

. Сборочный чертеж блока управления.

Список литературы

1 Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин. Справочник. М., Машиностроение, 1983г.

Свешинков В.К., Усов А.А.Станочные гидроприводы. Справочник. М., «Машиностроение», 1988г.

Свешников В.К., «Станочные гидроприводы», Справочник, М; Мш, 2004г.

Юшкин В.В. Основы расчета объемного гидропривода. Минск, «Вышэйшая школа», 1982г.

Пинчук В.В. Синтез гидроблоков управления на основе унифицированной элементной базы. - Мн.: Технопринт,2001.

Пинчук В.В. Элементы управления и регулирования гидропневмосистем: Практическое руководство по курсовому проектированию для студентов специальности Т.05.11 «Гидропневмосистемы транспортных и технологических машин». - Гомель: Учреждение образования «ГГТУ им. П.О. Сухого», 2002.

Михневич А.В., Бутько В.А., Асан-Джалов А.Г. Методические указания №1834 к курсовой работе по курсу «Гидравлика, гидропневмоприводы и гидропневмоавтоматика», Гомель, 1994г.

Михневич А.В., Ершов Б.И., Полонский В.А.Методические указания №1976 к курсовой работе по курсу «Гидравлика, гидропневмоприводы и гидропневмоавтоматика», Гомель, 1995г.