Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Введение.
Регулирующие гидроаппараты изменяют давление, расход и направление потока масла путем частичного открытия рабочего проходного сечения.
К таким аппаратам относятся клапаны давления, ограничивающие, поддерживающие или регулирующие давление в гидросистеме.
В тех случаях, когда от одного насоса с давлением Р питается несколько потребителей с рабочими давлениями ниже Р для понижения давления приминяют редукционные клапаны.
При небольших расходах масла и рабочих давлениях применяют редукционные клапаны прямого действия. При увеличении расхода и рабочего давления резко увеличивается размеры пружины клапана, поэтому в гидросистемах чаще используют аппараты не прямого действия, в которых небольшой вспомогательный клапан управляет перемещением переливного золотника, подключенного к напорной и сливной линиям.
Редукционные клапаны должны поддерживать постоянным установленное давление возможно в более широком диапазоне изменения расходов масла, проходящих через клапан. В динамических режимах необходимо быстродействие, исключающее возникновение пика давления при резком увеличении расхода.
1 Выбор конструктивной схемы и описание ее работы
Редукционные клапаны непрямого действия ( ТУ2-053-1747—85) состоят из следующих основных деталей и узлов: корпуса 4, клапана 2, размещенного в гильзе 5, пружины 9 и вспомогатеного клапана 13.
Масло из напорной линии Р подводится в этом случае в отверстие 3 и далее через дросселирующу ю щель между гильзой корпуса и рабочей кромкой золотника поступает в полость 6, связанную с отводной линией А , в которой поддер живается пониженное ( редуцированное) давление ррвд. Слив масла из вспомогательного клапана выведен отдельной линией Тх. При работе аппарата масло в небольшом количестве (1—2 л/мин) постоянно течет из полости 6 через малое отверстие 7, вспомога тельный клапан 13 и отверстие 11 в линию слива ( поток управле ния). При этом давление в полости 10, поддерживаемое клапа ном 13, будет ниже давлений в полостях 1 и 6 на величину потерь давления в отверстии 7. Наличие разности давлений на торцовых поверхностях золотника 5 создает осевое усилие, смещающее золотник влево и сжимающее пружину 9. Золотник рабочей кромкой дросселирует поток жидкости, поступа ющей из напор ной линии в полость 6, вследствие чего давление в отводной линии понижается по сравнению с давлением в напорной линии. Требу емая величина рред настраивается клапаном 13,
Случайные изменения Pред вызывают перемещение золотника 5 в на правлении уменьшения ошибки; при росте давления увели чивается расход масла через отверстие 7 и потери давления в нем, в результате чего золотник дополнительно смещается влево, прикрывая дросселирующую щель; при уменьшении давления пружина 9 смещает золотник вправо, уменьшая дросселирование основного потока. Поскольку поток управления постоянно про ходит из линии Р через дросселирующую щель, отверстие 7 и клапан 13 в линию Тх, рред автоматически поддерживается при мерно постоянным во всем диапазоне расходов ( от нуля до <3ИОМ). Если с помощью с пециального рас пределителя отверстие 8 ( линия управления X) соединить со сливной линией, рред падает до мини мальной величины.
2. ОСНОВНЫЕ РАСЧЕТЫ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
Условный проход предохранительного клапана определяем по допустимой скорости движения жидкости во входном канале:
где DУ – диаметр условного прохода;
V – скорость, берется из диапазона (5...7) м/с.
тогда получаем, что величина условного прохода при V=7 м/c составляет:
.
Тогда принимаем, что прототипом редукционного клапана является редукционный клапан непрямого действия по ТУ2-053-5749043-003-88: DУ=32 мм [4, с.122].
Выбираем масло ИГП – 18 [1, c10] : плотностью ;
вязкость при t=50 0С .
Согласно рекомендациям [2,c.369], допустимая скорость движения жидкости в проходе седла определяется:
(2.1.1)
откуда получаем, что
В первом приближении принимаем
Площадь прохода седла определяется по формуле:
(2.1.2)
где Sк – площадь входного канала, м2;
Q – расход рабочей жидкости; (по условию).
Так же площадь канала можно найти по формуле:
(2.1.3)
Из формул (2.1.2) и (2.1.3) получаем:
(2.1.4)
Тогда:
Расход через щель определяется следующим образом [1, стр.15]:
(2.1.5)
где - коэффициент расхода щели;
z – высота подъема клапана, м;
- плотность рабочей жидкости, кг/м3;
– перепад давления на дросселирующей щели
рк=p1-p2
p1=21МПа
P2=1 МПа , принимается из условия.
Определим число Рейнольдса:
По зависимости коэффициента расхода для кромочных клапанов видно, что при Re=1800 коэффициент расхода через щель равен [2,с.368].
Из уравнения (2.1.5) определим высоту подъема клапана:
При малых открытиях клапана (Z<0,1 мм) возникает влияния пограничного слоя в окрестности щели, что приводит к возрастанию влияния пристеного трения в нашем случае мы этого избегаем z> 0,1 мм.
,
<0,3 условие выполняется.
2.1.1. Определение усилий для перемещения основного клапана
Условие равновесия ЗРЭ главного клапана определяется силой пружины необходимой только для возвращения клапана в исходное стояние:
(2.1.1.1)
где FЖ - сила давления жидкости на ЗРЭ главного клапана; определяется в данном случае как , [2,c.130];
где ψ – коэффициент силы; принимаем ψ = 0,77 [1,c.78,рис.2.34];
р– давление на выходе р=1 ( из условия )
SК – площадь прохода седла главного клапана;
SК=
2.1.2. Расчет пружины главного клапана
Определим жесткость пружины из формулы:
, (2.1.2.1)
где Х0 – предварительное поджатие пружины, м;
z=Хmax – максимальное открытие дроссельной щели, м.
Предварительное поджатие пружины:
(2.1.2.2)
Тогда, усилие сжатия пружины можно найти следующим образом:
(2.1.2.3)
Следовательно, из уравнения (2.1.2.3) найду жесткость пружины:
.
Найдем количество витков пружины:
, (2.1.2.4)
где G – модуль сдвига материала пружины, ;
d – диаметр проволоки, м;
- деформация пружины, ;
Найду диаметр проволоки:
, (2.1.2.5)
где - коэффициент пружины учитывающий отношение среднего диаметра к диаметру пружины, принимаем C =7;
D –диаметр пружины, ;
K- коэффициент, учитывающий кривизну витков =1,2;
-напряжение на кручение проволоки;
Тогда:
Следовательно:
Принимаем Z = 12.
Общее число витков найду по формуле:
Жесткость одного витка:
Максимальное касательное напряжение при кручении:
,
- крутящий момент;
;
- условие выполняется.
2.2.Определение основных параметров клапана управления
Диаметр канала управления (см. рис. 4):
(2.2.1)
Принимаем диаметр клапана управления dк.у.=0,9 (мм).
Площадь канала управления
(2.2.2)
Рис.2 Схема управляющего клапана
Определим высоту подъема клапана управления:
, (2.2.3)
.
, (2.2.4)
где - диаметр канала управления;
y – высота подъема клапана управления;
- угол наклона ЗРЭ, принимаем βУ=150 [1,c.131];
- коэффициент расхода, = f (Re)
Определим число Рейнольда:
, т.о. принимаем μ= 0,8
Рупр.к. – давление в заклапанной области, принимаем
Рупр.к=0,2…0,25 МПа
Из (2.2.4) ,
.
Далее определим площадь щели:
(2.2.5)
- условие не выполняется.
Таким образом принимаем конструктивно диаметр клапана управления dк.у.=2 (мм). И повторяем расчет:
.
.
- т.е. условие выполняется → dк.у.=2 (мм).
2.2.1. Реакция жидкости на управляющий клапан
Сила, действующая на клапан со стороны жидкости:
, (2.2.1.1)
где - коэффициент нагрузки клапана, , ψ ≈ 0,92 [2,c.369,рис.3.77];
Сила давления при закрытом клапане:
, (2.2.1.2)
Из уравнений (2.2.1.1) и (2.2.1.2):
, (2.2.1.3)
2.2.2. Расчет гидравлических сопротивлений
Определим расход через дроссель:
Перепад давления на дросселе:
.
Принимаем
Принимаем относительную длину дросселирующего канала ml=2 [1,c.60]:
Площадь дросселя:
Скорость на дросселе:
2.2.3. Расчет пружины клапана управления
Определю жесткость пружины из формулы :
, (2.2.3.1)
где Х0 – предварительное поджатие пружины, м;
у=уmax – максимальное открытие дроссельной щели, м.
Предварительное поджатие пружины:
(2.2.3.2)
Тогда, усилие сжатия пружины можно найти следующим образом:
(2.2.3.3)
Следовательно, из уравнения (2.1.2.3) найду жесткость пружины:
.
Найду количество витков пружины:
(2.2.3.4)
где G – модуль сдвига материала пружины, ;
d – диаметр проволоки, м;
- деформация пружины, ;
- коэффициент ,C=9;
K- коэффициент, учитывающий кривизну витков =1,13;
Найду диаметр проволоки:
(2.2.3.5)
где D – диаметр пружины, м;
Тогда:
Следовательно:
Принимаем Z = 44.
Общее число витков найду по формуле:
Жесткость одного витка:
Максимальное касательное напряжение при кручении:
,
где ;
[3, с.182]
- условие выполняется.
3. ОСНОВНЫЕ ПРОЧНОСТНЫЕ РАСЧЕТЫ
3.1. Расчет болтов на прочность.
Проведем расчет винтов на прочность.
Выбираем винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ класса точности А по ГОСТ 11738-84 [3,c.635]:
Винт М12-6g150.88 -4 штуки, где dб =12 мм, lб =150 мм. МПа.
При этом, сила (3.1.1)
Рассчитаем силу, действующую на один болт:
где i = 4 – количество крепежных болтов.
Определим требуемый диаметр болта из условий прочности при статическом нагружении:
где - допустимое напряжение материала болта;
К – коэффициент затяжки болтов К = 1,5;
Sб – площадь болта, м2 .
где - временное сопротивление материала болта, МПа;
n = 3 – коэффициент запаса.
Тогда:
Т.е. выбранные выше болты удовлетворяют условию прочности.
4. РАСЧЕТЫ И ГРАФИКИ ОСНОВНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК
Характеристика редукционного клапана непрямого действия является зависимость давления в выходном канале от давления во входном канале .
При повышении входного давления плунжер поднимается и гидролиния высокого давления соединяется с гидролинией низкого давления. Чем больше входное давление , тем больше открывается проходное сечение клапана и тем больше становится давление на выходе.
Таким образом, давление на выходе зависит от давления на входе клапана и от начальной силы натяжения Pпр
, где
Pвых-давление на выходе
Fпр- усилие пружины
Sк- площадь прохода седла главного клапана
Sз- площадь торцевой части золотника , на которую действует выходное
давление
|
Pупр, МПа |
Pвых, МПа |
Pвх, МПа |
Расчеты сведем в таблицу
Заключение
В данной работе произведен проектный расчет редукционного клапана непрямого действия, построены основные характеристики клапана и произведены основные прочностные расчеты. За прототип выбран клапан ТУ2-053-5749043-003-88.
Литература
1. Данилов Ю.А и др. “Аппаратура объемных гидроприводов”
2. Башта Т.М и др. “ Гидравлика, гидромашин и гидроприводов”/Москва 1982г.
3. Анурьев В.И “Справочник конструктора машиностроителя”.1,2,3 том
4. Свешников В. К “ Станочные гидроприводы”.Москва Машиностроение 1995г.
5. Чернавский С.А “Проектирование механических передач”/
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
8
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
одпись
Дата
Лист
12
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
14
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
13
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
15
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
16
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
17
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
18
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
9
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
20
Лист
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
22
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
7
Лист
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
4
Лист
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
4
Лист
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
21
Лист
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
6
Лист
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
10
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
11
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
ЮУрГУ 5543.06.209.00.00. ПЗ
19
Лист
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.