Гидравлика.Гидропривод

В данной работе выполнен расчет гидравлической системы машины изображенной на рис.1.1. по исходным данным, представленным в табл. 1.1. Гидросистема разомкнутого цикла состоит из всасывающей, напорной и сливной магистралей и включает в себя гидродвигатели вращательного, поступательного действия и другое оборудование. ...

Содержание :
Введение. ………………………………………………………………………………………………………………………………………………2
1. Выбор оборудования.………………………………..………………………………………………………………………………………3
1.1. Подбор гидромотора………………………………………………………………………………………………………………………3
1.2. Подбор насоса…………………………………………………………………………………………………………………………………6
1.3. Выбор рабочей жидкости……………………………………………………………………………………………………………….7
1.4. Подбор распределителя…………………………………………………………………………………………………………………8
1.5. Подбор гидрозамка…………………………………………………………………………………………………………………………9
1.6. Выбор регулирующей аппаратуры………………………………………………………………………………………………10
1.7. Выбор фильтра………………………………………………………………………………………………………………………………12
1.8. Выбор делителя потока…………………………………………………………………………………………………………………12
2. Гидравический расчет Трубопроводов…………………………………………………………………………………………..13
2.1. Предварительное определение диаметров трубопроводов……………………………………………………13
2.2. Назначение длины трубопроводов……………………………………………………………………………………………..14
2.3. Выбор стандартных труб………………………………………………………………………………………………………………15
2.4. Расчет потерь двигателя……………………………………………………………………………………………..………………..16
3. Расчет КПД гидросистемы……………………………………………………………………………………………………………....29
4. Расчет гидроцилиндра…………………………………………………………………………………………………………………….30
5. Тепловой расчет гидросистемы………………………………………………………………………………………………………47
6. Расчет механической и регулировочной характеристики гидропривода……………………………………49
Список литературы……………………………………………………………………………………………………………………………… 55

Защиту магистралей от нерасчетных давлений обеспечивает предохранительный клапан, установленный в напорной линии. Направление движения рабочей жидкости изменяется трехпозиционным распределителем с электрогидравлическим управлением, соединяющим напорную и сливную магистрали в нейтральном положении.
Рабочие органы приводятся в движение реверсируемыми гидромотором и гидроцилиндром.
Регулирование режима работы гидромотора обеспечивается объемным методом с помощью регулируемого насоса. Для гидроцилиндра применяется регулирование дросселем, установленным параллельно.
Объединение и разделение потоков жидкости для гидродвигателей в заданных пропорциях осуществляется тройником и делителем потока.
Двусторонний гидрозамок обеспечивает защиту гидроцилиндра, удерживая его поршень при внезапном отсутств ии подачи насоса.
Механические примеси в рабочей жидкости удаляются фильтром, установленным в сливной гидролинии.

182.4.3. Определение коэффициентов сопротивленияКоэффициент сопротивления всасывающего и сливного трубопроводов вычисляем по формуле (21) из [3],так как числа Рейнольдса в них находятся в пределах 316…3000λвсас = 10Reвсас0,65 = 1014310,65 = 0,089.λслив = 10Reслив0,65 = 1020510,65 = 0,070.На остальных участках с металличсекими трубами воспользуемся формулой Блазиусаλ = 0,3164Re0,25.Коэффициент сопротивления трубопроводовна участках распределитель – делитель, распределитель – узел и нагнетательных трубопроводовλ нр = λ ур = λ рд = 0,316430770,25 = 0,042.На участках делитель – гидрозамок – гидроцилиндр – гидрозамок – узел воспользуемся формулой для ламинарного режимав рукавах [2]λду = 80/Reду = 80/538 = 0,149.На участках делитель – гидромотор – узел воспользуемся формулой для турбулентногорежимав рукавах [2]λдм = λум = 0,38Re0,265 = 0,3829150,265 = 0,046.2.4.4.Потери давления по длинеПотери давления по длине трубопровода на каждом участке определяются по формуле (22) из [3]Δpтр = λ∙ρ∙L∙V22d.Потери давления:- во всасывающем трубопроводеΔpтр всас = 0,089 ∙885∙0,5∙1,0022∙0,043 = 456 Па;- в сливном трубопроводе19Δpтр слив = 0,070 ∙885∙3∙2,0522∙0,03 = 13095 Па;- на участке насос – предохранительный клапанΔpтр нп = 0,042 ∙885∙1∙4,6222∙0,02 = 20020 Па;- на участке предохранительный клапан – распределительΔpтр пр = 0,042 ∙885∙3∙4,6222∙0,02 = 60059 Па;- на участках распределитель – делитель и узел – распределительΔpтр рд = Δpтр ур = 0,042 ∙885∙2∙4,6222∙0,02 = 40039 Па;- на участках делитель – гидромотор и гидромотор – узелΔpтр дм = Δpтр ум = 0,046 ∙885∙5∙4,3722∙0,02 = 97069 Па;- на участке делитель – гидрозамокΔpтр дз = 0,149 ∙885∙4∙2,6922∙0,006 = 317184 Па;- на участке гидрозамок - узелΔpтр зу = 0,149 ∙885∙3∙2,6922∙0,006 = 237888 Па;- в длинном трубопроводе гидрозамок – гидроцилиндрΔpтр цд = 0,149 ∙885∙3,25∙2,6922∙0,006 = 257712 Па;- в коротком трубопроводе гидрозамок – гидроцилиндрΔpтр цк = 0,149 ∙885∙3∙2,6922∙0,006 = 237888 Па.2.4.5.Определение потерь на местных сопротивленияхПотери давления на местном сопротивлении определяются по формуле (23) из [3] Δpм.с. = ξ∙ρ∙V22,где ξ – коэффициент местного сопротивления, определяются по таблицам из [2].20В сливном трубопроводе имеются следующие местные сопротивления: фильтр, распределитель, выход из трубы в бак и изгиб на 90⁰. При радиусе изгиба, равном пяти диаметрам трубы R/dслив = 5, коэффициент местного сопротивления равен ξ = 0,131[2]. Потери давления на изгибеΔpм.с. = 0,131∙885∙2,0522 = 244 Па.Коэффициент местного сопротивления при выходе из трубы в бак при ламинарном потоке равен ξ = 2[2].Потери давления на выходеΔpм.с. = 2∙885∙2,0522 = 3723 Па.На всасывающем трубопроводе единственное местное сопротивление – вход в трубу, который можно выполнить со скругленной кромкой для снижения сопротивления. Коэффициент местного сопротивления при этом равен ξ = 0,2 [2].Потери давления на входеΔpм.с. = 0,2∙885∙1,0022 = 88 Па.На участках трубопроводов гидрозамок – гидроцилиндр – гидрозамок местными сопротивлениями являются два тройника в месте присоединения дроссель-регулятора и входы и выходы из штуцеров гидроцилиндра. Коэффициент местного сопротивления при выходе из штуцера принимаем равным ξ = 2, а на входе в штуцер ξ = 0,5 [2].Потери давления на штуцере:- при заполнении полости гидроцилиндраΔpм.с. = 2∙885∙2,6922 = 6394 Па;- при опорожнении полости гидроцилиндраΔpм.с. = 0,5∙885∙2,6922 = 1599 Па.Коэффициент местного сопротивления тройника в месте присоединения дроссель-регулятора составляет ξ = 0,1 при полностью закрытом дросселе.21Потеря давления на одном тройникеΔpм.с. = 0,1∙885∙2,6922 = 320 Па.В местах присоединения рукавов к гидродвигателям рукава претерпевают изгиб, являющийся местным гидравлическим сопротивлением. Минимальный радиус изгиба для рукавов гидроцилиндра составляет 60 мм, что составляет в долях внутреннего диаметра рукава d/R = 6/60 = 0,1.По таблице «Изгиб труб на 90⁰» из [2] коэффициент местного сопротивления для d/R= 0,1 составляет ξ = 0,13.Потеря давления на одном рукаве гидроцилиндра составляетΔpм.с. = 0,13∙885∙2,6922 = 416 Па.Минимальный радиус изгиба для рукавов гидромотора составляет 240 мм, что составляет в долях внутреннего диаметра рукава d/R = 20/240 = 0,08.По таблице «Изгиб труб на 90⁰» из [2] коэффициент местного сопротивления для d/R = 0,08 составит ориентировочно ξ = 0,1.Потеря давления на одном рукаве гидромотора составляетΔpм.с. = 0,1∙885∙4,3222 = 846 Па.Потери давления на узле соединения рукавов от гидрозамка и гидромотора будут различаться в зависимости от направления движения жидкости в нем.В случае расхождения потоков в тройнике(золотник распределителя в верхнем положении), коэффициент местного сопротивления принимает одно значение, при схождении потоков (золотник в нижнем положении) – другое (рис. 2.1).22а бРис. 2.1. Варианты движения жидкости в узлеДля определения ξ в первом случае воспользуемся таблицей «Разделение потоков на неравные части в тройниках» [2]. По таблице находим, что для участка, являющегося для тройника боковым ответвлением (в нашей гидросхеме это участок гидрозамок – узел)коэффициент местного сопротивления равенξт.б1 = 0,50 при φ = 45⁰,где φ – угол между главной осью тройника и его отводом (рис.2.2).Рис.2.2. ТройникДля главного прохода тройника (для участка гидромотор – узел) коэффициент местного сопротивления равенξт.г1 = 0,06 при φ = 45⁰.Для определения ξ в втором случае воспользуемся таблицей «Соединение потоков различной величины в тройниках» [2]. Методом интерполяции находим, что участка, являющегося для тройника боковым ответвлениемкоэффициент местного сопротивления равенξт.б2 = 0,4 при φ = 45⁰.23Для главного прохода тройника коэффициент местного сопротивления равенξт.г2 = 0,04 при φ = 45⁰.Потери на тройнике приведены в табл. 2.2.Таблица 2.2для участка гидрозамок – узел, Падля участка гидромотор – узел, ПаРасхождение в узлеΔpм.с.р.зу = 0,50∙885∙2,6922 = 1599Δpм.с.р.ум = 0,06∙885∙4,3722 = 508Схождение в узлеΔpм.с.с.зу = 0,4∙885∙2,6922 = 1279Δpм.с.с.ум = 0,04∙885∙4,3722 = 3392.4.6. Общие потери давленияПроизведем суммирование всех потерь давления отдельно для всасывающей, нагнетательной и сливной магистралей.Потери давления во всасывающей магистралиΔрвсас = Δpтр всас+ Δpм.с. = 456 + 88 = 544 Па = 0,0005 МПа.Потери давления в сливной магистралиΔрслив = Δpтр слив + Δpм.с. + Δpр + Δpф = 13095 + (244 + 3723) + 330000 + 128650 = 472232 Па = 0,47 МПа.Потери давления в магистрали насос – распределительΔрнр = Δpтр нп + Δpтр пр + Δpпк + Δpр = 20020 + 60059 + 230000 + 330000 = =633627 Па = 0,63 МПа.Потери давления в магистрали распределитель – делитель потокаΔррд = Δpтр рд + Δpде = 40039 + 756765 = 796804 Па = 0,80 МПа.Потери давления в магистрали узел – распределительΔрур = Δpтр ур = 40039 Па = 0,04 МПа.Потери давления в магистрали гидромотор – узел (схождение потоков в узле)Δрум(с) = Δpтр ум + Δpм.с. + Δpм.с.с.ум = 97069 + 846 + 339 = 98254 Па = 0,10МПа.Потери давления в магистрали гидромотор – узел (расхождение потоков в узле)24Δрум(р) = Δpтр ум + Δpм.с. + Δpм.с.р.ум = 97069 + 846 + 508 = 98423 Па = 0,10 МПа.Потери давления в магистрали гидромотор – делительΔрдм = Δpтр дм + Δpм.с. = 97069 + 846 = 97915 Па = 0,10 МПа.Потери давления в магистрали делитель – гидроцилиндр:- при втягивании штока (золотник распределителя в нижнем положении)Δрде.ц(вт) = Δpтр дз + Δpтр цд + Δрз + Δpм.с. = 317184 + 257712 + 6092 + (320 + 416 + 6394) = 588118 Па = 0,59 МПа;- при выдвижении штока (золотник распределителя в верхнем положении)Δрде.ц(выд) = Δpтр дз + Δpтр цд + Δрз + Δpм.с. = 317184 + 257712 + 6092 + (320 + 416 + 1599) = 583322 Па = 0,58 МПа.Потери давления в магистрали узел – гидроцилиндр:- при втягивании штока (золотник распределителя в нижнем положении)Δруц(вт) = Δpтр зу + Δpтр цк + Δрз + Δpм.с.+ Δpм.с.с.зу = 237888 + 237888 + 6092 + (320 + 416 + 1599 )+ 1279 = 485481 Па = 0,49 МПа;- при выдвижении штока (золотник распределителя в верхнем положении)Δруц(выд) = Δpтр зу + Δpтр цк + Δрз + Δpм.с. + Δpм.с.р.зу = 237888 + 237888 + 6092 + (320 + 416 + 6394)+ 1599 = 490597 Па = 0,49 МПа. В данном гидроприводе нагнетательная и сливная магистрали могут меняться местами в зависимости от режима включения распределителя.Когда золотник распределителя – в верхнем положении, нагнетательной является магистраль распределитель – узел – гидромотор (распределитель – узел – гидрозамок – гидроцилиндр), а сливной магистралью является гидромотор – делитель – распределитель (гидроцилиндр – гидрозамок – делитель – распределитель).Если золотник распределителя – в нижнем положении, нагнетательной является магистраль распределитель – делитель –гидромотор (распределитель – делитель –гидрозамок –гидроцилиндр), а сливной магистралью являетсягидромотор – узел –распределитель (гидроцилиндр – гидрозамок –узел –распределитель).25Общие потери давления в нагнетательной магистрали при верхнем положении золотника:- относительно гидромотора ΔРнаг.М = Δрнр + Δрур + Δрум(р) = 0,63 + 0,04 + 0,10 = 0,77 МПа;- относительно гидроцилиндра ΔРнаг.Ц = Δрнр + Δрур + Δруц(выд) = 0,63 + 0,04 + 0,49 = 1,16 МПа;Общие потери давления в сливной магистрали при верхнем положении золотника:- относительно гидромотора ΔРслив.М = Δрслив + Δррд + Δрдм = 0,47 + 0,80 + 0,10 = 1,37 МПа;- относительно гидроцилиндра ΔРслив.Ц = Δрслив + Δррд + Δрде.ц(выд) = 0,47 + 0,80 + 0,58 = 1,85 МПа.Общие потери давления в нагнетательной магистрали при нижнем положении золотника:- относительно гидромотора ΔРнаг.М = Δрнр + Δррд + Δрдм = 0,63 + 0,80 + 0,10 = 1,53 МПа;- относительно гидроцилиндра ΔРнаг.Ц = Δрнр + Δррд + Δрде.ц(вт) = 0,63 + 0,80 + 0,59 = 2,02 МПа.Общие потери давления в сливной магистрали при нижнем положении золотника:- относительно гидромотора ΔРслив.М = Δрслив + Δрур + Δрум(с) = 0,47 + 0,04 + 0,10 = 0,61 МПа;- относительно гидроцилиндра ΔРслив.Ц = Δрслив + Δрур + Δруц(вт) = 0,47 + 0,04 + 0,49 = 1,00 МПа.2.4.7. Уточнение параметров гидроприводаУсилие Rгв кН действующее на гидроцилиндр при рабочем ходе поршня, определяется по формуле (25) из [3]26Rг = R + Rпр + Rупп + Rупш + Rин, где R – заданная внешняя нагрузка, кН;Rпр – сила противодавления, кН;Rупп – сила уплотнения поршня, кН;Rупш – сила уплотнения штока, кН;Rин – сила инерции движущихся частей, кН(в данной работе не учитывается).Сила противодавления определяется по формуле (26) из [3]Rпр = pпр∙Fпр∙10-3,где pпр – противодавление, равное величине потерь давления в сливной гидролинии. При верхнем положении золотника, что соответствует рабочему ходу поршня, pпр =ΔРслив.Ц = 1,85 МПа.Fпр – площадь со стороны противодавления, м2, для данного гидроцилиндра определяется как разность площадей штока и поршняFпр =Fп - Fш,Fпр= πdп2-dшт24,где dп, dшт – диаметр соответственно поршня и штока, определены в разделе «Расчет гидроцилиндра» dп = 32 мм, dшт = 16 мм.Сила противодавления Rпр = 1,85∙π322-1624∙10-3= 1,12кН.Усилие трения в манжетном уплотнении штока определяется по формуле (27) из [3]Rупш= μ∙π∙d∙h∙p∙103,где d – уплотняемый диаметр,d = 0,016мм;h – высота активной части манжеты, h = 0,007 м;μ – коэффициент трения (для резины μ = 0,01);p – давление жидкости, p = 16 МПа.Rупш= 0,01∙π∙0,016∙0,07∙16∙103= 0,05 кН.27Усилия трения в шевронных уплотнениях поршня определяются по формуле (28) из [3]Rупп = π∙d∙l∙k,где l – ширина уплотнений, l = 0,018 м;k – удельное давление, k= 216 кН/м2.Rупп = π∙0,032∙0,018∙216 = 0,39кН.Rг = 12 + 1,12 + 0,05 + 0,39 = 13,56 кН.Фактический момент гидромотора определится по формуле (30) из [3]Mф = Мз + Мпд,гдеМпд – момент противодавления, Н∙м.Момент противодавления определится по формуле (31) из [3]Мпд = qм∙pпд2π∙106,где qм – рабочий объем гидромотора, м3/об;рпд – противодавление, равное давлению в сливной магистрали, которое зависит от положения золотника распределителя: в верхнем положении рпд = ΔРслив.М = 1,37 МПа, в нижнем рпд = ΔРслив.М = 0,61 МПа.Мпд1 = 58,4∙10-6∙1,37∙1062π = 11,9 Н∙м.Мпд2 = 58,4∙10-6∙0,61∙1062π = 5,3 Н∙м.Mф1 = 72 + 11,9 = 83,9 Н∙м.Mф2 = 72 + 5,3 = 77,3 Н∙м.Давление жидкости на выходе из насоса в гидросхеме с поступательным движением выходного звена определится по формуле (33) из [3]pн = Rг∙10-3Fп + Δрнап,где Δрнап – потери давления в напорной магистрали, для гидроцилиндра в данной гидросхеме Δрнап = 1,16 МПа.Давление жидкости на выходе из насоса в гидросхеме с вращательным движением выходного звена определится по формуле (34) из [3]28pн = 2π∙Мфqм + Δрнап,где qм – рабочий объем гидромотора, см3/об.Для данной гидросхемы принимаем наибольшее из давлений, полученных по формулам (33) и (34).Для гидроцилиндраpн = 13,56∙10-3π∙0,03224 + 1,16 = 18,03 МПа.Для гидромотора:- золотник в верхнем положенииpн = 2π∙83,954,8 + 0,77 = 10,39 МПа;- золотник в нижнем положенииpн = 2π∙77,354,8 + 1,53 = 10,39 МПа.Давление настройки предохранительного клапана определяется для работы с гидроцилиндромркл = рр + Δрнаг + Δрсл = 16 + 1,16 + 1,85 = 19,02 МПа.Скорость штока гидроцилиндра определится по формулеV = Qгц∙ηоб.цFпр,где Fпр – фактическая площадь гидроцилиндра со стороны подвода жидкости, Fпр = 8 ∙10-4 м2; ηоб.ц – объемный КПД гидроцилиндра, ηоб.ц = 1.V = 7,2∙10-5∙18∙10-4 = 0,09 м/с.Частота вращения вала гидромотораnм = 1,05Qм∙ηоб.мqм,где Qм – расход через гидромотор, л/мин.где ηоб.м – объемный КПД гидромотора, η об.м = 0,977.nм = 1,05∙78,5∙0,97754,8∙10-3 = 1470 об/мин.293. РАСЧЕТ КПД ГИДРОСИСТЕМЫМощность, реализуемая на гидроцилиндреNвых.ц = R∙Vp,где R – заданная нагрузка, кН; Vp–максимальная расчетная скорость выходного звена, м/с.Nвых.ц = 12∙0,09 = 1,08 кВт.Мощность, реализуемая на гидромотореNвых.м = πМв∙nм30,где Мв – момент на валу гидромотора, кН∙м.Nвых.м = π∙0,072∙147030 = 11,08 кВт.Мощность, затрачиваемая на подачу жидкости насосомNвх = Qн∙ркл∙103ηн,где Qн – паспортная подача насоса, Qн = 78,1 л/мин = 1,3∙10-3м3/с; ηн – общий КПД насоса.Nвх = 1,3∙10-3∙19,02∙1030,91 = 27,20 кВт.Общий КПД системыη = Nвых.м+Nвых.цNвх = 11,08+1,0827,20= 0,45.304. РАСЧЕТ ГИДРОЦИЛИНДРА Требуемая рабочая площадь гидроцилиндра по формуле (1) из [3]FT = R∙kp∙103 = 12∙116∙103 = 0,00075 м2,где k – коэффициент запаса по усилию, принимаем k= 1вследствие наличия дросселя.С учетом того, что наш гидроцилиндр –односторонний, рассчитываем его диаметр по формуле (2) из [3]dп = 4FTπ = 4∙0,00075π = 0,031 м.Округляем это значение до ближайшего стандартного по табл. 3 из (3) и выбираем диаметр штокаdп = 0,032 м. dш = 0,016 м. 4.1.ГильзаРасчет гидроцилиндра начинается с выбора материала гильзы. Примем для гильзы стать 45.Толщина стенки гильзы определится по формуле 45 из [3]S= pD2σд,где p – разрушающее давление, МПа;D – внутренний диаметр, мм;σд – допускаемое напряжение, МПаσд = σт/ n,где σт – предел текучести материала, для стали 45 σт = 360 МПа;n – запас надежности по пределу текучести (обычно в расчетах гидроцилиндров принимается n≥ 2).Диаметральная деформация по формуле 46 из [3]ΔD= pD4ES1-0,5μ,где E – модуль упругости, для стали 45 Е = 2,04∙105 МПа;31μ –коэффициент Пуассона, для стали μ = 0,3.σд = 360/ 3 = 120 МПа.Толщина стенки гильзы S = 16∙322∙120= 2,13 мм.Диаметральная деформацияΔD = 16∙324∙2,04∙105∙2,131-0,5∙0,3 = 0,00025мм.Гильзы изготавливают из бесшовных горячедеформированных труб по ГОСТ 8732-78 [4]. Расчётному внутреннему диаметру dп = 0,032 м соответствует сортамент – труба с наружным диаметром 38 мм и толщиной стенки 3 мм.Внутренний диаметр гильзы и толщина стенки будут составлять в этом случаеD = 38 – 2 ∙ 3 = 32мм, S = 3мм.4.2.Уплотнения поршня и штокаДля уплотнения крышки штоковой полости в данном гидроцилиндре используется манжета 1-26х16-1 по ГОСТ 14896- 84 (рис.4.1а). а б Рис. 4.1. МанжетыВнутренний уплотняемый диаметр данной манжеты составляет 16 мм, наружный – 26 мм. Ширина манжеты – 7 мм [1].Уплотнение в паре поршень-цилиндр обеспечивается шевронными манжетами по ГОСТ 22704-77 (рис. 4.1б). По табл.3.1 из [4] подбираем три манжеты М20х32-1 [1]. Внутренний уплотняемый диаметр данной манжеты составляет 20 мм, наружный – 32 мм.Ширина уплотнения будет составлять [1]H = 9 + 3n = 9 + 3∙3 = 18 мм.324.3.Расчет задней крышки гидроцилиндраДля материала задней крышки цилиндра также принимаем материал сталь 45. Толщина задней крышки цилиндра по формуле 52 из [3]h = 0,433Dpσд = 0,433∙3216120 = 5,06 мм.Полученное значение округляем до h = 5,1мм.4.4.Расчет фланцев гидроцилиндраУсилие по окружности фланцевого соединения по формуле (54) из [3]T = pπD24,где р – рабочее давление, МПа; D – внутренний диаметр гидроцилиндра, мм.T = 16∙π∙0,03224 = 12868 Н.Усилие затяжки болтов фланца по формуле (55) из [3]Tз = k∙T,где k – коэффициент, учитывающий ослабление затяжки вследствие внутреннего давления, k = 1,25.Tз = 1,25∙12868 = 16085H.Для данного гидроцилиндра принимаем приварной фланец, изображенный на рис. 4.2. Толщину фланца целесообразно принять равной толщине крышки h = 5,1мм. Момент сопротивления такого фланца определяется по формуле (60) из [3]W= πh22b1-d+d12,где b1 – вылет фланца,принимаем b1 = 12 мм;d1 – диаметр опасного сечения, равен наружному диаметру гильзыd1 = 38мм; d - диаметр отверстия под болт, принимаем d = 6ммW = π∙0,0051220,012-0,006+0,0382 = 1,02∙10-6 м3. 33Рис.4.2. Расчетная схема фланцаМомент затяжки, отнесенный к диаметру окружности размещения болтов под рабочей нагрузкойпо формуле (61) из [3]M = Tз∙l1,где l1 – плечо приложения силы, принимаем l1 = 6 мм.M= 16085∙0,006 = 97Н∙м.Напряжение в опасном сечении фланцаσ = M/W = 97/1,02∙10-6 = 96 МПане превышают установленного допускаемого напряженияσд = 120 МПа.Соединение крышки и фланца осуществляется болтами 4М6-8gx25 класса прочности 3.6 по ГОСТ 15589-70 совместно с гайками М6-6H по ГОСТ 15523-70. Длина болта 25 мм. Диаметр резьбы 6 мм. Минимальная разрушающая нагрузка 6630 Н. Условие прочности соблюдается при установке трех соединений3∙ 6630 = 19890 Н>Tз = 16085 Н.4.5.Расчет проушиныЗапас прочности проушины на разрыв по формуле (77) из [3]n = k∙Fп∙σтTшт≥ [n] = 1,5,где k – коэффициент концентрации напряженийk = 0,461+hc-c5d0 ≤ 1,где h, c, d0 – геометрические параметры (рис. 4.3), принимаем h = 9,5 мм, с = 9,5 мм, d0 = 15 мм;34Fп – площадь сечения проушины по центру отверстия (сечение А – А), принимаем Fп = 376 мм2;Тшт – расчетная продольная сила, растягивающая шток, принимаем Тшт = R = 12000 Н;σт – предел текучести материала проушины, для стали 45 σт = 360 МПа.Рис. 4.3. Расчетная схема проушиныk = 0,461+9,59,5-9,55∙15= 0,79 < 1.n = 0,79∙376∙10-6∙360∙10612000 = 8,9> 1,5 .Рис. 4.4. Расчетная схема пальца354.6.Расчет пальцаИзгибающий момент, действующий на палец, по формуле (79) из [3]M = TштabL+cb,где a, b, c, L – линейные размеры (рис. 4.4), принимаемa = b = 8,5 мм, c = 17, L = 30.M = 120008,5∙8,5∙10-330+178,5= 52,9Н∙м.Момент сопротивления пальца определится по формуле (80) из [3]W= πd3321-d1d4,где d, d1 – соответственно наружный и внутренний диаметры пальца, принимаем d = 14 мм, d1 = 8 мм.W = π∙0,0143321-8144 = 2,4∙10-7м3.Запас прочности пальца определится по формуле (81) из [3]n = σT∙WM≥ [n] = 1,2.n = 360∙106∙2,4∙10-752,9 = 1,64> 1,2.4.7.Запас прочности сварного соединения крышки штоковой полости с гильзой(рис. 4.5) определится по формуле (82) из [3]n = φ-4Kшd-KшD2σт minPи≥[n] = 1,5,где φ – коэффициент прочности при угловых соединениях, φ = 0,65;Кш – катет сварного шва, принимаем Кш = 2 мм;d – наибольший диаметр, описанный по поверхности шва, принимаем d = 34мм;σтmin– наименьший предел текучести соединяемых деталей шва, σтmin = 360 МПа;D – активный диаметр (внутренний диаметр гильзы),D = 32мм;Ри – испытательное давление (принимается на 50% выше рабочего давления Ри = p + 0,5p = 16 + 0,5∙16 = 24 МПа)36Рис. 4.5. Расчетная схема сварного шва крышки штоковой полостиn = 0,65-4∙0,0020,034-0,0020,032236024 = 5,0> 1,5.4.7.Запас прочности соединения поршня и штокаЗапас прочности резьбового соединения поршня со штоком (рис. 4.6) на смятие определится по формуле (83) из [3]n = πdн2-dв2σт4kнTшт≥[n] = 2,5,где dн, dв – диаметр резьбы соответственно наружный и внутренний;σт – наименьший предел текучести соединяемых деталей (гайки или штока);kн – коэффициент нагрузки, определяемый по табл.