Презентация на тему Гидро- и пневмопривод

ДЛЯ ГИДРОСИСТЕМ. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ЛИНИИ
Лекция 3. НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ
Лекция 4.

ГИДРОЦИЛИНДРЫ
Лекция 5. ГИДРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛИ
Лекция 6. РЕГУЛИРУЮЩАЯ И НАПРАВЛЯЮЩАЯ ГИДРОАППАРАТУРА
Лекция 7. ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА ГИДРОСИСТЕМ
Лекция 8. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ ПРИВОДЫ (ГИДРОУСИЛИТЕЛИ)
Лекция 9. СИСТЕМЫ РАЗГРУЗКИ НАСОСОВ И РЕГУЛИРОВАНИЯ ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ
Лекция 10. СХЕМЫ ТИПОВЫХ ГИДРОСИСТЕМ
Лекция 11. ПНЕВМАТИЧЕСКИЙ ПРИВОД

предназначенных для приведения в движение механизмов и машин посредством

рабочей жидкости, находящейся под давлением, с одновременным выполнением функций регулирования и реверсирования скорости движения выходного звена гидродвигателя.

Рис.1.1. Схема объемного гидропривода

звена гидродвигателя.
2. По возможности регулирования.
3. По схеме циркуляции рабочей

жидкости.
4. По источнику подачи рабочей жидкости.
5. По типу приводящего двигателя гидроприводы могут быть с электроприводом, приводом от турбин и т.д.

Ри.1.2. Варианты принципиальных схем гидроприводов: а - с объемным регулированием; б - с дроссельным регулированием; в - нерегулируемый; г - с дроссельным регулированием рабочего и холостого ходов

законе Паскаля, по которому всякое изменение давления в какой-либо

точке покоящейся жидкости, не нарушающее ее равновесия, передается в остальные ее точки без изменения.
Регулирование скорости движения выходного звена гидродвигателя может быть дроссельным или объемным.

и масса.
3. Частое реверсирование движения выходного звена гидропередачи.
4.

Большое быстродействие и наибольшая механическая и скоростная жесткость.
5. Автоматическая защита.
6. Хорошие условия смазки.
7. Простота преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное и возвратно-поворотные .
Недостатки:
1. Изменение вязкости применяемых жидкостей от температуры.
2. Утечки жидкости из гидросистем.
3. Необходимость изготовления многих элементов гидропривода по высокому классу точности.
4. Взрыво- и огнеопасность.
5. Невозможность передачи энергии на большие расстояния.

качестве рабочих жидкостей в гидравлическом приводе применяют:
Минеральные масла;
Водомасляные эмульсии;
Смеси;
Синтетические

жидкости.

гидросистемы машины определяется:
- диапазоном рабочих температур; - давлением в гидросистеме; -

скоростями движения исполнительных механизмов; - конструкционными материалами и материалами уплотнений; - особенностями эксплуатации машины (на открытом воздухе или в помещении, условиями хранения машины, возможностями засорения и т.д.).

расстоянии друг от друга и соединяются между собой гидролиниями.

Гидролинии должны обладать:
- достаточной прочностью; - минимальными потерями давления на преодоление гидравлических сопротивлений; - отсутствием утечек жидкости; - отсутствием в трубах воздушных пузырей.
Трубопроводы в зависимости от своей конструкции делятся на жесткие и гибкие.
Гибкие трубопроводы (рукава) бывают двух видов: резиновые и металлические.

металлические.

Рис.2.1. Схемы конструкции рукавов с оплеткой: 1 - внутренний резиновый

слой; 2 - металлическая оплетка; 3 - промежуточный резиновый слой; 4 - наружный резиновый слой

Рис.2.2. Металлические рукава: 1 - профилированная лента; 2 - уплотнитель; 3 - проволочная оплетка

(неподвижные и подвижные) - это соединения при помощи фланцев,

штуцеров, ниппелей и других соединительных элементов.
Неподвижное разборное соединение может быть выполнено по наружному и внутреннему конусу, с врезающимся кольцом и фланцевое.

Рис.2.3. Соединение по наружному конусу

Рис.2.4. Соединение по внутреннему конусу

соединение применяется в гидросистемах землеройных, строительных, лесных и других

машин.

Рис.2.7. Подвижное разборное соединение: а - шарнирное; б - в виде трубы, свернутой в спираль

определяется давлением и конструкцией гибкого трубопровода.
Рис.2.8. Заделка концов рукавов: а

- при давлении до 0,5 МПа; б - при давлении свыше 10 МПа

трубопроводов, потерь давления на преодоление гидравлических сопротивлений и толщины

стенок труб.
Внутренний диаметр (условный проход) трубопровода d определяют по формуле:


или


где Q - расход жидкости, м3/с для (2.1) и л/мин для (2.2); υ- скорость движения жидкости, м/с; d - внутренний диаметр трубопровода, м для (2.1) и мм для (2.2).
Скорость течения жидкости в трубопроводах зависит в основном от давления в гидросистеме (табл.2.2).
Таблица 2.2 Рекомендуемые значения скорости рабочей жидкости

каждого участка трубопровода определяется по формуле


где ρ- плотность

рабочей жидкости, кг/м3; λ- коэффициент гидравлического трения; l - длина трубопровода, м.

Если на пути движения рабочей жидкости встречаются местные сопротивления, то потеря давления в местных сопротивлениях определяется по формуле Вейсбаха:


где ζ- коэффициент местных сопротивлений.

Значения коэффициентов ζ для наиболее распространенных видов местных сопротивлений принимают следующими: для штуцеров и переходников для труб ζ = 0,1…0,15; для угольников с поворотом под углом 90° ζ = 1,5…2,0; для прямоугольных тройников для разделения и объединения потоков ζ = 0,9…2,5; для плавных изгибов труб на угол 90° с радиусом изгиба, равным (3÷5)d ζ = 0,12…0,15; для входа в трубу ζ = 0,5; для выхода из трубы в бак или в цилиндр ζ = 1.

для определения коэффициента гидравлического трения λ рекомендует при Re

применять формулу:


а при турбулентном режиме течения жидкости в диапазоне Re = 2 300…100 000 коэффициент λ определяется по полуэмпирической формуле Блазиуса:



Если


где ΔЭ - эквивалентная шероховатость труб (для новых бесшовных стальных труб ΔЭ = 0,05 мм, для латунных - ΔЭ = 0,02 мм, для медных - 0,01, для труб из сплавов из алюминия - 0,06, для резиновых шлангов - 0,03), то коэффициент гидравлического трения определяется по формуле А.Д. Альтшуля

технической характеристике после выбора гидроаппаратуры. После этого суммируют потери

давления
ΔP=ΔPдл+ΔPм+ΔP га

При выполнении гидравлического расчета производят проверку бескавитационной работы насоса. Вакуум у входа в насос определяют по формуле

где hs - расстояние от оси насоса до уровня рабочей жидкости в баке; hтр - потери напора на преодоление всех гидравлических сопротивлений во всасывающей гидролинии; υ - скорость движения жидкости во всасывающей гидролинии; α - коэффициент Кориолиса.

Рекомендуемый вакуум Pв у входа в насос должен быть не более 0,04 МПа. Если Pв > 0,04 МПа, то нужно увеличить диаметр всасывающего трубопровода или расположить бак выше оси насоса. При этом считается, что рабочая жидкость находится в баке с атмосферным давлением Pатм = 0,1 МПа. Таким образом, разность давлений в баке Pб (с атмосферным или избыточным давлением) и на входе в насос Pв не должна быть меньше 0,06 МПа.

жестких труб, подобранных по ГОСТу. Толщину стенки трубы определяют

по формуле




где P - максимальное статическое давление; σв - допускаемое напряжение на разрыв материала труб, принимаемое равным 30…35% от временного сопротивления; n - коэффициент запаса, n = 3…6, для гнутых труб принимается равным на 25 % ниже.
С учетом возможных механических повреждений толщина стенок стальных труб должна быть не менее 0,5 мм, а для медных - не менее 0,8…1,0 мм

КПД насоса.

ΔQМ - величина утечек в гидромоторе (объемные

потери).

Объемные потери и объемный КПД гидромотора:

Мощность и крутящий момент на валу гидромотора:

NM факт = ΔPqMnMηM

где qм - рабочий объем гидромотора; nм - частота вращения гидромотора; ηм - общий КПД гидромотора.

Крутящий момент для гидромашины:

- с внешним зацеплением; б - с внутренним зацеплением;

в - трехшестеренный

Подача шестерного насоса определяется по формуле:

где k - коэффициент, для некорригированных зубьев k = 7, для корригированных зубьев k = 9,4; D - диаметр начальной окружности шестерни; z - число зубьев; b - ширина шестерен; n - частота оборотов ведущего вала насоса; ηоб - объемный КПД.

действия: 1 - ротор; 2 - приводной вал; 3 -

пластины; 4 - статор; 5 - распределительный диск; 6, 8 - окна; 7 - гидролиния всасывания; 9 - гидролиния нагнетания

В насосах двойного действия (рис.3.4) ротор 1 и 2 статор соосны.

Подачу пластинчатого насоса двойного действия определяют по формуле:

высоких давлениях (10 МПа и выше).
Рис.3.6. Схема радиально-поршневого насоса

однократного действия

где d - диаметр цилиндра; е - эксцентриситет; z - число поршней.

и 3 - окна; 2 - распределительное устройство; 4

- поршни; 5 - упорный диск; 6 - ведущий вал; 7 - шатуны; 8 - блок цилиндров а - с иловым карданом; б - с несиловым карданом; в - с точечным касанием поршней; г - бескарданного типа

Рис.3.9. Аксиально-поршневой гидромотор типа Г15-2

относятся мембраны, мембранные гидроцилиндры и сильфоны
Рис.4.1. Схемы мембран: а -

плоская с эластичным кольцом; б - гофрированная металлическая

Рис.4.2. Схемы работы мембранного гидроцилиндра

Рис.4.3. Схема металлического сильфона а - сильфон; б - цельная стенка; в - сварная стенка

гильза; 3 - шток; 4 - стопорное кольцо; 5

- манжета; 6 - поршень; 7 - проушина; 8 - грундбукса

демпфер с ложным штоком; в - демпфер регулируемый с отверстием;

г - гидравлический демпфер

D и штока d, рабочее давление P, и ход

поршня S.

Рис.4.6. Основные и расчетные параметры гидроцилиндра

Площадь поршня в поршневой полости 1 и в штоковой полости 2 соответственно:

Усилие, развиваемое штоком гидроцилиндра при его выдвижении и втягивании соответственно:

где kтр = 0,9…0,98 - коэффициент, учитывающий потери на трение;

Скорости перемещения поршня:

и внутреннего D диаметров цилиндры подразделяют на толстостенные и

тонкостенные. Толстостенными называют цилиндры, у которых DН / D > 1,2, а тонкостенными - цилиндры, у которых DН / D 1,2.

Толщину стенки однослойного толстостенного цилиндра определяют по формуле:

где Pу - условное давление, равное (1,2…1,3)P ; [σ] - допускаемое напряжение на растяжение, Па (для чугуна 2,5 107, для высокопрочного чугуна 4 107, для стального литья (8…10) 107, для легированной стали (15…18) 107, для бронзы 4,2 10 7); μ - коэффициент поперечной деформации (коэффициент Пуассона), равный для чугуна 0, для стали 0,29; для алюминиевых сплавов 0,26…0,33; для латуни 0,35.
Толщину крышки цилиндра определяют по формуле:

где dк - диаметр крышки.

сжатие соответственно:

где [σр] и [σ с] - допускаемы

напряжения на растяжение и сжатие штока;

Диаметр болтов для крепления крышек цилиндров:

где n - число болтов.

меньший 360 , применяют поворотные гидроцилиндры
Рис.4.7. Поворотный однолопастной

гидроцилиндр: а - схема; б - общий вид

Расчетный крутящий момент М на валу рассматриваемого гидроцилиндра с одной пластиной равен:
M = Ra
Усилие R определяется произведением действующего на лопасть перепада давлений на рабочую площадь пластины F :
R = ΔPF = ( Pр - Pсл ) F