Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
Высшего образования
«Ковровская государственная технологическая академия
Им. В.А.Дегтярева»
Кафедра ГПА и ГП
Расчётно-практическая работа
по дисциплине: «Проектирование
гидромашин и гидропневмоагрегатов ».
Руководитель,
профессор, докт. техн. наук С. А. Воронов
Исполнитель,
студент группы ТММ-116
Ковров 2016
ЗАДАНИЕ
Определить геометрические параметры гидроцилиндра, рассчитать: основные конструктивные параметры гидроцилиндра, проушину, гидроцилиндр на прочность и усталость поисходным данным.
Усилие F = Н,
Максимальное давление жидкости рн = МПа,
Ход поршня Н = мм,
Скорость поршня v = 0,5 м/с.
Тип гидроцилиндра: Поршневой, двустороннего действия с односторонним штоком.
Общий КПД – 95%
НАДО БОЛЬШОЙ ШТАМП!!!
Содержание
Стр.
ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………………………3
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА…………………………………………………4
2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ …………………………………...……..….…………….4
2.1. Определение диаметра поршня..……………………………………......................…….5
2.2. Расчет толщины стенки……………………………………………......................……....5
2.3. Расчет резьбовых соединений………………………………..…......................….…..…6
2.4. Определение растягивающего напряжения………………………......................……...6
2.5. Определение касательного напряжения в резьбе………………….........................…...6
2.6. Определение приведенного напряжения в резьбе …………………........................….7
2.7. Определение коэффициента запаса по пластическим деформациям…........................7
2.8. Определение растягивающего напряжения…………………......................…………...7
|
|
2.9. Определение касательного напряжения в резьбе………………......................………..7
2.10. Определение приведенного напряжения в резьбе………………......................…..…8
2.11. Определение коэффициента запаса по пластическим деформациям…......................8
3. Расчёт проушины…………………………...………………………...........................…….8
4. Расчёт гидроцилиндра на прочность и устойчивость...……………................................9
4.1 Определение критической силы………………………………………………………..10
4.2 Проверка условия………………………………………………………………………...10
4.3. Определение начального прогиба...................................................................................11
4.4. Определение полного прогиба........................................................................................11
4.5 Определение наибольшего напряжения от сжатия и изгиба.........................................12
4.6.Определение запаса прочности..........................................................................................12
ЗАКЛЮЧЕНИЕ………………………………………………...........................…………..…12
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ..………………………….......................13
| № п/п | Параметры | Варианты | ||||||||||
| Усилие,F, кН | ||||||||||||
| Макс. давление жидкости, рн, МПа | ||||||||||||
| Ход поршня, Н, мм | ||||||||||||
| Скорость поршня, v,м/с | 0,5 | 0,5 | 0,5 | 0,5 | 0,5 | 0,5 | 0,5 | 0,5 | 0,5 | 0,5 | 0,5 | |
| Тип гидро- цилиндра | Поршневой, двухстороннего действия с односторонним штоком |
Общий КПД – 95%
Введение
|
|
Для привода рабочих органов технологических машин наиболее широко применяют поршневые гидроцилиндры двухстороннего действия с односторонним штоком (рис. 1) [1].
Гидроцилиндр двустороннего действия имеет поршень с односторонним штоком с внутренним и наружным уплотнениями. Рабочая жидкость подводится поочередно в обе рабочие полости. Движение ведомого звена в обе стороны производится под действием давления жидкости [2].
Далее надо привести рисунок гидроцилиндра и описание его конструкции
ПРИМЕР РАСЧЁТА ГИДРОЦИЛИНДРА
Исходные данные для расчёта:
усилие F = 440кН, максимальное давление жидкости рн = 28 МПа, ход поршня Н = 1120 мм, скорость поршня v = 0,5 м/с
Предварительный расчёт.
Определение диаметра поршня [3]:
,
где F – усилие, F = 440 кН;
рн – предельное внутреннее давление, рн = 28 МПа.
Полученное значение округляем и согласовываем с ГОСТ 6540-68 и получаем Dв = 140 мм.
Определение диаметра штока
Диаметр штока определяем из условия [3]:
Исходя из конструктивных соображений принимаем m = 0,6.
мм
Полученное значение округляем и согласовываем с ГОСТ 6540-68 и получаем dшт = 90 мм.
Отношение длины хода поршня к его диаметру выбирается в пределах
,
где Н – ход поршня, Н = 1120 мм;
Проверка соотношения 
<15 – условие выполняется.
Расчет толщины стенки [3]:
,
где sТ – предел текучести sТ = 360 МПа;
n – коэффициент запаса прочности, n = 2;
j – коэффициент прочности; φ= 2;
С – прибавка к расчетной толщине стенке, С = 4 мм.
По полученным данным выбираем для изготовления гидроцилиндра трубу по ГОСТ 8732-75
|
|
Труба 
.
Расчёт резьбовых соединений
Определение расчетной нагрузки [3]:
,
где P – усилие, действующее на резьбовое соединение,
r – коэффициент затяжки, для переменной нагрузки r = 2,50÷4,00.
Из конструктивных соображений r = 2,5.
Н.
Определение растягивающего напряжения [3]:
,
где Q – расчетная нагрузка;
d – диаметр проточки под резьбу.
Из конструктивных соображений d = 59,5 мм.
МПа.
Определение касательного напряжения в резьбе [3]:
,
где k 1 – коэффициент, зависящий от коэффициента трения фрикционной пары;
d 0 – наружный диаметр резьбы.
Из конструктивных соображений принимаем
k 1 = 0,12;
d 0 = 64 мм.
МПа.
Определение приведенного напряжения в резьбе [3]:
, МПа
МПа
Определение коэффициента запаса по пластическим деформациям [3]:
,
где sТ – предел текучести материала.
Для стали 40X с улучшением sТ = 700 МПа.
– условие выполняется.
Прочность резьбы М64´3 для штока обеспечивается как со стороны соединения поршня, так и со стороны соединения проушины.
Проверим резьбовое соединение гильзы цилиндра и гайки. Исходя из конструкции гидроцилиндра выбираем резьбу М155´3 по ГОСТ 9150-81.
Определение растягивающего напряжения [3]:
,
где Q – расчетная нагрузка;
d – диаметр проточки под резьбу.
Из предыдущего расчета Q = 
Н.
Из конструктивных соображений d = 155 мм.
МПа
Определение касательного напряжения в резьбе [3]:
,
где k 1 – коэффициент, зависящий от коэффициента трения фрикционной пары;
d 0 – наружный диаметр резьбы.
Из конструктивных соображений принимаем:
k 1 = 0,12;
d 0 = 155 мм.
МПа.
Определение приведенного напряжения в резьбе [3]:
,
МПа
Определение коэффициента запаса по пластическим деформациям
,
где sТ – предел текучести материала.
Для стали 45 sТ = 360 МПа.
– условие выполняется.
Расчёт проушины
Для расчёта проушины исходя из конструктивных соображений выбираем подшипник шарнирный для подвижных соединений ШС-90К1 ГОСТ 3635-78.
В = 50 мм;
D = 130 мм;
d = 90 мм;
c = 60 мм;
Рис. 14. Схема подшипника ШС-90
Втулка под подшипник по ГОСТ 1978-81
Рис. 15. Схема нагружения проушины
Расчёт проушины ведём по формуле Ляме [3]:
,
где RВ – внутренний радиус проушины
RН – наружный радиус проушины,
р – контактное напряжение.
,
F – усилие, развиваемое поршнем гидроцилиндра;
dп – диаметр отверстия под палец;
b – ширина проушины.
Из конструктивных соображений RВ = 65 мм, RН = 100 мм.
Определение коэффициента запаса по пластическим деформациям [3]:
,
где sТ – предел текучести материала. Для стали 45 sТ = 360 МПа.
– условие выполняется.