Другие предметы \ Теория и проектирование гидропневмопривода

Пневматическая тормозная система троллейбуса (Проектировочный расчет основных узлов привода, выбор аппаратуры), страница 2

Принимаем по ГОСТ-16516-70 диаметр подводящего канала клапана первого каскада d=8мм.

Ход клапана первого каскада определим по формуле:

Это значение удовлетворяет условию: y≤d/4.

Учитывая диаметр седла, подбираем шарик dш=6мм.

Диаметр сливного канала клапана первого каскада выбирается таким, чтобы его сопротивление не превышало потери давления величиной:

Δp/6=3.2*10⁶/6=0.53*10⁶ Па.

Зададимся диаметром сливного канала dсл и длиной L, по известным аналогам и прототипам. Принимаем dсл=16мм, L=0.2 м, высоту микронеровностей Δ=8*10^-5 м.

В сливной магистрали имеются следующие местные сопротивления:

на входе в сливной канал ξ₁=0,7;

на повороте на 90˚ ξ₂=2;

на выходе из сливного канала ξ₃=0,5;

Определяем коэффициент Дарси λ:

λ=0,11*

Определяем длину, соответствующую местным сопротивлениям:

∑ Li=∑ξi*dсл/λ=(0,7+2+0,5)*16 *10^-3/0.29=0.138м.

Эквивалентная длина:

Lэкв=L+∑ Li=0.2+0.138=1.62 м

Потери по длине:

=Па

Рассчитаем пружину клапана первого каскада.

Рис. Пружина

Сила пружины при предварительной деформации (усилие при настройке клапана на максимальное давление):

Fo==Н.

Максимальная сила сжатия пружины:

Fмах=(=345.4 Н.

Для того, чтобы запорный элемент пропустил жидкость, он должен подняться над седлом, сжав при этом дополнительно пружину усилием ∆F=Cпр*y.

Откуда находим жёсткость пружины:

Спр=∆F/y=(345.4-314)/0.001=31400 Н/м.

Предварительная деформация пружины:

X0=Fo/Cпр=314/31400=0.01 м.

Максимальная деформация пружины определяется выражением:

Xmax1=xo+x=0.01+0.001=0.011м.

Диаметр проволоки d определяется на основе формулы для стержня, подвергнутого кручению:

, где -напряжение кручения,

-полярный момент сопротивления сечения,

D – средний диаметр пружины.

=D\d=4…12- модуль (индекс) пружины.

=(450…900)*10⁶ Н/м – допустимое напряжение кручения для пружины.

Кроме на витки действует также напряжение среза, которым часто пренебрегают в расчетах из-за его сравнительной малости. Кривизна витков пружины, зависящая от угла их подъема, влияет на точность расчета напряжения кручения, поэтому в приведенную выше формулу вводится коэффициент формы (запаса) ψ, принимаемый ψ = 1,15...1,35.

С учетом ψ можно записать

Полученную величину d округляют до значений ГОСТ 9389-75

Получаем d=2мм.

Средний диаметр пружины:

D=d*4=2*4=8мм=8*10^-2м.

Число рабочих витков пружины:

витка;

где G – модуль сдвига.

Принимаем Z_р=10 витка.

Для образования надежной опоры необходимо добавить на каждом торце нерабочие (''мертвые'') витки. Общее число этих витков принимается равным Z₁=1.5…3.

Тогда полное число витков пружины:

Z=Z_р+Z₁=10+2=12 витков.

Шаг ненагруженной пружины:

Межвитковый зазор ненагруженной пружины:

Полный ход пружины (до соприкосновения витков):

Длина ненагруженной пружины l₀:

=0.0004*10+0.002*(12-0.5)=0.027- при зашлифованных концевых витках.

Наружный диаметр пружины:

D_н=D+d=0.008+0.002=0.01м.

Внутренний диаметр пружины:

D_вн=D-d=0.008-0.002=0.006м.

Угол подъема винтовой линии:

Для клапана первого каскада принимаем винтовую цилиндрическую пружину сжатия № 1класса, разряда 1 по ГОСТ 13766-68; материал – проволока класса 1 по ГОСТ 9389-75; d=D=

Аналогичным производим расчет пружины второго каскада

Fo=90Н.

Максимальная сила сжатия пружины:

Fмах=100 Н.

Спр=∆F/y=(100-90)/0.001=151515.15 Н/м.

X0=Fo/Cпр=90/151515.15=0.0006 м.

Максимальная деформация пружины определяется выражением:

Xmax1=xo+x=0.0006+0.001=0.0016м.

Полученную величину d округляют до значений ГОСТ 9389-75

Получаем d=1.2мм.

D=d*4=1.2*4=4.8мм.

витка;

Принимаем Z_р=2.5 витка.

Z=Z_р+Z₁=2.5+2=4.5 витков.

=0.0008*10+0.0012*(4.5-0.5)=0.0128- при зашлифованных концевых витках.

D_н=D+d=0.0048+0.0012=0.006м.

D_вн=D-d=0.0048-0.0012=0.0036м.

Угол подъема винтовой линии:

Для клапана второго каскада принимаем винтовую цилиндрическую пружину сжатия № 1класса, разряда 1 по ГОСТ 13766-68; материал – проволока класса 1 по ГОСТ 9389-75; d=D=

В корпусе используются следующие материалы: корпус клапана – Сталь 40Х с термообработкой до HRC 40…45. Запирающие элементы – ШХ-15 с термообработкой до HRC 60…64 и последующей обработкой холодом. Седла клапанов- Сталь 40Х с термообработкой до HRC 40…45, Ra=0,4…0,1мкм, зазоры в пределах 8…20 мкм.

5.3 Расчет секции золотникового гидрораспределителя

Исходные данные для расчета гидрораспределителя:

Рабочее давление системы: Р_Ном=25 МПа;

Усилие на штоке цилиндра: F=180000 H;

Скорость поршня (штока): V_n =0,015 м/с;

Подача жидкости : Q_рг=5.3*10^-4м³/с;

Плотность рабочего тела, р_ж=900 кг/м³;