Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
СОДЕРЖАНИЕ 1.Введение 2 Разработка принципиальной гидравлической схемы 3. Расчеты 3.1 Расчет и выбор гидроцилиндра 3.2 Расчет и выбор гидронасоса 3.3 Выбор рабочей жидкости 3.4 Расчет и выбор гидроаппаратов 3.5 Расчет гидролиний 3.6 Тепловой расчет гидропривода 3.7 Расчет внешней характеристики гидропривода Библиографический список Применение гидравлического привода и средств гидроавтоматики является одним из перспективных направлений современного развития машиностроения. Около 70 % горных, строительных, дорожных, землеройных, подъемно-транспортных машин и установок оснащенных гидроприводом. Под объемным гидроприводом понимается совокупность устройств, в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей, предназначенных для приведения в движение механизмов и машин с помощью рабочей жидкости под давлением. Основой насосного гидропривода является объемный насос, создающий напор рабочей жидкости, которая обладает в основном энергией давления. Эта энергия преобразовывается затем в механическую работу. Благодаря высокому объемному модулю упругости рабочее жидкости в объемном гидроприводе обеспечивается практически жесткая связь между его входными и выходными органами. Объемный насосный гидропривод с приводом от электродвигателя широко применяется в современных машинах и механизмах. Это объясняется такими преимуществами гидропривода как: высокая компактность при небольших габаритах и массе, приходящейся на единицу мощности; возможность реализации больших передаточных чисел; хорошие динамические свойства привода; возможность плавного и широкого регулирования скорости движения исполнительного органа; надежное предохранение приводного электродвигателя от перегрузок; простота преобразования вращательного и поступательного движения друг в друга; высокое быстродействие и малое время разгона подвижных частей; гидропривод легко управляется и автоматизируется. Благодаря обильной и постоянной смазке гидропривод долговечен и надежен. Он позволяет плавно, в широком диапазоне регулировать движение исполнительного органа, Объемный гидропривод допускает достаточно произвольное расположение его элементов на машине, что чрезвычайно важно для мобильных машин, работающих в сложных условиях. К недостаткам гидропривода относятся: сравнительно невысокий КПД; необходимость высокой герметичности гидроаппаратов, а следовательно, точность обработки деталей, что обусловливает их относительно повышенную стоимость; возможность нестабильной работы, вызываемой температурными колебаниями вязкости рабочей жидкости. 2. Разработка принципиальной гидравлической схемы Тех. требования к гидросистеме: насос разгружен дополнительным гидрораспределителем, фиксация промежуточных положений штока двусторонним гидрозамком, фильтр установлен в сливной гидролинии. 3. Расчеты 3.1 Расчет и выбор гидроцилиндра Расчетное значение диаметра гидроцилиндра D2
p
,мм определяется по формуле: где Р2
p
- расчетное давление рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр, МПа; F2
- усилие на штоке,Н; ηмах
- механический КПД гидроцилиндра (рекомендуется принимать ηмах
=0,95...0,96). Принимаем ηмах
=0,95. Давление Р2
p
предварительно принимается равным: где Рн - номинальное давление в гидросистеме, МПа. Давление жидкости, возникающее в штоковой полости гидроцилиндра, не учитываем из-за его малого значения. По расчетному значению диаметра D2
p
из табл. 3.1, в которой приведены параметры гидроцилиндров для давлений Рн = 16 и 20 МПа, принимают ближайшее большее значение диаметра D2
. Диаметр штока d2
принимают по табл. 3.1, предварительно задавшись значением параметра (φ =1,25 или 1,6.) Принимаем φ =1,25. Таблица 3.1 - Параметры гидроцилиндров общего назначения Из таблицы вибираем D2
=100 мм, d2
=45 мм. Для принятого диаметра D2
рабочее давление жидкости Р2
, МПа у идроцилиндра составит: Расход жидкости, подводимой в поршневую полость гидроцилиндра Q2Р
, м3
/с составит: где V2
- заданная скорость движения поршня м/с; η0
- объемный КПД гидроцилиндра, который для новых гидроцилиндров с манжетными уплотнениями можно принять η0
=1. 3.2 Расчет и выбор гидронасоса Расчетная подача гидронасоса Q1
p
определяется из условия неразрывности потока жидкости, которое с точностью до утечек в гидролиниях и гидроаппаратуре, что допустимо на стадии предварительного расчета, имеет вид Тогда расчетный рабочий объем гидронасоса Vop
, м3
определяют по формуле где n - номинальная частота вращения вала насоса, с-1
, При выборе типа гидронасоса необходимо в первую очередь учитывать уровень номинального давления. Аксиально-поршневые гидронасосы рассчитаны на высокие значения номинального давления. Они имеют также более высокие объемный и полный КПД по сравнению с гидронасосами других типов. Поэтому для условий задания на контрольно-курсовую работу целесообразно ориентироваться на аксиально-поршневые гидронасосы. Выбираем гидронасос из табл. 3.2. Таблица 3.2 Основные параметры аксиально-поршневых гидронасосов Выбираем насос тапа НА: рабочий объем, V01
=33см3
, номинальное давле- ние 16 МПа, частота вращения n=1500 мин-1
, КПД: объемный η0
=0,91, полный η=0,85, масса 14 кг. С учетом фактических параметров принятого гидронасоса действительная его подача будет равна, м3
/с: где V01
и η0
- рабочий объем и объемный КПД принятого типоразмера гидронасоса; n - частота вращения вала гидронасоса по условиям задания, с-1
3.3 Выбор рабочей жидкости Первоначально необходимо выбрать условия применения гидрофицированной машины или оборудования: при отрицательных температурах; при положительных температурах в закрытых помещениях; при положительных температурах на открытом воздухе. Аксиально-поршневые насосы работают на чистых (тонкость фильтрации 25 мкм) рабочих жидкостях ВМГЗ, МГ-20 или МГ-30 в зависимости от условий применения гидропривода. Технические характеристики этих рабочих жидкостей приведены в табл. 3.3. Таблица 3.3 - Технические характеристики рабочих жидкостей Выбирам рабочую жидкость марки МГ-20. Плотность при 50 о
С: ρ=985 кг/м3
; кинематическая вязкость при 50 °С: v=0,2∙10-4
м/с; температурные пределы применения аксиально-поршневых насосов: от -10 °С до +80 °С; условия применения: при положительных температурах в закрытых помещениях. 3.4 Расчет и выбор гидроаппаратов Выбор гидроаппаратуры производится, прежде всего, по давлению и расходу рабочей жидкости в точке установки. Необходимо учитывать также функциональные особенности подбираемой гидроаппаратуры. Из таблиц выбираем гидроаппаратуру. Гидрораспределитель служит для включения, выключения и реверсирования движения штока гидроцилиндра. Выбираем распределитель типа Р-16: Предохранительный гидроклапан предназначен для защиты гидропривода от давления, превышающего установленное. Выбираем гидроклапан БГ52-14: Гидрозамок представляет собой управляемый обратный клапан и служит для фиксации штока выключенного гидроцилиндра в требуемом положении. Выбираем гидрозамок типа КУ-20: Фильтр служит для очистки рабочей жидкости от твердых загрязнителей. Выбор типа фильтра производится по требуемой тонкости очистки, расходу рабочей жидкости через фильтр и давлению в гидролинии гидропривода. Выбираем фильтр типа 1.1.20-25: Гидробак служит для размещения рабочей жидкости, дополнительной очистки жидкости от загрязнений за счет оседания твердых частиц, а также охлаждения жидкости выделением тепла через внешние поверхности бака в окружающую среду. Объем бака ориентировочно определяется по формуле: VБ
=(2...3).
Q1
, дм3
(3.8) где Q1
- подача гидронасоса, л/мин. VБ
=2,5∙45=112,5 дм3
Номинальную вместимость бака принимают в соответствии с рекомендациями ГОСТ 16770 из ряда значений (дм3
): 25; 40, 63; 100; 125; 160; 200; 250; 320; 400; 500; 630; 800 Выбыраем VБ
=125 дм3
. 3.5 .Расчет гидролиний Расчетный диаметр dP
, мм гидролиний определяется по формуле: где Q - расход жидкости на рассматриваемом участке, м3
/с Vд - допускаемая скорость движения рабочей жидкости в трубопроводе: для всасывающего трубопровода VД
=0,5...1,5 м/с; для сливного Vд=1,5..,2,5 м/с; для напорного при Рн≥10 МПа и l<10 м допускаемая скорость VД
=5...6 м/с. Расчетное значение диаметра (в мм) округляется до ближайшего по ГОСТ 8732 или ГОСТ 8734: ... 7; 9; 12; 15; 16; 22; 28, 36; 44; 56; 67; 86,.... Эти значения диаметров выбираются при номинальных давлениях от 10 до 20 МПа. Определим расчетный диаметр для всасывающего трубопровода: По ГОСТу принимаем Определим расчетный диаметр для сливного трубопровода: По ГОСТу принимаем Определим расчетный диаметр для напорного трубопровода: По ГОСТу принимаем По принятому диаметру определяется действительная скорость, м/с движения жидкости в напорном, сливном и всасывающем трубопроводах: Определим действительную скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе: Определим действительную скорость движения жидкости в сливном трубопроводе: Определим действительную скорость движения жидкости в напорном трубопроводе: Расчет гидравлических потерь в напорной гидролииии производится с учетом потерь давления по длине трубопровода ΔРт
, потерь давления в местных сопротивлениях трубопровода ΔРм
и потерь давления в гидроаппаратах ДРгд. Потери давления, ∆РТ
, Па по длине трубопровода определяются по формуле Дарси-Вейсбаха где р - плотность рабочей жидкости, кг/м3
; λ - коэффициент гидравлического трения ; l - длина гидролинии, м; v - скорость движения жидкости, м/с; d - диаметр напорной гидролинии, м. Для определения коэффициента гидравлического трения сначала необходимо определить режим движения жидкости, для чего определяется значение числа Рейнольдса по формуле где v- кинематическая вязкость рабочей жидкости, м2
/с. Так как Rе<2300 ,то режим движения жидкости ламинарный. При ламинарном движении жидкости коэффициент гидравлического трения с учетом теплообмена с окружающей средой через стенки трубопровода определяется по формуле Пуазейля: Потери давления ∆РТ
по длине трубопровода: Потери давления в местных сопротивлениях определяются по формуле Где ξ - коэффициент местного сопротивления. В качестве местных сопротивлений учитываются: входы в гидрораспределитель, гидрозамок и гидроцилиндр (ξ1
= ξ2
=ξ3
=0,8...0,9); место присоединения гидролинии предохранительного гидроклапана к напорной гидролинии (ξ4
=0,2) и два закругленных колена (ξ5
= ξ6
=0,15). Потери давления в местных сопротивлениях: Действительные потери давления в гидрораспределятеле и гидрозамке определяются по формулам: где ΔРPH
и ΔРЗН
номинальные потери давления в гидрораспределителе и гидрозамке в соответствии с их техническими характеристиками; QPH
и QЗН
номинальные расходы рабочей жидкости через гидрораспределитель и гидрозамок в соответствии с их техническими характеристиками; Q1
- подача гидронасоса рассчитанная по формуле (3.7). Суммарные потери давления в напорном трубопроводе определяются по формуле ΔР=0,06+0,027+0,3=0,387 МПа В правильно рассчитанной напорной гидролинии суммарные потери давления не должны превышать 5...6 % номинального давления. 0,387 МПа составляет меньше 6 % от 16 МПа, следовательно гидролиния рассчитана правильно. При этом Р1
= Р2
+ ΔР < РH
, (3.21) где P2
- давление у гидроцилиндра, рассчитанное по формуле (3.3): Р1
=13,4+0,387=13,787<16. 3.6 Тепловой расчет гидропривода Энергия, затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидроприводе, в конечном итоге превращается в теплоту, что вызывает нагрев рабочей жидкости и нежелательное снижение ее вязкости. Приближенно считается, что полученная с рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающую среду через поверхность бака. Тепловой поток через стенки бака эквивалентен потерянной мощности ΔN ΔN = N1
– N2П
(3.22) где N1
- мощность гидронасоса; N2П
- полезная мощность на штоке гидроцилиндра. Мощность гидронасоса, Вт где Q1
- подача гидронасоса, определенная по формуле (3.7); Р1
- давление гидронасоса, рассчитанное по формуле (3.21); η1
- полный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой. Полезная мощность, Вт определяется по формуле N2
= F2
V2
(3.24) где F2
- усилие на штоке в соответствии с заданием, Н; V2
- действительная скорость движения штока, м/с. Действительная скорость движения штока V2
определяется по формуле где ΔQp
- утечки рабочей жидкости в гидрораспределителе, принимаемые в соответствии с его технической характеристикой. Полезная мощность: N2
=100∙103
∙0,095=9500 Вт Тепловой поток через стенки бака эквивалентен потерянной мощности: ΔN=12165-9500=2665 Вт Потребная площадь поверхности охлаждения где k0
- коэффициент теплопередачи, который при отсутствии обдува не превышает 15 Вт/м2
, tЖ
- температура жидкости (60...70°С), tВ
- температура воздуха. 3.7 Расчет внешней характеристики гидропривода Применительно к проектируемому гидроприводу под внешней характеристикой понимают зависимость скорости перемещения штока гидроцилиндра от усилия на штоке V=ƒ(F2
). Для построения графика внешней характеристики необходимо задаться несколькими (не менее 4...5) значениями F2
i
в пределах 0≤F2
i
≤F2
. Каждому значению усилия F2
i
соответствует давление Р2
i
гидроцилиндра, которое определяется по формуле Поскольку потери давления в напорном трубопроводе практически не зависят от давления в напорном трубопроводе, то соответствующие значения давления ΔP2
i
у гидронасоса определяются по формуле P1
i
= P2
i
+ ΔP (3.28) где ΔР - потери давления, рассчитанные по формуле (3.20). С увеличением давления P1
i
возрастают утечки рабочей жидкости в гидронасосе ΔQ1
i
и в гидрораспределителе ΔQpi
Поэтому действительная подача рабочей жидкости в гидроцилиндр с возрастанием усилия F2
i
уменьшается. В связи с этим уменьшается и скорость движения штока V2
i
значение которой определяется по формуле где Q1
T
- теоретическая подача гидронасоса; ΔQNi
и ΔQPi
– утечки рабочей жидкости в гидронасосе и гидрораспределителе. При этом: где a1
и a2
- коэффициенты утечек для гидронасоса и гидрораспределителя. Коэффициенты утечек определяются по формулам где η01
- объемный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой; ΔQp
- утечки принятого гидрораспределителя в соответствии с его технической характеристикой; Рн
- номинальное давление. Рассчитаем коэффициенты утечек и теоретическую подачу гидронасоса (так как они одинаковы для всех скоростей): Рассчитаем скорости перемещения штока гидроцилиндра для следующих значений усилия на штоке: F2
i
= 0; 25; 50; 75; 100 кН. 1) F20
= 0 кН. P20
=0 P10
=0+0,387=0,387 МПа ∆QH
0
=0,18∙10-12
∙0,387∙106
=0,06∙10-6
∆QР0
=0,05∙10-12
∙0,387∙106
=0,01∙10-6
2) F21
= 25 кН. P11
= ∆QH
1
= ∆QР1
= 3) F2
2
= 50 кН. P12
=6,7+0,387=7,087 МПа ∆QH
2
= ∆QР2
= 4) F23
= 75 кН. P13
=10+0,387=10,387 МПа ∆QH
3
= ∆QР3
= 5) F24
= 100 кН. P14
= ∆QH
4
= ∆QР4
= По полученным данным построим график зависимости V= ƒ(F2
). Далее необходимо оценить степень снижения скорости движения штока при изменении усилия F2
i
от нуля до F2
. где V20
- скорость движения штока при F2
= 0. БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 1. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта
|