Розрахунок гідроприводу

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Міністерство освіти і науки України

Дніпродзержинський Державний технічний Університет

Кафедра: “Технології машинобудування”

Розрахунково-пояснювальна записка

до курсової роботи з предмету

“Гідравліка, гідропривід та гідропневмоавтоматика”

Варіант 9.1

Виконала ст. гр. ІМ - 11-1д

Ліпка І. Р.

Перевірив:

Молчанов В.Ф.

Дніпродзержинськ 2013



Вихідні данні

Цикл руху робочого циліндра

Живлення здійснюється від одного насоса. Насос без розвантаження.

Реверсивний розподільник з електричним керуванням. Також у системі застосовується пневмо-гідравлічний акумулятор.

Таблиця 1 Вихідні данні

Розрахункове навантаження, Н	Розрахунковій тиск МПа	Механічний К.К.Д. привода	Швидкість робочої подачі, м/с • 10-2	Довжина ходу циліндра, м	Довжина трубопроводів, м
			ШП	1РП	2РП	Повний	Робочий	Нагнітання	Зливання
12000	2,5	0,85	8,8	1,4	0,5	0,5	0,2	3,0	4,1



Зміст

Передмова

1 Розробка і описання гідравлічної схеми гідроприводу

2 Гідравлічний розрахунок параметрів гідроприводу

3 Динамічний розрахунок гідроприводу

Перелік посилань



Передмова

Під гідроприводом розуміють сукупність пристроїв (до числа яких входить один або декілька об'ємних гідродвигунів), призначені для приведення в рух механізмів і машин за допомогою робочої рідини під тиском. Як робоча рідина у верстатних гідроприводах використовується мінеральне масло.

Гідроприводи широко застосовуються в сучасному верстатобудуванні. Вони дозволяють істотно спростити кінематику верстатів, понизити їх металоємність, підвищити точність, надійність роботи, а також рівень автоматизації. Виробництво гідроприводів в промислово розвинених країнах розширюється.

Основні напрями розвитку вітчизняного верстатного гідроприводу полягають в поліпшенні енергетичних і експлуатаційних характеристик гідрообладнання, підвищенні його швидкодії, вживанні слідкуючого і пропорційного дистанційного керування, що розширюється, що забезпечують зв'язок сучасних електронних систем з вузлами гідроприводу.

Широке використання гідроприводів у верстатобудуванні визначається рядом їх істотних переваг перед іншими типами приводів і перш за все можливістю здобуття великих зусиль і потужностей при обмежених розмірах силових виконавчих двигунів. Це полегшує компоновку гідроприводів в механізмах. Завдяки малій інерційності рухливих частин гідроприводи мають високу швидкодію. Практика показує, що на гідромотор приходиться зазвичай не більше 5% моменту інерції механізму, що приводиться ним, а для гідроциліндра цей показник може бути ще краще, тому час їх розгону і гальмування не перевищує зазвичай декількох сотих доль секунди.

Гідравлічні приводи забезпечують за умови хорошої плавності руху широкий діапазон безступінчастого регулювання швидкості виконавчих двигунів.

Важлива гідність гідроприводів -- можливість роботи в динамічних режимах при частих включеннях, зупинках, реверсах руху або змінах швидкості, причому якість перехідних процесів може контролюватися і змінюватися в потрібному напрямі. Цим пояснюється широке використання гідравліки у верстатах із зворотно-поступальним рухом робочого органу (шліфувальні, протяжні, строгання , довбівлі, хонінгуванні і ін.).

Гідропривід дозволяє надійно захистити систему від перевантаження, що дає можливість механізмам працювати по жорстких упорах, при цьому забезпечується точний контроль зусиль, що діють, шляхом регулювання тиску притиску. Ця властивість використовується в затискних і фіксуючих механізмах верстатів, в гідроприводах усунення зазорів, системах урівноваження і тому подібне



1. Розробка і описання гідравлічної схеми гідроприводу

Розроблений гідропривід який зображено на рисунку 1 працює по наступній схемі: насос (2) який приводяться в рух за рахунок двигуна (3) засмоктує робочу рідину з баку (1) та нагнітає її в магістраль.

При включені електромагніта Е1 золотник на трипозиційнийному розподільнику РП1 (8) переміщається в положення 1, робоча рідина вільно проходить через розподільники РП2 (9) та РП1, потрапляє в циліндр (13) і тисне на поршень (14), за рахунок цього рухається шток (15), а із другої порожнини циліндру рідина через розподільники РП1 (8) і РП3 (12) та фільтр (5) вільно зливається у бак. Так завдяки цій схемі гідроприводу виконується швидкий підвід (ШП). гідропривід трубопровід тиск порожнина

Також для підтримки постійного тиску в схемі встановлено пневмо-гідро акумулятор (7).

Для здійснення робочих переміщень в цьому гідроприводі встановлено двопозиційні гідророзподільники РП2 (9), РП3 (12) та дроселя (10,11)

Рисунок 1. Схема гідроприводу



2. Гідравлічний розрахунок параметрів гідроприводу

1. По заданій величині зовнішнього зусилля, яке розвивається на штоку гідроциліндра, з урахуванням характеру зусилля, вибираємо гідроциліндр відповідного типорозміру.

Визначаємо розрахунковій діаметр поршня гідроциліндра

де - задане навантаження, Н; p - заданий розрахунковий тиск, Па;

- механічний ККД гідроприводу;

? - відношення діаметрів штока та поршня приймаємо .

По розрахунковому діаметру підбираємо стандартні діаметри деталей рухомих ущільнюючих пар гідроциліндра по ГОСТ 12447-80 [4, с. 8]

D=100 мм - діаметр поршня;

d=D•? = 100•0,5= 50 мм - діаметр штока.

2. З урахуванням того, що створення штовхаю чого зусилля, яке передається штоку гідроциліндра, робочу рідину під тиском слід подавати в його поршневу порожнину, ефективну площу визначаємо за формулою:

де D і d - відповідно стандартні діаметри поршня і штока

3. Орієнтовній тиск на виході з насоса, для створення максимального зусилля розрахуємо по формулі:

4. Розрахуємо орієнтовану подачу насоса

де - задана швидкість ШП руху штока гідроциліндра

5. Орієнтовний тиск збільшуємо - на 10-20%, а орієнтовану подачу - на 5-15%

Таке збільшення подачі і орієнтованого тиску насоса необхідне для врахування приблизної компенсації втрат тиску рідини на подолання сил тертя в трубопроводах, апаратах і витокові рідини із системи гідроприводу.

6. З урахуванням уточнених розрахункових значень гідравлічних параметрів і підбираємо номінальну подачу і номінальній тиск .

По цих параметрах вибираємо типорозмір насосів для гідроприводу [4, с. 22]

Встановлюємо насос Г11-23 для якого:

Тиск на виході: номінальний ;

максимальний ;

Подача

7. По гідравлічних характеристиках насоса і вибираємо гідравлічну апаратуру гідропривода:

а) Трьохпозиційний гідравлічний розподільник з гідравлічним керуванням № 64А по гідросхемі [4, с. 103]:

діаметр умовного проходу

номінальна витрата масла

повна втрата тиску в розподільнику .

Розподільник типа Г72-33 [4, с. 111].

б) Два двопозиційних гідравлічних розподільника з № 573 по гідро схемі [4, с. 105]:

діаметр умовного проходу

номінальна витрата масла

повна втрата тиску в розподільнику .

Розподільник типа Г72-33 [4, с. 111].

в) Дросель Г55-13А [4, с. 186]

діаметр умовного проходу

номінальна

мінімальна .

г) Запобіжний клапан Г54-23 [4, с. 157]

діаметр умовного проходу

повна втрата тиску .

витрати масла: номінальна

максимальна

мінімальна

тиск налаштування

д) Зворотній клапан Г51-23 [4, с. 150]

діаметр умовного проходу

витрати масла: номінальна

е) Двуштоковий гідроциліндр [4, с. 75]

D=100 мм - діаметр поршня;

d= 50 мм - діаметр штока;

S=500 мм - хід поршня.

ж) Пневмо-гідро акумулятор АРХ-1/16 [4, с. 43]:

місткість 1 дм³;

Тиск номінальний ;

Розмір отвору для під'єднання до гідросистемі М27?2

8. Вибираємо гідравлічний бак

Номінальна місткість бака становить .

9. Вибір фільтра [4, c.281]

В дану гідросистему встановлюємо фільтр С42-5, в окремому корпусі, з сітчастим фільтруючим елементом, в зливній магістралі:

пропускна спроможність 16-100 л/хв;

умовний прохід ;

номінальна тонкість фільтрації 40 мкм;

робочий тиск 1МПа;

повна втрата тиску .

10. Робочу рідину вибираємо згідно з рекомендаціями, що містяться в технічних даних з експлуатації устаткування гідроприводу [4, с. 10]

Вибираємо масло індустріальне ИГП-30 ГОСТ 101413-78. В'язкість при температурі 50 .

11. Розрахунок трубопроводу

- орієнтовний вибір швидкості руху рідини по трубопроводах

- визначення розрахункового діаметру і підбір дійсного діаметру трубопроводу

Вибираємо трубопровід зі стальної труби ГОСТ 8734-75, для напорної лінії діаметр умовного проходу , розмір труби , , для зливної лінії діаметр умовного проходу , розмір труби .

- розрахуємо дійсну швидкість робочої рідини в трубопроводі:

в напорній магістралі:

в зливній магістралі:

- визначаємо число Рейнольда

де - коефіцієнт кінематичної в'язкості рідини

Температуру робочої рідини приймаємо рівною 50С

для напорної магістралі:

для зливної магістралі:

Для напорної і зливної магістралей в яких число Рейнольда задовольняє таку умову Re<2300, тобто тут режим руху ламінарний, коефіцієнт гідравлічного опору ? розраховуємо за допомогою формули Дерсі-Вейсбаха

Для зливної магістралі, в якій число Рейнольда задовольняє умову Re<2300, тобто тут режим руху ламінарний, коефіцієнт гідравлічного опору ? розраховуємо за допомогою формули Дерсі-Вейсбаха

Втрати тиску в трубопроводах гідроприводу визначають по формулі

де - питома вага робочої рідини при температурі 50 С, Н/м³;

- приведена довжина трубопроводу, м;

- коефіцієнт гідравлічного опору по довжині;

- умовний діаметр трубопроводу, м;

- дійсна швидкість робочої рідини, м/с;

- прискорення сили тяжіння, м/с².

Питома вага робочої рідини

де - щільність робочої рідини, кг/м³.

Щільність рідини при температурі 50 С визначають і залежності

де - щільність робочої рідини при температурі 20 С, кг/м³

- коефіцієнт температурного розширення, ля мінеральних ;

;

;

Сумарна втрата тиску в трубопроводі

12. Втрати тиску в гідравлічних апаратах

де - номінальний перепад тиску при номінальній втраті робочої рідини для даного апарату; - втрати рідини для даного апарату.

а) для розподільників

б) для фільтра

13. Сумарні втрати тиску в гідравлічних апаратах і трубопроводі

Сумарна втрата тиску в гідравлічних апаратах

;

;

14. Сила тертя в ущільненнях поршня і штока гідроциліндру

де - коефіцієнт тертя матеріалів в ущільнені поршня і штока по сталі, для ущільнення з гуми

, - ширина кільця поршня ущільнювача або манжети відповідно поршня і штока, м;

, - кількість елементів ущільнювачів на поршні і штоку;

;

;

15. Дійсний тиск на виході з насоса

Обчислене значення задовольняє умову

враховуючу, що

Потужність спожита гідроприводом

де - КПД насоса.

3. Динамічний розрахунок гідроприводу

Дискретний характер роботи гідравлічних виконавчих пристроїв не виключає необхідності регулювання швидкості руху їх рухомих елементів, забезпечення стійкості, стабільності режимів руху, швидкодії. Визначення швидкодії, дійсних швидкостей руху, зусиль, що розвиваються, входить в завдання динамічного розрахунку. На відміну від пристроїв безперервної дії, при динамічному аналізі яких на першому плані постають питання постійності і якості перехідних процесів, для дискретних пристроїв, що мають, як правило, великі запаси постійності, основне значення має динаміка процесів розгону і гальмування рухомих частин виконавчих пристроїв при їх включенні і зупинці, а також параметри сталого режиму руху і їх стабільність. Рішаючи диференціальні рівняння, що описують динаміку дискретних виконавчих пристроїв, знаходять їх динамічні характеристики. Для отримання точних результатів розрахунку в рівняннях мають бути максимально повно враховані чинники, що впливають на характер руху. Вирішальне значення при цьому має врахування змін сил опору руху, тиску в порожнинах виконавчих пристроїв, а також витрат рідини в лініях підведення і зливу.

Характер руху виконавчих пристроїв істотно залежить від роботи апаратури управління і допоміжних пристроїв, які входять в систему. Так, спрацьовування розподільних і командних пристроїв є причиною коливань тиску і витрат, що викликають зміну динамічних характеристик, а наявність пневмогідравлічного акумулятора в системі, що є за своєю природою пневматичною пружною ланкою стабілізує ці характеристики. При цьому істотно змінюється їх характер і тривалість перехідних процесів.

Принципова схема гідравлічного виконавчого пристрою показана на рисунку 2. Слід враховувати, що величина протидія в порожнині зливу залежить від опору зливної траси, що є функцією швидкості перебігу робочої рідини по трубопроводах, а отже, і функцією швидкості переміщення поршня в робочому циліндрі. В період розгону і гальмування величина протидії в порожнині зливу змінюється в широких межах від 0до p_max

Тиск в робочій порожнині циліндра і перепад тиску на лінії підведення, які визначають розвинуте виконавчим пристроєм зусилля і швидкість переміщення поршня, також є величинами змінними, залежними від навантаження на штоку поршня, сил тертя і величини протидії.

Рівняння руху поршня виконавчого пристрою, що враховує співвідношення діючих сил, можна записати в наступному виді:

(4.1)

де М - приведена до поршня маса рухомих частин і робочої рідини в трубопроводах і гідроциліндрі; - прискорення поршня; х - поточне значення величини переміщення поршня; , і - ефективні площі поршня з боку робочої порожнини і порожнини зливу; і - тиск в робочій порожнині і в порожнині зливу; - постійна складова сил тертя; Р - постійна складова корисного навантаження на штоку поршня; Т_в - сила в'язкого тертя; - змінна складова корисного навантаження; С - коефіцієнт пропорційності; - швидкість поршня.

(4.2)

де М - приведена до поршня маса рухомих частин циліндра, привідного механізму і маса рідини в напірному і зливному трубопроводах; - маса рухомих частин циліндра і привідного механізму, кг (<250 кг); і - внутрішній діаметр відповідно напірного і зливного трубопроводів, мм; і - довжина відповідно напірного і зливного трубопроводів, мм;

Тиск в робочій порожнині гідроциліндра:

(4.3)

Перепад тиску на лінії підведення

Де - тиск рідини, створений насосом.

Підставляючи значення , отримуємо

(4.4)

Розхід рідини, що поступає в робочу порожнину гідравлічного циліндра, визначається залежністю:

(4.5)

де - коефіцієнт розходу лінії підведення ; - площа мінімального прохідного перетину лінії підведення; ( - питома вага рідини; g- прискорення вільного падіння).

Швидкість переміщення поршня гідравлічного циліндра з розходом рідини пов'язана залежністю:

(4.6)

Розхід робочої рідини, що поступає на злив:

(4.7)

де - коефіцієнт розходу лінії зливу, ; - площа мінімального прохідного перетину трубопроводів зливної магістралі; - перепад тиску, визначений опором зливної траси.

Якщо надлишковий тиск рідини в масляному баку , то

Тоді залежність прийме вигляд:

Враховуючи, що отримуємо

(4.8)

З формули (4.8) видно, що величина протитиску в порожнині зливу пропорційна квадрату швидкості поршня гідроциліндра. Підставляючи значення в рівняння (4.4), знаходимо:

Після підстановки знайденого значення в рівняння (4.6) і відповідних перетворень можна отримати рівняння руху поршня гідроциліндра, що враховує зміну перепадів тиску на лініях підведення і зливу, вплив сил тертя, корисного навантаження і пропускної спроможності трубопроводів:

(4.9)

Рівняння (4.9) в загальному виді рішення не має. Воно може бути вирішене методами чисельної інтегрування із застосуванням ЕОМ.

В окремому випадку, якщо корисне навантаження, сили тертя і сили в'язкого тертя постійні або змінюються незначно, їх можна замінити деякими постійними середніми значеннями , , і рівняння (4.9) може бути вирішене в загальному вигляді. Таким рішенням зручно користуватися при попередніх розрахунках. Приймаючи, що

- розрахункове навантаження, Н;

- середнє зусилля на подолання сил тертя поршня і штока гідроциліндра, Н;

- середнє зусилля на подолання сил в'язкого тертя, Н;

- коефіцієнт динамічної в'язкості, Н•с/м²;

- радіус поршня, м;

- довжина поршня, м;

- швидкість руху поршня, м/с;

- відстань між поверхнями поршня і циліндра, виміряна по нормалі, м. Здійснюючи заміни перемінних складових в рівнянні (4.9) постійними величинами отримуємо диференціальне рівняння руху поршня.

Вирішуючи це рівняння на ЕОМ отримаємо залежності для визначення шляху переміщення х робочого органу, як функції часу t; швидкості переміщення x робочого органу, як функції часу t; прискорення переміщення а робочого органу, як функції часу t.

Це рівняння дозволяє визначити величини переміщення х, швидкості v і прискорення а поршня гідравлічного циліндра через його геометричні параметри, діючий тиск і величини сил опору руху, що дозволяє вести розрахунок по заданих динамічних характеристиках.

Контрольні точки для розрахунку на ЕОМ

P = 12000 Н - розрахункове навантаження;

p₁ = 2319966 Па - тиск в полості нагнітання;

p₂ = 17177 Па - тиск в зливній полості;

F₁=F₂= 5,887 • 10^-3 м² - ефективна площа поршня в полості нагнітання та зливу;

С = 864 Н - сила тертя в ущільненнях поршня і штока гідроциліндру.



Перелік посилань

1. Башта Т.М. Гідравліка, гідромашини і гідроприводи.-М.: Машинобудування, 1982.-423с.

2. Гідроприводи і гідропневмоавтоматика верстатів/ В.А. Федорец, М.И. Педченко, А.Ф. Пичко й ін. Під ред. В.А.Федорца.- К.: Вища школа, Головне вид-во, 1967.-375с.

3. Бірюков В.Н. Гідравлічне устаткування металорізальних верстатів.-М.: Машинобудування, 1979.-112с.

4. Свєшников В.К., Усов А.А. Верстатні гідроприводи. Довідник. - 2 вид., пере-роб. і догк - М.: Машинобудування, 1988.-513с.

5. Навроцкий К.Л. Теорія і проектування гідро - і пневмоприводів. - М.: Машинобудування. 1991.-3 84с.

Размещено на Allbest.ru