Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

СИБИРСКИЙ КАЗАЧИЙ ИНСТИТУТ ТЕХНОЛОГИЙ И УПРАВЛЕНИЯ (филиал) ФЕДЕРАЛЬНОГО ГОСУДАРСТВЕННОГО БЮДЖЕТНОГО ОБРАЗОВАТЕЛЬНОГО УЧРЕЖДЕНИЯ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

«МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ТЕХНОЛОГИЙ И УПРАВЛЕНИЯ ИМЕНИ К.Г. РАЗУМОВСКОГО»

(Первый казачий университет)

Кафедра «Проектирования и автоматизации производств»

Пояснительная записка к курсовой работе

по дисциплине «Гидравлика»

КР-01.01.ПЗ

Руководитель проекта

д.т.н., профессор

Корчагин П.А.

Проект выполнил

студент группы ДО 221-13С

Гоголь С.Ю.

ОМСК-2015

Введение

Курсовая работа выполняется в учебных целях по заданию кафедры «Проектирования и автоматизации производств» от 26. 12. 2014 г. В курсовой работе проводится расчет основных параметров объемного гидропривода и на его основе выбор нормализованного и стандартного оборудования.

Задание

Требуется рассчитать параметры гидропривода поступательного движения, согласно принципиальной схеме, изображенной на рисунке 1.

Рис.1. Гидропривод поступательного движения

1. Исходные данные для расчета объемного гидропривода

Номинальное давление гидропривода Pном = 10 МПа.

Усилие на штоке гидроцилиндра F = 30 кН.

Скорость перемещения штока гидроцилиндра v = 0,4 м/с.

Длина гидролинии:

- всасывающей (от бака к насосу) lвс = 1,3 м;

- напорной (от насоса к распределителю) lнап = 4 м;

- исполнительной (от распределителя к гидроцилиндру) lисп = 2 м;

- сливной (от распределителя к баку) lсл = 3 м.

Местные сопротивления:

- угольник сверленый - 2 шт.;

- угольник с поворотом 900 - 6 шт.;

- штуцер присоединительный - 2 шт.;

- муфта разъемная - 3 шт.

Температурный режим работы (окружающей среды) - -10…+40 0С.

2. Описание принципиальной гидравлической схемы

гидроцилиндр кондиционер шток жидкость

Гидравлическая схема (рис. 2) состоит из следующих элементов:

- гидробака (Б),

- гидрораспределителя с электромагнитным управлением (Р),

- гидродроселя (ДР),

- гидроклапана обратный (КО),

- насоса (Н),

- фильтра (Ф),

- гидроцилиндра (Ц).

Работа гидропривода совершается следующим образом: рабочая жидкость из бака Б с помощью насоса Н поступает в гидросистему. При среднем (выключенном) положении гидрораспределителя напорная линия соединяется со сливной и жидкость поступает через дроссель ДР и фильтр Ф обратно в бак. При крайнем левом положении распределителя напорная линия соединяется с исполнительной и жидкость под давлением поступает в поршневую полость гидроцилиндра, тем самым совершая механическую работу выходного звена, которое может быть соединено с рабочим оборудованием строительной машины или другими узлами. Одновременно жидкость из штоковой полости поступает через дроссель и фильтр в бак, с помощью дросселя можно регулировать объем проходящей жидкости, тем самым изменяя скорость выдвижения штока гидроцилиндра. При крайнем правом положении рабочая жидкость поступает в штоковую полость, тем самым совершая обратное движение выходного звена. При максимальных нагрузках на выходное звено или крайних положениях гидроцилиндра, когда давление в гидросистеме начинает превышать допустимую норму, рабочая жидкость от насоса поступает в обратный клапан и с его помощью начинает циркулировать через насос, предохраняя гидросистему от перегрузок и поломок.



Рис.2. Схема гидравлическая принципиальная

3. Расчет объемного гидропривода

Расчет гидропривода проводят на основании следующих исходных данных:

- значения выходных параметров гидродвигателей (величины сил на штоках и скоростей перемещения штоков гидроцилиндров, величины крутящих моментов и угловых скоростей вращения вала гидромоторов);

- номинальное давление гидропривода;

- режимы работы;

- принципиальная гидравлическая схема;

- значения температуры окружающего воздуха и др.

При расчете гидропривода принимаем следующие допущения:

- рассматриваем установившийся режим работы гидропривода;

- рабочую жидкость считаем несжимаемой;

- коэффициенты гидравлических сопротивлений постоянны;

- разрыва потока жидкости при работе гидропривода не происходит;

- температура жидкости, основные физические свойства жидкости (плотность, вязкость, модуль объемной упругости и др.) являются постоянными;

- подача насоса является постоянной.

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса

Полезную мощность гидроцилиндра (гидродвигателя возвратно-поступательного действия) определим по формуле:

, (1)

где F - усилие на штоке, кН;

- скорость движения штока, м/с.

Подставляя численные значения, найдем мощность гидроцилиндра:

,

Полезную мощность насоса определим по формуле:

, (2)

где - коэффициент запаса по усилию, = 1,1…1,2;

- коэффициент запаса по скорости, = 1,1…1,3;

NЦ - мощность гидроцилиндра, кВт.

Коэффициент запаса по усилию учитывает гидравлические потери давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний, а также потери мощности на преодоление инерционных сил, сил механического трения в подвижных соединениях и т.д.

Коэффициент запаса по скорости учитывает утечки рабочей жидкости, уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме.

Меньшие значения коэффициентов следует выбирать для гидроприводов, работающих в легком и среднем режимах, а большие - в тяжелом и весьма тяжелом режимах эксплуатации.

Принимая = 1,1 и = 1,1, получим:

.

3.2 Выбор насоса

Полезная мощность насоса связана с номинальным давлением и подачей зависимостью , исходя из этой зависимости, определим подачу насоса

, (3)

где Pном- номинальное давление, МПа.

Подставляя значения, определим численное значение подачи насоса:

Рабочий объем насоса определим по формуле:

(4)

где - частота вращения вала насоса, с-1 (об/с).

Для определения рабочего объема насоса, зададимся частотой вращения вала насоса. Принимаем =1500 об/мин = 25 с-1, отсюда:

По номинальному давлению гидропривода рном =10 МПа и рабочему объему насоса qН = 58 см3 применяем насос НШ-71А-3 с номинальным давлением 16 МПа и рабочим объемом 69,7 см3. Техническая характеристика данного насоса приведена в таблице 1.

Таблица 1

Техническая характеристика шестеренного насоса НШ-71А-3

Показатели	НШ 71А-3
Рабочий объем, см3	69,7
Давление на выходе, МПа:
номинальное	16
максимальное	20
Давление на входе в насос, МПа:
минимальное	0,08
максимальное	0,15
Частота вращения вала, с-1:
минимальная	16
номинальная	25
максимальная	32
Номинальная потребляемая мощность, кВт	30,53
КПД насоса (не менее)	0,85
Коэффициент подачи (объемный КПД) (не менее)	0,94
Класс чистоты рабочей жидкости по ГОСТ 17216-71 не грубее	15
Номинальная тонкость фильтрации рабочей жидкости, мкм, не более	25
Масса кг	16,8

Проведем уточнение действительной подачи насоса, , дм3/с:

(5)

где - действительный рабочий объем насоса, дм3 (дм3/об);

- действительная частота вращения вала насоса, с-1;

- объемный КПД насоса.

Подставляя численные значения, получим:

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

Внутренние диаметры гидролиний (всасывающей, напорной и сливной) определим из уравнения неразрывности потока жидкости по формуле:

 (6)

где - скорость движения жидкости в соответствующей гидролинии, м/с.

Для всасывающей гидролинии внутренний диаметр составит:

,

для напорной (нагнетательной):

,

для сливной:

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии dp выбираем трубопроводы по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра трубопровода d должно быть больше расчетного, т.е. d dp. Значение толщины стенки трубопровода принимаем конструктивно равным 3 мм. Отсюда диаметр всасывающего трубопровода 48 мм, напорного 30 мм, сливного 38 мм.

Действительные скорости движения жидкости во всасывающей, напорной и сливной гидролиниях определим по формуле:

(7)

где d - действительное значение внутреннего диаметра гидролинии, м.

Для всасывающей гидролинии скорость составит:

,

для напорной (нагнетательной):

,

для сливной:

3.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

По условному проходу и номинальному давлению выбираем гидроаппаратуру (распределители, клапаны, гидрозамки, и др.).

Соотношение между условными проходами и действительными внутренними диаметрами по ГОСТ 16516-80 приведены в таблице 2.

Таблица 2. Зависимость условного прохода от действительного размера внутреннего диаметра трубопровода

Условный проход dy, мм	Диапазон действительных внутренних диаметров d, мм
5,0	4,5…5,7
6,0	5,7…7,2
8,0	7,2…9,0
10,0	9,0…11,0
12,0	11,0…14,0
16,0	14,0…18,0
20,0	18,0…22,5
25,0	22,5…28,5
32,0	28,5…36,0
40,0	36,0…45,0
50,0	45,0…57,0
63,0	57,0…72,0
80,0	72,0…90,0

Принимаем условный проход всасывающей гидролинии dувс= 40 мм, напорной dунап=25 мм, сливной dусл= 32 мм. Исходя из условного прохода напорной гидролинии, используем гидрораспределитель типа Р с условным проходом 25 мм (приложение 17). Техническая характеристика данного распределителя приведена в таблице 3. Для защиты системы от повышенного давления используем гидроклапан К21602, его характеристики которого приведены в таблице 4. В сливной линии применяем линейный фильтр 1.2.32-25, технические характеристики которого указаны в таблице 5.

Таблица 3. Техническая характеристика гидрораспределителя типа Р

Показатели	Значение
Условный проход, мм	25
Давление, МПа:
номинальное	16
максимальное	17,5
Максимальное усилие для перемещения золотника из нейтральной позиции в рабочие при номинальных давлении и расходе, Н:	400
Давление в сливной гидролинии, МПа, не более	0,8
Потери давления при рабочей позиции золотника, МПа, не более	0,65
Внутренние перетечки рабочей жидкости при нейтральной позиции золотника и номинальном давлении, см3/мин, не более	75…200

Таблица 4. Техническая характеристика гидроклапана К21602

Показатели	К21602
Условный проход, мм	16
Максимальный расход, дм3/мин	200
Условный проход гидрораспределителя, мм	20-32
Диапазон регулирования давления, МПа	8…20
Вид регулирования	Шайбами

Таблица 5. Техническая характеристика линейного фильтра 1.2.32-25

Показатели	1.2.32-25
Условный проход, мм	25
Номинальный расход через фильтр при вязкости рабочей жидкости 20…30 сСт, дм3/мин	100
Номинальная тонкость фильтрации, мкм	25
Номинальное давление, МПа	0,63
Номинальный перепад давления при номинальном расходе и вязкости рабочей жидкости не более 30 сСт, МПа	0,08
Перепад давления на фильтроэлементе при открывании перепускного клапана, МПа	0,3
Ресурс работы фильтроэлемента, ч	200
Масса, кг	9,7

Рабочая жидкость служит для передачи гидравлической энергии (энергии давления) от насоса к гидродвигателю. Кроме этого, она выполняет смазывающие, теплоотводящие, антикоррозионные и другие функции. Поэтому рабочая жидкость должна обладать:

- хорошими смазывающими свойствами (противозадирными и противоизносными свойствами), исключающими контактирование и схватывание трущихся поверхностей при малых скоростях скольжения в условиях граничного режима смазывания;

- антикоррозионными свойствами по отношению к материалам (сталь, чугун, бронза, алюминиевые сплавы и т.д.), из которых изготовлены детали гидроагрегатов;

- высокой противопенной и антиокислительной стойкостью.

В качестве рабочей жидкости применяем масло ВМГЗ, характеристика которого приведена в таблице 6.

Таблица 6. Характеристика гидравлической жидкости ВМГЗ

Показатели	ВМГЗ
Обозначение по ГОСТ 17479.3-85	МГ-15-В (с)
Плотность при 20 0С, кг/м3	865
Индекс вязкости	130…160
Вязкость при 50 0С, сСт	10
Температура застывания, 0С	-60
Температура вспышки, 0С	135
ГОСТ, ТУ	ТУ 38.101479-86

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

Определение потерь давления при движении жидкости в гидролиниях необходимо для более точного расчета гидродвигателя, а также для определения гидравлического КПД гидропривода.

Потери давления для каждой гидролинии определяют по формуле:

(8)

где - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа;

- потери давления в местных сопротивлениях, МПа.

Путевые потери давления определяют по формуле:

(9)

где - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа;

- коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси);

- длина гидролинии, м;

внутренний диаметр гидролинии, м;

действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

плотность рабочей жидкости, кг/м3.

Коэффициент путевых потерь зависит от режима движения жидкости и определяется по формулам:

а) для ламинарного режима ():

(10)

б) для турбулентного режима (2320):

(11)

Число Рейнольдса определяют по формуле

(12)

где кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м2/с.

Численное значение числа Рейнольдса для каждой из линий составит:

Режим движения жидкости турбулентный, отсюда коэффициент путевых потерь для каждой из линий:

Подставляя численные значения в формулу (9), получим:

Принимаем для всасывающей линии 1 разъемную муфту. Для напорной и сливной по 1 сверленому угольнику, штуцеру муфте и по 3 угольника с поворотом 900. Находим потери для каждой из линий.

;

;

Подставляя значения в формулу (8), найдем потери каждой гидролинии:

;

;

3.6 Расчет гидроцилиндров

Основными параметрами гидроцилиндров являются: усилие на штоке F, скорость штока V, диаметр поршня D, диаметр штока d и ход штока L. Усилие на штоке, скорость штока и ход штока заданы, а диаметры поршня и штока рассчитываются. Расчетные схемы гидроцилиндров приведены на рисунке.

Диаметр поршня гидроцилиндра с поршневой рабочей полостью А определяют из уравнения равновесия сил, действующих на шток:

(13)

где F1 - усилие на штоке, Н;

p1 - давление в поршневой полости, Па, p1= pном - , здесь

pном - номинальное давление, Па

pн - потери давления в напорной гидролинии; Па

D - диаметр поршня, м;

p2 - давление в штоковой полости, Па,

p2= p1 -pc - потери давления в сливной гидролинии;

d - диаметр штока, м.

Задавшись значением коэффициента по рекомендациям работ /1, 8, 10/ и решив уравнение (15) относительно диаметра поршня, получим следующее выражение:

, (14)

Диаметр штока находим из соотношения d = , т.е диаметр штока составит 0,019 м.

Кроме определения диаметров поршня и штока из условия обеспечения заданного усилия F, необходимо произвести расчет гидроцилиндра по обеспечению заданной скорости движения штока V.

В этом случае диаметр поршня вторично определяется из уравнения неразрывности потока жидкости (, здесь - эффективная площадь поршня) по формуле для гидроцилиндра с поршневой рабочей полостью:

(15)

где D - диаметр поршня, м;

Qнд - расход жидкости, м3/с;

V - скорость движения штока, м/с;

Отсюда:

Среднее значение диаметра поршня составит: Dср= (D1+D2) /2 = 0,0671 м, а штока dср = 0.02 м. Согласно ГОСТ 6540-68 «Гидроцилиндры и пневмоцилиндры. Ряды основных параметров» принимаем D=70 мм и d=20 мм.

По формуле (14) и выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительное усилие Fд, развиваемое гидроцилиндром:

Действительную скорость движения штока определяют из уравнения неразрывности потока жидкости по формуле

, (16)

где Qнд - расход жидкости, м3/с;

Sэф - эффективная площадь поршня, м2, Sэф= - для поршневой рабочей полости, Sэф= - для штоковой рабочей полости.

Отсюда Sэф= = 0,004 м2, т.е:

Проводим сравнение действительных и заданных параметров по относительным величинам

% %; (17)

Допускаемая величина отклонения действительных значений выходных параметров гидроцилиндра от заданных не должна превышать 10 %.

3.7 Тепловой расчет гидропривода

Тепловой расчет гидропривода приводится с целью определения температуры рабочей жидкости, объема гидробака и выяснения необходимости применения специальных теплообменных устройств.

Основными причинами выделения тепла в гидроприводе являются: внутреннее трение рабочей жидкости, дросселирование жидкости при прохождении различных элементов гидропривода, трение в гидрооборудовании и др.

Тепловой расчет гидропривода ведется на основе уравнения теплового баланса:

(18)

где Qвыд - количество тепла, выделяемого гидроприводом в единицу времени (тепловой поток), Вт;

Qотв - количество тепла, отводимого в единицу времени, Вт.

Количество выделяемого тепла определяется по формуле /1, 11/:

, (19)

где Qвыд - количество тепла, выделяемого в единицу времени, Вт;

Nн - мощность привода насоса (потребляемая), Вт;

- гидромеханический КПД гидропривода;

- коэффициент продолжительности работы гидропривода;

- коэффициент использования номинального давления;

рном - номинальное давление гидропривода, Па;

Qнд - действительная подача насоса, м3/с;

- полный КПД насоса из его технической характеристики.

Гидромеханический КПД гидропривода находят по формуле:

(20)

где - гидромеханические КПД насоса и гидродвигателя соответственно;

- гидравлический КПД гидропривода, учитывающий потери давления в гидролиниях.

Гидравлический КПД гидропривода равен:

, (21)

где pном - номинальное давление гидропривода, МПа;

- потери давления в напорной, сливной и всасывающей гидролиниях соответственно, МПа.

То есть:

,

Приняв КПД гидроцилиндра 0,95, получим:

.

Принимаем =0,3 и =0,4 (для среднего режима работы гидро-привода), получим:

Количество тепла, отводимого в единицу времени от поверхностей металлических трубопроводов, гидробака при установившейся температуре жидкости, определяют по формуле

(22)

где Qотв - количество отводимого в единицу времени тепла, Вт;

- коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости в окружающий воздух, Вт/(м2град); Для практических расчетов рекомендуется принимать значения = 10…15 Вт/(м2град)

tж - установившаяся температура рабочей жидкости, 0C, tж ;

to - температура окружающего воздуха, 0C;

- суммарная площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов (всасывающей, напорной, сливной гидролиний), м2, Sгi=, здесь di - внутренний диаметр; - толщина стенки; - длина i- го трубопровода;

Sб - площадь поверхности гидробака, м2.

Отсюда:

Для всасывающей гидролинии Sгвс=,

Для напорной гидролинии Sгнап=,

Для сливной гидролинии Sгсл=,

Расчетная площадь поверхности гидробака связана с его объемом следующей зависимостью:

, (23)

где Sб - площадь поверхности гидробака, м2;

V - объем гидробака, дм3.

Из формулы (24) определяют объем гидробака. Этот объем не должен превышать 0,8…3,0 минутной подачи насоса.

,=1,4 м2

Таким образом:

Заключение

В результате выполнения курсовой работы был произведен расчет гидропривода поступательного движения. В ходе расчета, в соответствии с исходными данными, был подобран насос НШ -71А-3, гидрораспределитель типа Р с условным проходом 25 мм, гидроклапан К21602 и фильтр 1.2.32-25. Подобрана рабочая жидкость ВМГЗ. Определены диаметры гидроцилинда и проведен тепловой расчет гидропривода.

Список использованных источников

1. Алексеева Т.В., Галдин Н.С., Шерман Э.Б. Гидравлические машины и гидропривод мобильных машин. - Новосибирск: Изд-во НГУ, 1994. - 212 с.

2. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник. - М.: Машиностроение, 1983. - 301 с.

3. Галдин Н.С. Элементы объемных гидроприводов мобильных машин: Справочные материалы: Учебное пособие. - Омск: Изд-во СибАДИ, 2008. - 127 с.

4. Галдин Н.С. Основы гидравлики и гидропривода: Учебное пособие. - Омск: Изд-во СибАДИ, 2010. - 145 с.

5. Галдин Н.С. Гидравлические и пневматические системы (комплекс методических указаний к курсовой работе по гидроприводу). Электронное учебное пособие (ЭУП). - Омск: ЦДО СибАДИ, 2006. - 159 с.

6. Галдин Н.С. Гидравлические машины, объемный гидропривод: Учебное пособие. - Омск: СибАДИ, 2009. - 272 с.

7. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник для вузов Т.М Башта, С.С.Руднев, Б.Б.Некрасов и др. - М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.

8. Задания на курсовую работу по гидроприводу: Задания для выполнения курсовой работы по дисциплинам «Гидравлика и гидропневмопривод», «Гидравлические и пневматические системы» /Сост. Н.С.Галдин, И.А.Семенова. - Омск: СибАДИ, 2008. - 56 с.

9. Расчет объемного гидропривода мобильных машин: Методические указания для курсового проектирования по дисциплинам «Гидравлика», «Гидравлика и гидропневмопривод» / Сост. Н.С.Галдин. - Омск: Изд-во СибАДИ, 2008. -28 с.

10. Расчет объемного гидропривода транспортно-технологических машин при курсовом и дипломном проектировании: Методические указания /Сост. Н.С. Галдин . - Омск: СибАДИ, 2013. - 28 с.

Размещено на Allbest.ur