Гидропривод подач с двумя цилиндрами вертикального расположения
Работа гидравлической схемы. Силы, действующие на гидродвигатели. Полезный расход рабочей жидкости, обоснование и выбор ее марки. Гидравлические потери в напорной и сливной магистралях. Выбор насоса и расчет мощности приводного электродвигателя.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 26.10.2011 |
| Размер файла | 213,8 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
КУРСОВАЯ РАБОТА
По курсу "Гидропривод и гидропневмоавтоматика"
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ ПРИВОД ПОДАЧ с ДВУМЯ ЦИЛИНДРАМИ ВЕРТИКАЛЬНОГО РАСПОЛОЖЕНИЯ
Содержание
- 1. Описание работы гидравлической схемы
- 2. Описание сил действующих на гидродвигатели
- 3. Определение полезных расходов рабочей жидкости
- 4. Обоснование и выбор марки рабочей жидкости. Способы её очистки
- 5. Выбор гидроаппаратуры. Обоснование способа её монтажа
- 6. Расчет параметров трубопроводов
- 7. Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях
- 8. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе
- 9. Определение объемных потерь и производительности насосной установки
- 10. Выбор насоса и расчет мощности приводного электродвигателя
- 11. Расчет КПД гидросистемы
- 12. Тепловой расчет гидропривода
- Литература
Аннотация
В данной курсовой работе спроектирован гидравлический привод специального расточного станка.
В записке содержатся расчеты и выбор основных геометрических параметров гидродвигателей, параметров трубопроводов, расходов рабочей жидкости и потерь давления, выбирается гидроаппаратура, рассчитывается коэффициент полезного действия, проводится тепловой расчет гидросистемы.
В графической части представлены чертежи:
Лист1 - принципиальная гидравлическая схема;
Л. - ; ИЛ. - ; ТАБЛ. - ; БИБЛИОГР. - ;
1. Описание работы гидравлической схемы
Работа всей гидросистемы или каждого ГД по отдельности, может быть остановлена при помощи установки распределителей Р1, Р2 в нейтральное положение. Клапан КП служит для защиты гидросистемы от перегрузок, которые могут возникнуть при незапланированном превышении нагрузки на какой-либо рабочий орган, при загрязнении трубопроводов или неисправности гидроаппаратуры. Давление срабатывания клапанов, т.е. максимально возможное давление в линиях гидроцилиндров Ц1 и зажимного цилиндра Ц3, настраивается при помощи контрольного манометра МН, который подключается к линиям через переключатель манометра ПМ.
В гидросистеме применен фильтр для очистки рабочей жидкости от загрязнений - на входе (после насоса) Ф1. Контроль за загрязненностью фильтров осуществляется при помощи датчиков встроенных в фильтр.
В рабочем цикле происходит следующая последовательность:
Устройством управления вырабатывается сигнал, идущий на электромагнит ЭМ6 гидрораспределителя Р3 происходит зажим посредством гидроцилиндра Ц3. Скорость перемещения гидроцилиндра Ц3 обеспечивается дросселем с обратным клапаном ДРК1. Реле давления РД1 настроено на максимальное давление зажима и дает электрический сигнал на включение следующего элемента цикла. Давление поддерживается аккумулятором АК.
Включается электромагниты ЭМ1, пятиходового гидрораспределителя Р1 с электромагнитным управлением схема 45, который может пропустить 80 л/мин. Гидрозамок ГЗ открывают сливную линию и происходит быстрый подвод цилиндров Ц1. Скорость регулируется дросселями ДРК2.
Конечные выключатели ВК2 при их замыкании, вырабатываю электрический сигнал, который включает электромагнит ЭМ4 распределителя Р3. Происходит подвод Ц1 с рабочей подачей, скорость которой регулируется регуляторами расхода РР1.
Конечные выключатели ВК3 вырабатывает электрический сигнал, который включает электромагнит гидрораспределителей Р3. Происходит быстрый подвод цилиндров Ц1, скорость регулируется дросселями ДРК2.
Конечные выключатели ВК4 при их замыкании вырабатываю электрический сигнал, который включает электромагниты ЭМ3 распределителей Р3. Происходит подвод Ц1 с рабочей подачей2, скорость которой регулируется регуляторами расхода РР2.
Конечные выключатели ВК3 и ВК6 вырабатывает электрический сигнал, который включает электромагниты ЭМ9, ЭМ2 гидрораспределителей Р7, Р1. Происходит быстрый отвод цилиндров Ц1 и Ц3, скорость которых регулируется дросселями ДР и ДРК1.
При необходимости, цикл повторяется.
2. Описание сил действующих на гидродвигатели
Расчетная нагрузка на цилиндр Ц1 по заданию F=10000Н.
Расчетная нагрузка на цилиндр Ц2 по заданию F=5000Н.
Силы трения которые преодолевает шток гидроцилиндра Ц2, определяем из условия:
Fтр1 = 10% F
Исходя из этого, нагрузки на гидродвигатели будут следующие.
Fтр1 =1400Н.
Fтр3 =700Н.
гидропривод электродвигатель цилиндр приводной
Рис 1. Расчетные схемы
где: Fраб - силы при рабочем ходе с учетом сил трения.
2. Расчет и выбор основных параметров гидродвигателей
Исполнительными двигателями являются одноштоковые цилиндры. Рабочие площади для этих гидроцилиндров, полостей напора и слива не равны и расчетная нагрузка на штоке имеет следующий вид:
где, -полезный перепад давления в гидроцилиндре;
Pн и Pс - давление в напорной и сливной полостях цилиндра МПа;
Sн и Sц - рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях, мм2;
м - механический КПД гидроцилиндра, м=0,85.0,95.
Рабочая площадь поршня в полости нагнетания
Полезный перепад давления в гидроцилиндре может быть принят как
При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра обычно является полостью напора поэтому определяется по формуле:
где, D - диаметр поршня.
Определим требуемый перепад давления в гидроцилиндре по формуле:
По заданию рабочее расчетное давление Р =2,5 МПа
Тогда полезный перепад давления в гидроцилиндре при проектном расчете будет равен:
ДP=0,9*Рр=0,9*2,5=2,25 МПа.
При рабочем ходе штоковая полость цилиндра Ц1 является полостью напора, поэтому диаметр поршня определяется по формуле:
Для расчета диаметра цилиндра Ц3аж. используем формулу:
Результаты расчета заносятся в таблицу 1 и 2.
Принимаем диаметры D1 =90мм,
Принимаем диаметр D2 =63 мм.
Диаметр штока принимаем по зависимости: d1 =0.5*90; d2 =0.5*63.
Принимаем диаметры d1 = 45 мм. d2 = 32 мм.
Фактические площади напорных и сливных поверхностей:
Исходные данные для расчета в таблице 1.
Результаты расчета в таблице 2 и 3.
Таблица 1
Исходные данные для расчёта основных параметрв ГД
|
сила F, Н |
сила Fтр, Н |
Р расч |
D Р, МПа |
h |
||
|
Ц1 |
10000 |
1000 |
2,5 |
2,25 |
0,85 |
|
|
Ц3 |
5000 |
500 |
2,5 |
2,25 |
0,85 |
Таблица 2
Результаты расчёта диаметров и рабочего давления
|
D, mm |
Выб D,mm |
d, mm |
Выб. d,mm |
D Р, МПа |
||
|
Ц1 |
81,6 |
90 |
45 |
50 |
1,9 |
|
|
Ц3 |
57,7 |
63 |
32 |
1,9 |
Таблица 3
Результаты расчёта полезных перепадов давления для элементов цикла
|
Эл. Цикла |
D??Р, МПа |
||
|
Ц3 |
заж |
1,9 |
|
|
Ц1 |
БВ |
0,2 |
|
|
Ц 1 |
РП1 |
1,9 |
|
|
Ц 1 |
БВ |
0,2 |
|
|
Ц 1 |
РП2 |
1,9 |
|
|
Ц 1 |
БО |
0,3 |
|
|
Ц3 |
разж |
0,3 |
По результатам таблицы 3 строим диаграмму полезных перепадов давлений, которая изображена на рисунке 2.
Рис 2. Диаграмма давлений
3. Определение полезных расходов рабочей жидкости
Для расчета расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра воспользуемся формулой:
л/мин;
где, S - рабочая площадь в полости цилиндра, мм2;
V - скорость движения поршня силового цилиндра, м/мин.
Расходы жидкости для быстрых перемещений (быстрых подводов при прямом ходе, быстрых отводов при обратном ходе) для полостей напора и слива определяются по формулам:
где, QmaxH и QmaxC - рабочий расход жидкости в напорной и сливной полости гидроцилиндра при быстрых перемещениях, л/мин;
VБП - скорость быстрых перемещений хода поршня силового цилиндра, м/мин;
Расходы жидкости для рабочих перемещений для полостей напора и слива определяются по формулам:
где, QРПH и QPПC - рабочий расход жидкости в напорной и сливной полости гидроцилиндра при рабочем ход, л/мин;
VБП - скорость рабочего хода поршня силового цилиндра, м/мин;
Исходные данные для расчетов рабочих расходов помещены в таблицу 4.
Таблица 4
Исходные данные для расчёта расходв РЖ
|
Sнап. мм2 |
S сл. мм2 |
Vбп м/мин |
Vрп м/мин |
Vрп м/мин |
||
|
Ц1 |
6358,5 |
4396 |
8 |
0,1 |
0,2 |
|
|
Ц3 |
3115,665 |
2311,825 |
5 |
Для гидроцилиндра 1:
.
Для гидроцилиндра 3аж:
Результаты вычислений для гидродвигателей помещены в таблицу 5.
Таблица 5
Результаты расчёта расходов
|
Эл. Цикла |
Qн, л/мин |
Qс, л/мин |
||
|
Ц3 |
заж |
15,6 |
11,6 |
|
|
Ц1 |
БВ |
50,9 |
35,2 |
|
|
Ц 1 |
РП1 |
0,6 |
0,4 |
|
|
Ц 1 |
БВ |
50,9 |
35,2 |
|
|
Ц 1 |
РП2 |
1,3 |
0,9 |
|
|
Ц 1 |
БО |
35,2 |
50,9 |
|
|
Ц3 |
разж |
11,6 |
15,6 |
На основании данных таблицы 5 строим диаграмму расходов для гидродвигателей (рис.3).
Рис.3. Диаграмма расходов
4. Обоснование и выбор марки рабочей жидкости. Способы её очистки
Рабочим жидкостям станочных гидроцилиндров должны быть присущи:
хорошие смазочные и антикоррозионные свойства,
малое изменение вязкости в широком диапазоне температур,
большой модуль упругости,
химическая стабильность,
сопротивляемость вспениванию,
совместность с материалом гидросистемы,
малая плотность, малая способность к растворению воздуха,
хорошая теплопроводность,
низкое давление их паров и высокая температура кипения,
возможно меньший коэффициент теплового расширения,
негидроскопичность и незначительная взаимная растворимость с водой,
большая удельная теплоемкость и т.п.
Наиболее подходящей рабочей жидкостью является минеральное масло. Учитывая характер работы рассчитываемого гидропривода и соответствия характеристик масла вышеуказанным свойствам, а также учитывая опыт работы, принимаем масло ИГП-18 (ТУ 38-101413-78), со следующими характеристиками:
tвсп Класс вязкости по ISO 3448: 32.
Группа по ISO 6743/4-1981: НМ (масла с антикоррозионными, анти-окислительными и противоизносными присадками);
ИВ=90; КОН=0,6-1,0 мг/г; КОН=0,5 (изменение кислотного числа после окисления): t=1700 С.; tз=-150С.; кг/м3.
Очистка масел с помощью фильтров в процессе работы гидропривода является наиболее эффективным средством поддержания РЖ в рабочем состоянии. Анализ разработанной схемы показывает, что можно применить полно поточную фильтрацию РЖ на входе в систему после насоса (напорный фильтр). Кроме этого на всасывании устанавливаем фильтр, который очищает РЖ, попадающую в насос от продуктов износа.
5. Выбор гидроаппаратуры. Обоснование способа её монтажа
Контрольно-регулирующая гидроаппаратура выбирается из каталогов и справочников по расчётным значениям расходов и давлений. Основным техническим параметром, определяющим расход, является диаметр условного прохода Dу. Последний рассчитывается для линий напора и слива для обоих цилиндров. В таблице 6 приведены выбранные устройства, а также некоторые необходимые в дальнейших расчетах параметры. Для дальнейших расчетов при выборе аппаратуры заносим в таблицу 6 номинальный расход, номинальное давление, утечки и номинальный перепад давления.
Таблица 6
Обозначение и основные параметры аппаратуры
|
Название аппарата иего обозначение |
dу, мм |
Qн, л/мин |
Рн, Мпа |
DPн, МПа |
q, см3/мин |
||
|
распр. Р1 |
Р 102 И575 МТ 220-50 |
10 |
40 |
20 |
0,25 |
100 |
|
|
распр. Р3 |
Р 102 Л 44 МТ 220-50 |
10 |
40 |
20 |
0,25 |
100 |
|
|
распр. Р2 |
Р 102 И574 МТ 220-50 |
10 |
40 |
20 |
0,25 |
100 |
|
|
распр. Р4 |
Р 102 И574 МТ 220-50 |
10 |
40 |
20 |
0,25 |
100 |
|
|
Рег. Расх. РР |
МПГ 55 - 22 |
10 |
25 |
20 |
0,2 |
60 |
|
|
Дроссель ДР1,2 |
ПГ 77 - 14 |
20 |
80 |
20 |
0,25 |
50 |
|
|
ДрК 1,2 |
ДР 12 |
12 |
25-40 |
32 |
0,2 |
180 |
|
|
Клап. предКП |
10-10-1-132 |
10 |
40 |
10 |
100 |
||
|
Клап. Обратн. |
Г 51 - 32- |
10 |
32 |
20 |
0,25 |
100 |
|
|
Гидрозамок ГЗ |
1КУ20 |
20 |
100 |
32 |
0,25 |
290 |
|
|
Фильтр 1 |
ФВСМ 32-80/0,25 |
32 |
40 |
0,008 |
|||
|
Фильтр 2 |
Ф10 16-10/6,3 |
10 |
25 |
6,3 |
0,2 |
||
|
Пер. Ман. |
ПМ 2,1 С 320 |
32 |
50 |
||||
|
Манометр. |
МТП 100/ 1 - ВУ - 40 - 2,5 |
4 |
50 |
||||
|
Реле давл РД |
ПГ 62-11 |
0,6-6,3 |
10 |
6. Расчет параметров трубопроводов
При выборе конструктивных параметров трубопроводов учитывается, что с увеличением внутреннего диаметра трубы при одном и том же расходе уменьшаются потери давления, однако увеличиваются размеры и вес трубопроводов. Внутренний диаметр трубопроводов для различных по назначению участков гидролинии определяется по максимальным расходам, проходящим по ним, и средним скоростям потоков рабочей жидкости в трубопроводах. Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяется по формулам:
где, dН и dС - внутренние диаметры трубопроводов напора и слива, мм;
Qmax н и Qmax с - максимальные расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива, л/мин;
VH и VC - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива м/мин.
Таблица 7
Исходные данные для расчёта диаметров трубопроводов
|
Qmaxн |
Qmaxс |
V н |
V с |
пред. пр. G |
плотн. РЖ |
||
|
Ц1 |
50,9 |
50,9 |
4 |
2 |
380 |
880 |
|
|
880 |
|||||||
|
Ц3 |
15,6 |
11,6 |
4 |
2 |
380 |
880 |
Внутренний диаметр трубопроводов для всех линий
; ;
;;
мм, принимаем мм.
Диаметры трубопроводов выбираются из стандартного ряда диаметров.
Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:
где, d - толщина стенки трубопровода, мм, P - наибольшее давление в трубопроводе, МПа, d - внутренний диаметр трубопровода, мм, sВР - предел прочности на растяжение материала трубопровода, МПа, КБ - коэффициент безопасности, КБ 2 для участков с плавно изменяющимся давлением; КБ 3 для участков с ненапряженным режимом работы; КБ 6 при пульсациях давления.
Все трубопроводы изготавливаются из стали 20 ГОСТ 1050-88, для которой МПа. b = 380 МПа - предел прочности на растяжение для стали 20
Результаты расчетов и выбора заносятся в таблицу 8
Таблица 8 Результаты расчёта диаметров трубопроводов и минимальной толщины стенки
|
dн |
прин. dн |
dс |
прин. dс |
толщ. ст |
||
|
Ц1 |
16,40 |
18 |
23, 20 |
24 |
0,131 |
|
|
Ц3 |
9,08 |
10 |
0,075 |
7. Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях
Для каждого исполнительного гидравлического органа для линии напора и слива определяют сумарные потери давления на преодоление сил трения, местных сопротивлений и гидроаппаратуры
где, Pн и Pс - суммарные потери давления в линиях напора и слива;
Ртн и Ртс местных сопротивлениях в трубопроводах напора и слива;
Pан и Pас - потери давления в гидроаппаратах потоков напора и слива. По средней скорости потока рабочей жидкости в трубопроводе при рабочем ходе определяется число Рейнольдса и устанавливается вид режима ее движения для линии напора и слива.
где QPH и QPC - расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин; REH и REC - числа Рейнольдса для линий напора и слива; dH и dc - внутренние диаметры трубопроводов линий напора и слива, мм; n - кинематическая вязкость рабочей жидкости, мм2/с; v - расчетная скорость потока рабочей жидкости, м/с2.
Таблица 9
Исходные данные для расчёта потерь давления в трубопроводах
|
v |
Qр. н л/мин |
Qр. с л/мин |
dн, мм |
dс, мм |
Lн, м |
Lс, м |
||
|
Ц1 |
18 |
1,3 |
0,9 |
18 |
24 |
2 |
2,5 |
|
|
Ц3 |
18 |
15,6 |
15,6 |
10 |
10 |
2 |
2,5 |
;
.
;
В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов для линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока (Re 2300) по формуле:
Для турбулентного режима течения:
l=0,316*Re-0.25
Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий напора и слива:
,
где PTH иРТС - потери давления на трение жидкости в трубопроводах напора и слива, МПа;
- плотность рабочей жидкости, кг/м3;
н с - коэффициенты сопротивления трению;
Lн и Lс - длины трубопроводов напора и слива, м;
dн и dс - внутренние диаметры трубопроводов, мм;
Qрн и Qрс - расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин;
Исходные данные для расчета потерь давления в гидролиниях занесены в таблицу 10.
Таблица 10
Результаты расчета потерь давления по длине и на местных сопротивлениях
|
Reн |
Reс |
DРтн, МПа |
DРтс, Мпа |
?????н |
?????с |
DРм, Мпа |
||
|
Ц1 |
83 |
43 |
0,0002851 |
0,000078 |
0,84 |
1,62 |
0,0001 |
|
|
Ц3 |
1835 |
1835 |
0,037 |
0,04583 |
0,04 |
0,04 |
0,0092 |
Расчет потерь давления на местные сопротивления производятся через суммарный коэффициент местных сопротивлений. Но для проектировочных расчётов применяем следующие формулы для расчета потерь давления на местные сопротивления:
где - Pмн и Pмс - потери рабочей жидкости на местные сопротивления в напорной и сливной магистралях соответственно, МПа;
Потери давления в гидроаппаратах определяются из графиков Pном= f (Qном) и с учетом того, что расход в линии для данного аппарата вероятней всего отличается от Qном выполняется расчет для определения действительных потерь в трубопроводах. Для гидрораспределителей:
Для предохранительных, переливных, обратных, и других нормально закрытых клапанов:
Суммарные потери давления в гидравлических аппаратах для линий напора и слива соответственно определяются следующим образом:
Так как максимальное давление требуется для поворотного гидродвигателя то, определяем суммарные потери давления в аппаратуре для цилиндра Ц1. Рассматриваем следующие аппараты согласно схеме: для напора - Ф1, Р1,для слива - ГЗ, р1, Р3, РР,.
Результаты расчета заносим в таблицу 11.
Таблица 11
Результаты расчета потерь давления в аппаратах
|
Название аппарата |
Qн, л/мин |
Рн, Мпа |
DPн, МПа |
DPд, МПа |
|
|
распределитель. Р1 |
40 |
20 |
0,25 |
6,32E-05 |
|
|
Фильтр 1 |
63 |
20 |
0,2 |
0,002019 |
|
|
Сум. потери на подв. |
0,002081744 |
||||
|
Регулятор Расхода |
20 |
20 |
0,2 |
0,004396 |
|
|
распределитель. Р1 |
40 |
20 |
0,25 |
0,002748 |
|
|
гидрозамок ГЗ |
40 |
20 |
0,25 |
0,002748 |
|
|
распределитель. Р3 |
40 |
20 |
0,25 |
0,005495 |
|
|
Сум. потери на сливе |
0,015386 |
8. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе
Рассчитываем наибольшее рабочее давление, которое необходимо создать на входе напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа. Формула для расчета имеет вид.
где Рр - наибольшее рабочее давление на входе в напорной линии гидравлического исполнительного органа; Pн иPс - суммарные потери давления в линиях напора и слива; P - требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе; Sс и Sн - рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях гидроцилиндра.
Для определения наибольшего давления воспользуемся результатами расчетов, которые сведены в таблицы 10 и 11.
Pmax= 1,86МПа.
Если в гидросистеме для нескольких гидравлических исполнительных органов применяется один насос, то из наибольших рабочих давлений выбирается максимальное давление. По этому расчетному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан.
Ркл = (1,1-1,15) * Рmax = 2,14 МПа.
9. Определение объемных потерь и производительности насосной установки
Рассчитываем потери, т.е. внутренние утечки для напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа.
При этом суммируются объёмные потери не только на работающих участках системы, но и на аппаратах соединённых с линией параллельно.
При проектных расчетах объёмные потери могут определяться для гидравлических аппаратов
Qуа=1,2*10-3*Pа
для гидроцилиндров
Qуа= (2,1.3,0) *10-3*Pц
Определим наибольшую производительность насосной установки
Наибольшая подача рабочей жидкости для каждого гидравлического исполнительного органа
Q=Qmax+Qyi
где Q - наибольшая подача рабочей жидкости; Qmax - максимальный расход рабочей жидкости для гидравлического исполнительного органа; Qyi - суммарные объёмные потери.
Наибольшая производительность насосной станции определяется на основании анализа циклограммы работы.
Наибольшая подача или наибольшая производительность насосной станции для гидросистемы при работе одного гидравлического исполнительного органа принимается по необходимой наибольшей подаче рабочей жидкости. Если работают совместно несколько рабочих органов то:
Qн>=Qi
где Qi - сумма подач рабочей жидкости для гидравлических исполнительных органов при сочетании их работы, требующей наибольшей подачи насоса.
Для разработанной схемы наибольшая подача будет при работе цилиндра Ц1, поэтому утечки необходимо учитывать в следующей аппаратуре: Ф1, КД, КО, ПМ, Р1, ГЗ. Результаты расчетов сводятся в таблицу 12.
Таблица 12
исходные данные и результаты расчёта для определения Qmax
|
Название аппарата |
Qн, л/мин |
DPн, МПа |
q, см3/мин |
DPд, МПа |
q а, см3/мин |
||
|
распр. Р1 |
40 |
0,6 |
100 |
6,32E-05 |
100 |
||
|
ГЗ |
40 |
0,15 |
100 |
0,002019 |
100 |
||
|
Клап. Пр. |
40 |
0,4 |
100 |
100 |
|||
|
Клап. Обр |
32 |
0,25 |
100 |
100 |
|||
|
Фильтр 1 |
63 |
0,2 |
100 |
100 |
|||
|
Пер. Ман. |
80 |
80 |
|||||
|
сумм утеч |
580 |
Суммарные утечки для аппаратуры:
Максимальный расход Q=50.9+0,58=51, 5 л/мин.
10. Выбор насоса и расчет мощности приводного электродвигателя
Выбранный насос должен иметь подачу не меньше максимальной подачи n и развивать давление больше, чем-то значение, на которое настраивается предохранительный клапан:
Рн >Рк,
где Рн-давление на входе из насоса; Рк-давление настройки предохранительного клапана.
Но, проанализировав диаграмму расходов (рис 3) и таблицу 13, можно увидеть, что максимальный расход необходим только на одну и четыре секунды, поэтому, если выбрать насос с расходом равным или больше максимальному расходу, то КПД гидропривода будет очень низким.
Для повышения КПД можно применить гидроаккумулятор, который будет выполнять функцию дополнительного источника энергии, и заряжаться во время рабочего хода, благо время рабочего хода велико.
Таблица 13
Исходные данные и результаты расчета времени цикла и мощности электродвигателя
|
L |
V, м/мин |
Q |
ti, с |
D??Р, МПа |
|||
|
Ц3 |
заж |
0,055 |
5,0 |
15,6 |
0,7 |
1,9 |
|
|
Ц1 |
БП |
0,100 |
8,0 |
50,9 |
0,8 |
0,2 |
|
|
Ц 1 |
РП1 |
0,300 |
0,1 |
0,6 |
180,0 |
1,9 |
|
|
Ц 1 |
БП |
0,120 |
8 |
50,9 |
0,9 |
0,2 |
|
|
Ц 1 - |
РП2 |
0,080 |
0, 20 |
1,3 |
24,0 |
1,9 |
|
|
Ц 1 - |
БН |
0,600 |
8,0 |
35,2 |
4,5 |
0,3 |
|
|
Ц3 |
разж |
0,055 |
5,0 |
11,6 |
0,7 |
0,3 |
|
|
211,5 |
Исходя из этого, выбираем двухпоточный насос Г12-24АМ со следующими характеристиками:
Рабочий объем 63 см3
Номинальная подача 53,8 л/мин
Номинальное давление 6,3 МПа;
Частота вращения 960 об/мин
Объемный КПД насоса, не менее 0,8.
Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия
где, Nэ - мощность приводного электродвигателя, КВт;Qн - подача насоса, л/мин; Рк-давление настройки предохранительного клапана, МПа;н-общий коэффициент полезного действия насоса. По циклограмме расходов и давлений рассчитываются потребляемые насосом мощности в каждом переходе цикла и по ним эквивалентная мощность
где, Ni-потребляемые насосом мощности в каждом переходе;
Электродвигатель подбирается из условия, чтобы его номинальная мощность Nэн была больше или равна эквивалентной Nэкв, а его максимальная мощность Nэмах не менее максимальной потребляемой мощности Niмах на любом из переходов цикла
NэнNэкв и NэмахNiмах
11. Расчет КПД гидросистемы
Коэффициент полезного действия гидравлической системы гидропривода определяется как отношение полезной работы к затраченной
где , Qpj, tj - полезный перепад давления, рабочий расход жидкости, время работы в течение цикла каждого гидравлического исполнительного органа; Pк - давление настройки предохранительного клапана;tц-время цикла.
КПД равен
.
12. Тепловой расчет гидропривода
При работе гидропривода происходит нагрев рабочей жидкости из-за потерь мощности, так как энергия, затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидросистеме, превращается в теплоту, поглощаемой рабочей жидкостью. Тепловой режим гидропривода должен быть таким, что бы превышение температуры в баке над температурой окружающей среды было в пределах допустимого. Полученная рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающую среду через стенки бака, а если этого недостаточно то устанавливается теплообменник. Среднее количество теплоты, выделяемое гидравлической системой в единицу времени, равно потере мощности и
Требуемая поверхность излучения и объем рабочей жидкости в баке
,
где, Sб - площадь поверхности излучения бака, м2;
V - объём рабочей жидкости в баке, л;
tб - разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды, можно принять tб=35 С;
Кб - коэффициент теплопередачи бака, Вт/ (м2*с); можно принять Кб=17 Вт/ (м2*с).
Исходя из рекомендаций по выбору объёма бака (V= (1.5-2.5) Q Н), мы выбираем его из ряда стандартных 125 литров.
В этом случае принимается оптимальный объем рабочей жидкости в баке и определяется фактическое количество теплоты, отводимое в окружающую среду через стенки бака:
где: Иб - фактическое количество теплоты, отводимое через стенки бака;
Vб - фактический объем рабочей жидкости в баке.
Избыточное количество теплоты, отводимое через поверхность излучения теплообменника, равно:
тепл = 1,89-0,19 = 1, 7 КВт
требуемая площадь поверхности охлаждения которого определяется по отводимому им избыточному количеству теплоты:
где: Sт - площадь поверхности излучения теплообменника;
И - количество теплоты, отводимое теплообменником;
- расчетный перепад температур в теплообменнике;
Кт - коэффициент теплопередачи от жидкости к окружающей среды в теплообменнике;
Таблица 14
Исходные данные и результаты теплового расчета
|
Ркл, Мпа |
Dtб, |
Кб, |
Qн, л/мин |
? гс |
?, кВт |
объём V |
Sт, м2 |
??б, кВт |
Vб, л |
|
|
2,148 |
35,0 |
17,0 |
53,8 |
0,01 |
1,898972 |
360,6056 |
0,978034 |
0,187413 |
125 |
Литература
1. Башта Т.М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. - М.: Машиностроение, 1982 - 423 с.
2. Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. - Киев: Высш. школа, 1980. - 231с.
3. Гидроприводы и гидрооборудование в станкостроении /А.Я. Оксененко, Наумчик Ф.А. и др. - М.: НИИмаш, 1982. - 112 с.
4. Металлорежущие станки /Под ред.В.Э. Пуша. - М.: Машиностроение, 1985. - 575 с.
5. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы. - М.: Машиностроение, 1982. - 464 с.
6. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам /Под ред.Б. Б. Некрасова. - Мн.: Выш. школа, 1985.
7. Холин К.М., Никитин О.Ф. Основы гидравлики и объемные гидроприводы. - М.: Машиностроение, 1989. - 264 с.
8. Юшкин В.В. Основные расчеты объемного гидропривода. - Мн.: Выш. школа, 1982. - 94 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Расчет и подбор основных параметров гидродвигателей. Определение полезных перепадов давления и расходов рабочей жидкости. Вычисление гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях. Выбор насоса и расчет мощности приводного электродвигателя.
курсовая работа [318,3 K], добавлен 26.10.2011Работа гидравлической принципиальной схемы. Выбор рабочей жидкости и величины рабочего давления. Расчет основных параметров и выбор гидродвигателя, гидравлических потерь в магистралях. Выбор регулирующей аппаратуры и вспомогательного оборудования.
курсовая работа [639,6 K], добавлен 09.03.2014Описание работы схемы объемного гидропривода. Расчет и выбор насоса. Основные требования при выборе параметров гидроаппаратов и кондиционеров рабочей жидкости. Потери давления в гидролиниях и гидроаппаратах. Усилия и скорости рабочих органов насоса.
курсовая работа [337,0 K], добавлен 12.01.2016Разработка гидравлической схемы, описание её работы. Расчет параметров гидроцилиндра. Определение расходов жидкости в гидросистеме, проходных сечений трубопроводов. Выбор гидроаппаратуры управления системой. Определение потерь, выбор типа насоса.
контрольная работа [476,7 K], добавлен 28.03.2013Расчет объемного гидропривода универсального одноковшового экскаватора. Описание принципиальной гидравлической схемы. Выбор насоса. Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости, потерь давления в гидролиниях, гидроцилиндров.
курсовая работа [69,3 K], добавлен 19.02.2014Анализ гидросхемы, применение гидравлического устройства. Предварительный расчет привода. Расчет гидроцилиндра и выбор рабочей жидкости. Определение потерь давления. Расчет дросселя и обратного клапана. Оценка гидравлической схемы на устойчивость.
курсовая работа [347,0 K], добавлен 11.12.2011Разработка принципиальной гидравлической схемы. Тепловой расчет гидропривода. Расчет и выбор гидроцилиндра, гидронасоса, гидроаппаратов и гидролиний. Выбор рабочей жидкости. Расчет внешней характеристики гидропривода. Преимущества гидравлического привода.
курсовая работа [88,8 K], добавлен 23.09.2010Принцип действия и схема привода автокрана. Определение мощности гидропривода, насоса, внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости. Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости. Расчет гидромоторов, потерь давления в гидролиниях.
курсовая работа [479,5 K], добавлен 19.10.2009Напорная характеристика насоса (напор, подача, мощность на валу). График потребного напора гидравлической сети. Расчет стандартного гидроцилиндра, диаметра трубопровода и потери давления в гидроприводе. Выбор насоса по расходу жидкости и данному давлению.
контрольная работа [609,4 K], добавлен 08.12.2010Гидросистема трелевочного трактора ЛТ-154. Выбор рабочей жидкости. Расчет гидроцилиндра, трубопроводов. Выбор гидроаппаратуры: гидрораспределителя, фильтра, дросселя, предохранительного клапана. Выбор насоса, расчет потерь напора в гидроприводе.
курсовая работа [232,7 K], добавлен 27.06.2016
