Гидропривод и гидроавтоматика металлургических машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Гидропривод - это совокупность источника энергии, устройств для преобразования и передачи этой энергии по средствам жидкости к рабочим органам машины.

Гидропривод можно разделить на две части - управляющую и силовую.

Силовая часть - это часть, реализующая энергетические процессы.

Управляющая часть - это часть, предназначенная для формирования, обработки и передачи информационных потоков.

Достоинства гидропривода:

компактность;

возможность бесступенчатого регулирования скорости, момента и силы;

возможность развить большое усилие при относительно малом объеме двигателя;

автоматическое реверсирование передач;

высокое быстродействие и надежное предохранение от перегрузок.

Недостатки гидропривода:

загрязнение рабочей жидкости;

утечки рабочей жидкости;

жесткие требования к изготовлению элементов гидропривода;

взрыво- и пожароопасность в случае применения жидкости на нефтяной основе.

При правильном конструировании, изготовлении и эксплуатации гидроприводов их недостатки могут быть сведены к минимуму.

Применение гидроприводов в технике позволяет упростить кинематику, снизить металлоемкость, повысить точность, надежность и уровень автоматизации.



Разработка гидравлической схемы. Описание работы гидравлической схемы

Из гидробака по линии всасывания через обратный клапан КО2 рабочая жидкость поступает в нерегулируемый насос Н. Из насоса Н по линии нагнетания через напорный фильтр Ф1, ѕ-распределитель Р2 (включена правая позиция), гидрозамок ГЗ1 и через 2/2-распределитель Р1 (холостой ход, включена правая позиция) или регулятор потока РП1 (рабочий ход) рабочая жидкость поступает в поршневую полость гидроцилиндра ГЦ1. Тем самым приводя в движение поршень. Шток выдвигается. В связи с этим нарастает давление в штоковой полости гидроцилиндра ГЦ1 и оттуда рабочая жидкость по линии слива через ѕ-распределитель Р2 (включена правая позиция) и сливной фильтр Ф2 поступает в сливной бак.

Для фиксации положения штока гидроцилиндра ГЦ1 в определенном положении предусмотрен гидрозамок ГЗ1. Клапан предохранительный КП защищает систему от избыточного давления. Обратный клапан КО3 исключает слив жидкости из гидролинии при отсутствии подачи от насоса Н. Давление в линии нагнетания и сливной линии контролируется манометром М, подключенным через ѕ-распределитель Р3. В линии нагнетания для аккумулирования накопления энергии рабочей жидкости под давлением служит гидроаккумулятор ГА, а 2/2-распределитель Р4 в свою очередь служит для разгрузки гидроаккумулятора от давления, на которое настроено реле давления РД4.

В насосной установке также предусмотрены фильтры Ф1-Ф3, очищающие рабочую жидкость и располагающиеся в линии всасывания, нагнетания и слива. Масло, сливающееся из гидросистемы, поступает в радиатор ТО для охлаждения. Байпасные клапаны КО1 и КО4 защищают от перегрузки гидроаппаратуру. Реле давления РД1-РД7 дополнительно контролируют давление в линии всасывания, нагнетания, слива и в гидроаппаратуре. Температура и уровень масла в баке контролируются датчиками ДТ и ДУ. для фильтрации жидкости в баке и вентиляции бака служит воздушный фильтр ФВ.

Расчет параметров гидроцилиндра

Внутренний диаметр D1 поршня гидроцилиндра рассчитывают по формуле:

D1 = ;

где F - расчетная нагрузка, F = 8000 Н;

Р - расчетное давление, р = 3 МПа.

D1 = = 58 (мм).

Найденное значение D1 округляется до ближайшего нормального, выбираемого из ряда по нормали. Принимаем D1 = 63 мм.

Диаметр штока D2 гидроцилиндра рассчитывают по формуле:

D2 = (0,40,5) * D1,

D2 = 0,5 * 63 = 31,5 (мм)

Найденное значение D2 округляется до ближайшего нормального, выбираемого из ряда по нормали. Принимаем D2 = 32 мм.



Рис. 1 - Определение диаметров поршня и штока

Сила трения Т для резинотканевых уплотнителей из шевронных манжет поршня определяется по формуле:

Т1 =р * D1 *h *n *ф,

гдеh - высота манжеты, h = 5 мм;

n - число манжет, n = 4 шт;

ф - Напряжение силы трения, ф = 0,2 МПа.

Т1 = 3,14 * 63 * 5 * 4 * 0,2 =791 (Н).

Сила трения Т для резинотканевых уплотнителей из шевронных манжет штока определяется по формуле:

Т2 =р * D2 *h *n *ф,

гдеh - высота манжеты, h = 4 мм;

n - число манжет, n = 3 шт;

ф - Напряжение силы трения, ф = 0,2 МПа.

Т2 = 3,14 * 32 * 3 * 4 * 0,2 =241 (Н).



Рабочая площадь поршня S1 рассчитывается по формуле:

S1 = ;

S1 = = 3116 (мм2)

Рабочая площадь штока S2 рассчитывается по формуле:

S2 = ;

S1 = = 804 (мм2)

Давление жидкости в поршневой полости Р1 рассчитывают по формуле:

P1 = ;

Рис. 2 - Силы, действующие на гидроцилиндр

Р2 = = ,

где?Р0зол и ?Р0рег - потери давления соответственно в реверсивном золотнике и регулирующем гидроаппарате при номинальном расходе по паспортным данным этих аппаратов. ?Р0зол = 0,2 МПа, ?Р0рег = 0,2 МПа.

Т1и Т2 - силы трения соответственно в уплотнении поршня и штока;

S1 и S2 - рабочие площади соответственно поршня и штока.

Р2 = 0,2 + 0,2 = 0,4 МПа.

Р1 = = 3,2 (МПа)

Толщину стенки поршня д рассчитывают по формуле:

д = ,

где = 40 МПа - допустимое напряжение для высокосортного чугуна.

д = = 2,5 (мм).

Критическая нагрузка на шток гидроцилиндра Fкр рассчитывается по формуле:

Fкр = F * n,

гдеn - коэффициент запаса, n = 2.

Fкр = 8000 * 2 = 16000 (Н).

Длину продольного изгиба lпр рассчитывают по формуле:

lпр = кпр * h,



гдекпр - коэффициент приведения зависит от конструкции крепления, кпр = 1.

h - длина гидроцилиндра при максимальном прогибе,

h = l1 + 2l + l2,

гдеl1, l2 = 100200 мм;

l - длина хода, l = 360 мм.

h = 100 + 2 * 360 + 100 = 920 (мм). lпр = 1 * 920 = 920 (мм).

Зная критическую силу можно определить момент инерции по формуле:

J = ,

где Е - модуль упругости, Е = 2,1 * 1011 Па;

J = = 687 (м4)

Диаметр штока рассчитывают по формуле:

d = ? D2,

d = = 0,019 (м) = 19 (мм) ? 32 (мм).

Выбранный диаметр больше проверочного, значит удовлетворяет ранее принятому значению диаметра штока.



Определение расходов жидкости в гидросистеме

Расчетный расход жидкости Q подаваемый в гидроцилиндр, рассчитывают по формуле:

Qxx = ,

гдезоб - объемный КПД гидроцилиндра, зоб = 0,99;

v - скорость холостого хода, V = 4200 мм/мин.

Qхх = = 13 (л/мин).

= = ,

= = = (10 л/мин).

Qрx = ,

гдеv - скорость рабочего хода, V = 500 мм/мин.

Qрх = = 1,6 (л/мин).

= = ,

= = = 1,2 (л/мин).

=,

= = 17 (л/мин).



Полученные данные сведем в таблицу:

Режим	Поршень	Шток
	м3/с	л/мин	м3/с	л/мин
Холостой ход	0,013	13	0,01	10
Рабочий ход	0,0016	1,6	0,0012	1,2
Быстрый отвод	0,017	17	-	-

Определение проходных сечений трубопроводов

а) Диаметр трубопровода на линии нагнетания dн рассчитывается по формуле:

dн = ,

гдеVн - регламентируемая скорость потока жидкости, Vн = 4 м/с;

dн = = 6,43 (мм).

Принимаем диаметр трубопровода на линии нагнетания dн = 8 мм.

б) На линии слива диаметр трубопровода dс рассчитывают по формуле:

dс =

гдеVс - регламентируемая скорость потока жидкости, Vс = 2 м/с;

dс = = 8,98 (мм).



Принимаем диаметр трубопровода на линии слива dс = 10 мм.

в) На линии всасывания диаметр dв принимается равным dс, т. е. dв = 10 мм.

Для соединения гидрооборудования используются стальные бесшовные холоднодеформированные трубы по ГОСТ 8734-75.

Расчет на прочность гидролинии нагнетания

Перепад давления ?Рдин в момент переключения золотника рассчитывают по формуле:

?Рдин = с * с * V,

гдес - скорость распространения ударной волны, с = 1320 м/с;

V - скорость движения жидкости по трубопроводу, V = 4 м/с;

с - плотность жидкости (принимаем масло ИГП-30).

Выбираем рабочую жидкость из справочника:

Марка	ИГП ГОСТ ТУ 38 101413-78
Класс вязкости по ISO 3448	46
Группа по ISO 6743/4-1981	НМ
Вязкость при 50оС v50, мм2/с	28 - 31
КОН	0,6 - 1
Температура вспышки tвсп, оС	200
Температура замерзания tз, оС	-15
Плотность с, кг/м3	885

?Рдин = 885 * 1320 * 4 = 4,7 (МПа).

Максимальное давление Рмах в гидролинии нагнетания в период гидроудара рассчитывается по формуле:



Рмах = Р1 + ?Рдин

Рмах = 3,2 + 4,7 = 7,9 (МПа).

Напряжение в стенке трубы у рассчитывают по формуле:

у = ? [ур],

гдеd - диаметр условного прохода, d = 8 мм;

д - толщина стенки, д = 2 мм;

[ур] - допустимое напряжение, [ур] = 100 МПа.

у = = 15,8 (МПа) ? 100 (МПа).

Условие прочности выполнено.

Выбор гидроаппаратуры управления системой

Для выбора гидроаппаратуры воспользуемся принципиальной гидросхемой.

Линия всасывания:

Клапан обратный типа Г51-32

Q0 = 32 л /мин.; Dу = 10 мм; ?Р0 = 0,25 МПа.

Фильтр приемного типа ФВСМ - 32-80/0,25

Q0 = 40 л /мин.; Dу = 32 мм; ?Р0 = 0,007 МПа.

Линия нагнетания:

Клапан обратный типа Г51-31

Q0 = 16 л /мин.; Dу = 8 мм; ?Р0 = 0,25 МПа.

Фильтр напорный по ГОСТ 1602-80



Q0= 25 л /мин.; Dу = 12 мм; ?Р0 = 0,09 МПа.

Распределитель золотниковый типа РХ10

Q0 = 32 л /мин.; Dу = 10 мм; ?Р0 = 0,05 МПа.

Распределитель золотниковый типа В10

Q0 = 15 л /мин.; Dу = 10 мм; ?Р0 = 0,06 МПа.

Гидрозамок односторонний типа 3КУ12/320

Q0 = 40 л /мин.; Dу = 12 мм; ?Р0 = 0,25 МПа.

Регулятор расход типа МПГ55-22

Q0 = 25 л /мин.; Dу = 10 мм; ?Р0 = 0,2 МПа.

Линия слива:

Клапан обратный типа Г51-32

Q0 = 32 л /мин.; Dу = 10 мм; ?Р0 = 0,25 МПа.

Фильтр сливной типа ФС

Q0 = 25 л /мин.; Dу = 20 мм; ?Р0 = 0,1 МПа.

Распределитель золотниковый типа РХ10

Q0 = 32 л /мин.; Dу = 10 мм; ?Р0 = 0,05 МПа.

Определение гидравлических потерь

Линия всасывания:

Режим течения жидкости рассчитывается по формуле:

Re = , ,

= = 0,17 м/с,

гден - кинематическая вязкость, н = 30*10-6 мм2/с, (см. выбор рабочей жидкости из справочника, п.2.5.)



Re = = 57 < 2300.

Следовательно, режим течения жидкости - ламинарный.

Гидравлические потери в гидролинии всасывания ?Рвс рассчитывают по формуле:

?Рвс = ? + ? + ?

Потеря давления ? по длине гидролинии всасывания рассчитывают по формуле:

? = * * ,

где lвс - длина гидролинии всасывания, lвс = 1 м.

л = = = 0,095

? = 0,095 * * = 0,017 (МПа).

Потери давления в местных сопротивлениях ? рассчитывают по формуле:

? = (0,20,3) * ?, ? = 0,3 * 0,017 = 0,0051 (МПа).

Потеря давления в гидроаппаратуре:

? = ?

? = ? * 2,



? =0,007 * 2 = 0,0004 (МПа).

?Рвс = 0,017 + -0,0051 + 0,0004 = 0,0225 (МПа).

Линия нагнетания:

Режим течения жидкости рассчитывается по формуле:

Re = ,

,

= = 0,26 м/с,

гден - кинематическая вязкость, н = 30*10-6 мм2/с.

Re = = 86 < 2300.

Следовательно, режим течения жидкости - ламинарный.

Гидравлические потери в гидролинии нагнетангия ?Рн рассчитывают по формуле:

?Рн = ? + ? + ?

Потеря давления ? по длине гидролинии нагнетания рассчитывают по формуле:

? = * * ,

где lн - длина гидролинии нагнетания, lн = 2 м.



л = = = 0,006

? = 0,006 * * = 0,11 (МПа).

Потери давления в местных сопротивлениях ? рассчитывают по формуле:

? = (0,20,3) * ?,

? = 0,2 * 0,11 = 0,022 (МПа).

Потеря давления в гидроаппаратуре:

? = ? + ? + ? + ? + ?

? = ? * 2 = 0,25 * 2 = 0,17 (МПа).

? = ? * 2 = 0,09 * 2 = 0,02 (МПа).

? = ? * 2 = 0,05 * 2 = 0,008 (МПа).

? = ? * 2 = 0,25 * 2 = 0,03 (МПа).

? = ? * 2 = 0,06 * 2 = 0,05 (МПа).

? = 0,17 + 0,02 + 0,008 + 0,03 + 0,05 = 0,278 (МПа)

?Рн = 0,11 + 0,022 + 0,278 = 0,41 (МПа).

Линия слива:

Режим течения жидкости рассчитывается по формуле:

Re = ,

,



= = 0,17 м/с,

гден - кинематическая вязкость, н = 30*10-6 мм2/с.

Re = = 57 < 2300.

Следовательно, режим течения жидкости - ламинарный.

Гидравлические потери в гидролинии слива ?Рс рассчитывают по формуле:

?Рс = ? + ? + ?

Потеря давления ? по длине гидролинии слива рассчитывают по формуле:

? = * * ,

где lвс - длина гидролинии всасывания, lвс = 3 м.

л = = = 0,095

? = 0,095 * * = 0,05 (МПа).

Потери давления в местных сопротивлениях ? рассчитывают по формуле:

? = (0,20,3) * ?,

? = 0,2 * 0,05 = 0,01 (МПа).



Потеря давления в гидроаппаратуре:

? = ? + ? + ?

? = ? * 2 = 0,1 * 2 = 0,016 (МПа).

? = ? * 2 = 0,25 * 2 = 0,02 (МПа).

? = ? * 2 = 0,05 * 2 = 0,004 (МПа).

? = 0,016 + 0,02 + 0,004 = 0,04 (МПа).

?Рс = 0,05 + 0,01 + 0,04 = 0,1 (МПа).

Суммарные потери давления рассчитывают по формуле:

?Р = ?Рн + ?Рвс + ?Рс

?Р = 0,0255 + 0,41 + 0,1 = 0,5355 (МПа).

Выбор типа насоса

Подачу насоса Qн рассчитывают по формуле:

Qн = Qхх + ?Q,

Величину утечек ?Q рассчитывают по формуле:

?Q = kу * Р1 * n,

гдеkу - размерный коэффициент утечек,

kу = 0,3 10-3 ;



Р1 - расчетное давление, Р1 = 3,2 МПа;

n - количество гидроцилиндров, n = 1.

?Q = 0,3 10-3 * 3,2 * 1 = 0,96 10-3 (л/мин).

Qн = 13 + 0,96 * 10-3 = 13,00096 (л/мин).

Рабочее давление насоса Рн рассчитывают по формуле:

Рн = Рман + Рвак

Манометрическое давление Рман рассчитывают по формуле:

Рман = Р1 + ?Рн + ?Рс

Рман = 3,2 + 0,41 + 0,1 = 3,71 (МПа)

Вакуум во всасывающей линии насоса Рвак рассчитывают по формуле:

Рвак = (с * g * zвс) * 10-6 + ?Рвс,

гдеzвс - геометрическая высота всасывания, zвс = 0,5 м.

Рвак = (885 * 9,8 * 0,5) * 10-6 + 0,0225 = 0,03 (МПа)

Рн = 3,71 + 0,03 = 3,74 (МПа)

Эффективную мощность насоса Nн рассчитывают по формуле:

Nн = Рн * Qн

Nн = 3,74 * 13,00096 * (1/60000) = 0,8 (кВт)



Выбираем насос пластинчатый нерегулируемый типа Г12-31АМ:

Qном = 5,8 л/мин;

Рном = 6,3 МПа;

Nном = 1,04 кВт;

з = 0,76.

Мощность приводного двигателя к насосу рассчитываем по формуле:

Nд =

Nд = = 1,4 кВт.

Расчет емкости гидробака

Объем гидробака к насосу определяется по его 3-5 минутной производительности, с учетом запаса по высоте:

W = 1,2 * (35) * Qном

W = 1,2 * 4 * 5,8 = 27,8 (л).

Принимаем гидробак объемом 30 литров.

Разработка электрогидравлической схемы

Электрогидравлическая схема предполагает наличие четырех реле давлений, трех концевых выключателей и двух датчиков: уровня и температуры. В третьем токопроводе установлен электромагнит У4 распределителя Р4. Применение контактов К1, К2, К3 соответствующих реле К1, К2, К3 обеспечиваются включение реле. Об отклонении контролируемых параметров узнаем визуально при активации сигнальных ламп. В схеме на первом токопроводе предусмотрена сигнальная лампа.

Описание работы схемы:

Холостой ход: изначально шток гидроцилиндра ГЦ1 находиться в задвинутом положении. В этом положение он включает датчик концевого выключателя S1. Концевой выключатель S1 подает сигнал на электромагнит У3 ѕ-распределителя Р2. Переключается позиция ѕ-распределителя Р2 в правое положение и рабочая жидкость из насоса Н подается через 2/2-распределитель Р1 в поршневую полость. Шток выдвигается со скоростью VХХ = 0,013 м3/с.

Рабочий ход: шток достигает датчика концевого выключателя S2, который в свою очередь включает электромагнит У1 2/2-распределителя Р1, позиция распределителя переключается в левое положение, которая закрывает проход рабочей жидкости. Рабочая жидкость проходит через регулятор расхода РП1, регулирующий скорость подачи жидкости, со скоростью VРХ = 0,0016 м3/с.

Быстрый отвод: шток достигает датчика концевого выключателя S3, который в свою очередь включает электромагнит У2 ѕ-распределителя Р2 и снимает сигналы с электромагнитов У1 и У3 2/2-распределителя Р1. Переключается позиция 2/2-распределителя Р1 в правое положение, а на ѕ-распределителе Р2 позиция переключается в левое положение. От насоса Н рабочая жидкость подается в штоковую полость. Шток задвигается со скоростью VБО = 0,017 м3/с.



Список используемой литературы

гидроцилиндр трубопровод насос

1. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы. Справочник. М. - Машиностроение, 1988.

2. Басков С.Н., Иванов С.А., Точилкин В.В., Филатов А.М. Основы гидравлики и гидравлического оборудования. Учебное пособие. Магнитогорск, 2007.

3. Точилкин В.В., Филатов А.М. Основы гидравлики и гидропривода технологических машин. Магнитогорск, 2002.

4. Александров М.П., Решетов Д.Н. Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций. М., Машиностроение, 1987.

Размещено на Allbest.ru