Проектирование гидропривода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Исходные данные для расчета гидропривода

2. Выбор управляющего устройства давления

3. Выбор объемных гидромашин

4. Выбор гидроаппаратов

5. Расчет и выбор трубопроводов

6. Расчет потерь давления в трубопроводе

7. Определение потерь мощности в гидроприводе

8. Определение теплового режима и емкости маслобака

9. Расчет статических характеристик гидропривода с машинным регулированием

Заключение

Приложение



1. Исходные данные для расчета гидропривода

Усиление на штоке гидроцилиндра	Rн1 = 160 кН Rн2 = 150 кН
Скорость поршня гидроцилиндра: -шток толкает - шток тянет	Vп1 = 0,08 м/с Vп2 = 0,09 м/с
Ход поршня	Lп =0,8 м
Время работы гидропривода без нагрузки	t3 = 50 с
Рабочая жидкость	Масло ВМГЗ
Её рабочая температура	= 60 °С

2. Выбор управляющего устройства, давление и составление гидросхемы

Выбор способа регулирования, можно определив величину выходной мощности проектируемого гидропривода ,вычисляется по формуле

N_вых.1=(V_n1 ? R_n1) = 0,08*160000=12,8 кВт

N_вых.2=(V_n2 ? R_n2) = 0,09*150000=13,5 кВт

Так как N_вых.2 =13.5>5 кВт то способ регулирования - машинный

Выбираем из номинального ряда давление для гидропривода Р_ном = 16 мПа.

Для реализации исходных данных подходит гидросхема, представленная на рис.3.4. Её описание приведено в приложении, поэтому здесь вторично не описываем. гидравлический гидропривод трубопровод

3. Выбор объемных гидромашин

Расчет и выбор гидроцилиндра.

Диаметр поршня гидроцилиндра определяем по формуле

,

где R_н.max = 160?10³Н максимальное усилие; К = 1,2 - коэффициент запаса; Р_ном= 16?10⁶ Па, отсюда

,

По диаметру D = 0,123 м, давлению Р_ном =16 Мпа и ходу поршня

L_п = 0,8 м выбираем из прил.1 гидроцилиндр с параметрами: D₁ = 0,125 м , диаметр штока d_шт = 0,056 м, ход поршня L_п= 0,8 м , давление Р_ном = 16 Мпа.

Уточняем давление в гидроцилиндре по формуле

Определяем расход жидкости в гидроцилиндре для двух режимов:

где з_о.ц. - объемный КПД гидроцилиндра, принимаем для новых резиновых уплотнений гидроцилиндра з_о.ц =1,



4. Расчет и выбор гидронасоса

Определяем ориентировочное давление гидронасоса

Р_н = Р_г + УДР,

где Р_г -максимальное давление в гидроцилиндре, Р_г = 15,6 МПа; УДР - суммарные потери давления в гидроцилиндре, УДР = 0,1 ? Р_г = 1,56 МПа.

Подставляя числовые значения, получим

Р_н = 15,6 + 1,56 =17,16 МПа.

Определяем ориентировочную подачу насоса:

Q_н = Q_г1 + УДQ,

где Q_г1 = 1,1 ? 10^-3 м³/с; УДQ - суммарные объемные потери в гидроприводе, УДQ = 0,1? Q_г1 = 0,11 ? 10^-3 м³/с, таким образом,

Q_н = 1,1? 10^-3 + 0,11 ? 10^-3 = 1,21 ? 10^-3 м³/с .

По давлению Р_н = 16,67 МПа и подаче Q_н = 1,27? 10^-3 м³/с выбираем нерегулируемый аксиально-поршневой гидронасос типа 207.20 с наклонным блоком цилиндров (см. прил. 6). Его параметры:

- рабочий объем	qн= 54,8 см3/об;
- номинальная подача	Qн.ном= 1,301? 10-3 м3/с;
- номинальное давление	Pн.ном = 20 МПа;
- номинальная частота вращения	Nн.ном.= 25 об/с (1500 об/мин);
- объемный КПД	Зо.н.= 0,95;
- механический КПД	змех.н.= 0,958;
- полный КПД	зн = 0,91.



Выбор гидроаппаратов и кондиционеров рабочей жидкости

Согласно гидросхеме выбираем гидроаппараты: распределитель жидкости, предохранительный клапан, а фильтр только по Q_н, так как он установлен в сливном трубопроводе.

Выбираем из прил. 33 распределитель жидкости реверсивного типа с ручным управлением и выписываем его паспортные данные:

- номинальное давление	Pр.ном= 20 МПа;
- номинальный расход	Qр.ном= 1,16? 10-3 м3/с (70л/мин)
- потери давления	ДPр.= 0,3 МПа.

Выбираем из прил. 37 первичный предохранительный клапан непрямого действия типа УИ 79015 и выписываем его паспортные данные:

- номинальное давление	Pп.к.ном= 16 МПа;
- номинальный расход	Qп.к..ном= 2,66? 10-3 м3/с (160л/мин);
- потери давления	ДPп.к..= 0,6 МПа.

Для аксиально-поршневых насосов тонкость фильтрации рабочей жидкости должна быть 16 -25 мкм. Так как установку фильтра предусматриваем в сливном трубопроводе, то выбираем фильтр типа 1.1.32-25 из прил. 51 выписываем его паспортные данные:

- номинальное давление	Pф.ном= 0,63 МПа;
- номинальный расход	Qф..ном= 1,66? 10-3 м3/с (100л/мин);
- потери давления	ДPф..= 0,027 МПа.
- тонкость фильтрации	25 мкм;
- материал фильтрующей шторы	Бумага БФМ.



5. Расчет и выбор трубопроводов

Рассмотрен наиболее общий случай с необходимостью проверки всех трех условий при определении диаметров.

Расчет выполняем отдельно для всасывающего, напорного и сливного трубопроводов, используя одни и те же формулы. Внутренний диаметр трубопровода определяем по двум условиям обеспечения:

1) допустимой скорости рабочей жидкости в трубопроводе;

2) допустимых потерь давления в трубопроводе.

Принимаем допустимую скорость движения рабочей жидкости в трубопроводах: всасывающем V_тр.в= 1 м/с; напорном V_тр.н= 4,5 м/с; сливном V_тр.с= 1,5 м/с.

Определим внутренний диаметр всасывающего трубопровода по условиям:

Первому

здесь н - кинематическая вязкость масла ВМГЗ при температуре 60°С,

н = 8,5?10^-6 м²/с;

третьему

где н - кинематическая вязкость масла ВМГЗ при температуре 20°С,

н = 28?10^-6 м²/с;L_тр.в.- длина всасывающего трубопровода, L_тр.в= 0,5м; - допускаемые потери давления в трубопроводе, = 0,2 МПа.

Из значений d_тр.в1, d_тр.в3, принимаем большее значение d_тр.в=0,0393м.

Определяем внутренний диаметр напорного трубопровода по условиям:

Первому

Третьему

Здесь длину напорного трубопровода принимаем L_тр.н= 3м.

Из двух значений d_тр.н1, d_тр.н3 выбираем большее d_тр.н=0,0185м.

Определяем внутренний диаметр сливного трубопровода по условиям:

Первому

Третьему

Здесь длину сливного трубопровода принимаем L_тр.с= 3 м.

Из двух значений d_тр.с1, d_тр.с3 выбираем большее d_тр.с=0,032м.



Определяем толщину стенки трубопровода

где Р - давление в трубопроводе, принимаем для всасывающего и сливного Р = 0,2 МПа, а для напорного трубопровода Р = Р_н = 15,95 МПа; б_ВР - предел прочности на растяжение материала трубопровода, принимаем трубопровод из стали Ст. 3, тогда б_ВР = 400 МПа; К_б - коэффициент безопасности, принимаем для всасывающего и сливного трубопроводов К_б = 2, т.к. давление в них близко к нулю, а для напорного трубопровода принимаем К_б = 3, т.к. считаем, что у гидропривода будет ненапряженный режим работы.

Далее определяем толщину стенки трубопроводов

Всасывающего

мм;

Напорного

Сливного

мм.

По внутреннему диаметру d_тр.в , d_тр.н и d_тр.с , а также по толщине S трубопровода выбираем из прил. 55 сортамент труб для трубопроводов:

напорного

внутренний диаметр d_тр.н = 19 мм

толщина стенки трубопровода S_в = 2 мм

всасывающего

внутренний диаметр d_тр.в = 40 мм

толщина стенки трубопровода S_н = 2мм

сливного

внутренний диаметр d_тр.с = 32 мм

толщина стенки трубопровода S_с = 2 мм

Толщина стенок всасывающего и сливного трубопроводов увеличена из условий жесткости и соответствует стандартному ряду.

Уточняем скорость движения, м/с, рабочей жидкости в трубопроводе по формуле:

Всасывающий трубопровод

м/с.

Напорный трубопровод

м/с.



Сливной трубопровод

м/с.

6. Расчет потерь давления в трубопроводе

Всасывающий трубопровод

Определяем число Рейнольдса:

т.е. >2320.

Тогда коэффициент сопротивления трубопровода

Потери давления на трение по длине всасывающего трубопровода

ДP_L.B = 0,5?с?л_B? L_TP.B?(V_TP.B)²/d_TP.B =

= 0,5?855?0,0385?1?0,963²/40? 10^-3 = 190,79 Па.

Потери давления в местных сопротивлениях всасывающего трубопровода

ДP_{M. B} = Уж_В.



Принимаем во всасывающем трубопроводе два плавных поворота и сужение потока за счет крана на всасывающей стороне перед маслобаком. По прил. 56 принимаем: коэффициент сопротивления штуцера ж₁ = 0,1.

Находим сумму коэффициентов местных сопротивлений:

Уж_в = ж₁ ? 1 = 0,1 ? 1 = 0,1.

Тогда

ДР_м.в= 0,1? .

Суммарные потери давления во всасывающем трубопроводе определяем по формуле

ДР_тр.в =ДР_L.в + ДР_м.в =190,7 + 39,64 = 230,35 Па.

Напорный трубопровод

Определяем число Рейнольдса

т.е. <2320.

Тогда коэффициент сопротивления трубопровода

Потери давления на трение по длине трубопровода

ДP_L.н = 0,5?с?л_н? L_тр.н?(V_тр.нґ)²/d_тр.н =

= 0,5?855?0,032?3?4,269²/26? 10^-3 = 39364,62 Па.



Потери давления в местных сопротивлениях напорного трубопровода

ДP_м.н = Уж_н.

Принимаем в напорном трубопроводе четыре поворота под прямым углом с коэффициентом сопротивления ж₁= 1,5, один тройник с коэффициентом сопротивления ж₂= 1, четыре штуцера с коэффициентом ж₃= 0,1.

Определяем сумму коэффициентов местных сопротивлений

Уж_н = ж₁ ? 4 + ж₂ ? 1 + ж₃ ? 4 = 1,5?4 + 1 ? 1 + 0,1 ? 4 = 7,4.

Тогда

ДР_м.н = 7,4 ? .

Суммарные потери давления в напорном трубопроводе определяем по формуле

ДР_тр.н =ДР_L.н + ДР_м.н =39364,62 +57652,7 = 97017,38 Па.

Сливной трубопровод

Определяем число Рейнольдса

т.е. <2320.

Тогда коэффициент сопротивления трубопровода

Потери давления на трение по длине сливного трубопровода

ДP_L.с = 0,5?с?л_с? L_тр.с?(V_тр.сґ)²/d_тр.с =

= 0,5?855?0,0364?3?1,505²/32? 10^-3 = 3304,3 Па.

Потери давления в местных сопротивлениях сливного трубопровода

ДP_м.с = Уж_с.

Принимаем в сливном трубопроводе четыре поворота под прямым углом с коэффициентом сопротивления ж₁= 1,5,пять штуцеров с коэффициентом ж₂= 0,1.

Находим сумму коэффициентов местных сопротивлений

Уж_н = ж₁ ? 4 + ж₂ ? 5 = 1,5 ? 4+0,1 ? 5 =6,5 .

Тогда

ДР_м.с = 6,5 ? .

Вычисляем суммарные потери давления в сливном трубопроводе

ДР_тр.с =ДР_L.с + ДР_м.с =3304,3 + 6293,94 = 9598,3 Па.

и в трубопроводе

УДР = УДР_тр + УДР_г.а,



где УДР_тр- суммарные потери давления во всасывающем, напорном и сливном трубопроводах: УДР_г.а - суммарные потери давления в гидроаппаратах ( ДР_р= 0,3 МПа, ДР_ф= 0,027 МПа).

Тогда

УДР= 230,345 + 97017,38 + 9598,3 + 300000 +300000 + 27000 =

= 733846,03 Па = 0,73 МПа.

7. Определение потерь мощности в гидроприводе

Средние потери мощности, переходящие в тепло, определяем по формуле

где ДN₁, ДN₂ - потери мощности в гидроприводе, когда шток гидропривода толкает и тянет; ДN₃ - и когда шток гидроцилиндра неподвижен; t₁, t₂, t₃- время работы гидропривода, когда шток гидроцилиндра толкает, тянет и неподвижен.

Согласно заданию время t₃ = 50с, а время t₁ и t₂ находим по формулам:

.

Потери мощности определяем для следующих случаев:

1) шток толкает

ДN₁ = ДN_{потр.н.1}(1 - з_{общ.гп.1});

2) шток тянет

ДN₂ = ДN_{потр.н.2}(1 - з_{общ.гп.2}).

Потребляемую насосом мощность в первом и во втором случаях находим по формулам:

где Q_н.ном = 1,21 ? 10^-3м³/с - номинальная подача насоса; з_н = 0,91 - полный КПД насоса; Р_н.1 и Р_н.2- уточненное давление насоса в первом и во втором случаях, которое определяется с учетом суммарных потерь давления в трубопроводе УДР = 0,73 ? 10⁶ Па

Р_н.1= Р_г.1 + УДР; Р_н.2= Р_г.2 + УДР,

где Р_г.1 и Р_г.2 - давление в полости гидроцилиндра, когда шток толкает и тянет соответственно,

;

;

Р_н.1.=15 ? 10⁶ + 0,73 ? 10⁶ = 15, 73 ? 10⁶ Па;

Р_н.2.=17595 ? 10⁶ + 0,73 ? 10⁶ = 18,325 ? 10⁶ Па;

Общий КПД привода для первого и второго случаев рассчитывается следующим образом:

где N_пол.1 и N_пол.2 - полезная мощность гидроцилиндра,

N_пол.1= R ? V = 160000 ? 0,08 = 12800 Вт;

N_пол.2= R ? V = 150000 ? 0,09 = 13500 Вт;

Потери мощности в гидроприводе

ДN₁ =20955,6 (1 - 0,6108) = 8155,9 Вт;

ДN₂ = 24366,2 (1 - 0,554) =10867,3 Вт;

Для случаев, когда поршень гидроцилиндра неподвижен, а рабочая жидкость от насоса проходит на слив в маслоблок, потери мощности определяем по формуле

ДN₃ = Q_н.ном ? УДР = 1,21 ? 10^-3 ? 0,73 ? 10⁶ = 883,3 Вт.

Средние потери мощности составляют

8. Определение теплового режима и емкости маслобака

Определяем необходимую площадь поверхности, м², теплообмена формуле

S_треб.= ДN_ср/(К_тп ? ДТ_доп),

Где К_тп = 25 Вт/(м² ? °С) - коэффициент теплопередачи для естественного охлаждения; ДТ_доп - допустимый перепад температур, °С,



ДТ_доп = Т_ж.max - Т_в.max = 60 - 20 = 40°С.

Здесь Т_в.max = 20°С - температура воздуха.

Отсюда

Поскольку в теплообмене участвуют маслобак, трубопроводы, гидронасос, распределитель жидкости, фильтр и другие гидроаппараты, то площадь теплоотдающей поверхности маслобака

S_б = S_треб - S_го.

Где S_го -площадь поверхности теплообмена гидрооборудования.

В нашем случае будем учитывать только площадь поверхности трубопроводов и гидроцилиндра, т.к. остальное гидрооборудование находится в кожухе:

S_го = S_тр+ S_ц;

S_тр = р?d_н?L_тр; S_ц = р?D_н?L_ц;

где d_н D_н - наружные диаметры трубопровода и гидроцилиндра(принимаем больше на 20..30мм); L_тр и L_ц - длины трубопроводов и гидроцилиндра( для гидроцилиндра больше на 150..200мм).

Площади всасывающего, напорного и сливного трубопроводов:

S_тр.в = р?0,042 ? 0,5 = 0,06594 м²;

S_тр.н = р?0,021 ? 3 = 0,19782 м²;

S_тр.с = р?0,034 ? 3 = 0,32028 м²;

S_тр = 0,06594 +0,19782+0,32018=0,584 м²;

Площадь гидроцилиндра:

S_ц = р?0,155 ? 1 = 0,4867м²;

Определяем площадь S_го

S_го = S_тр + S_ц = 0,584+0,4867 = 1,0707м²;

Площадь теплоотражающей поверхности маслобака будет равна

S_б = S_треб - S_го =3,226-1,0707=2,1553 м²;

Определяем объем маслобака по его теплоотдающей поверхности с соотношением сторон

А:В:С = 1:2:3,

В=0,624м ; С=0,936м

V_бґ=6?А³ V_бґ=6?0,312³ = 0,1823 м³

Определяем объем маслобака при условии вместимости в него всей рабочей жидкости гидросистемы по формуле:

V_бґґ=2V_гс

где V_гс - внутренний объем гидросистемы.

Будем учитывать только объем гидроцилиндра и трубопроводов:

Объем гидросистемы составит

V_гс = 0,0098121 + 0,00628 + 0,00085 + 0,00241 = 0,102 м³

Получим объем маслобака по условию вместимости

V_бґґ=2V_гс = 2?0,102 =0,204 м³

Сравнивая V_бґ и V_бґґ, принимаем большее значение, т.е. V_бґ< V_бґґ тогда V_б = V”_б = 0,204м³. Окончательно принимаем объем маслобака

V_б = 0,2 м³ .



9. Расчет статических характеристик гидропривода с машинным регулированием

Так как в нашем случае регулирование машинное и регулирование осуществляется регулируемым насосом.

Исходными данными для расчета характеристик гидропривода с машинным регулированием являются: нагрузка на штоке гидроцилиндра R_н, Н; скорость поршня гидроцилиндра (диапазон изменения)V_п, м/с; подача насоса Q_н, м³/с; объемный КПД насоса з_он=0,95; его рабочий объем q_н, см³/с; номинальное давление, развиваемое насосом Р_н.ном=16МПа.

В ходе расчета предварительно определяют следующие параметры

- теоретическую подачу насоса, м³/с,

Q_н.т = Q_н/з_он =

- объемные потери в насосе , м³/с,

ДQ_н = Q_н(1 - з_он)=;

- коэффициент объемных потерь насоса а_н

а_н = ДQ_н/ Р_н.ном=

- площадь поршня гидроцилиндра, м², для случаев:

шток толкает

F_ц = (р?D²)/4 =



шток тянет

F_ц = [р?(D² - d_шт²)]/4

где D и d_шт - диаметры поршня и штока, м.

Уравнение статистических характеристик для гидропривода с регулируемым насосом, имеют вид:

- для возвратно-поступательного движения, м/с,

,

Шток толкает: при

м/с

Остальные вычисления произведены в программе Mathcad и представлены в таблице:

Uн	Усилие на штоке гидроцилиндра, кН
	0	20	40	60	80	100	120	140	160
1	0,111	0,111	0,11	0,11	0,109	0,109	0,108	0,108	0,107
0,9	0,1	0,1	0,099	0,099	0,098	0,098	0,097	0,096	0,096
0,8	0,089	0,089	0,088	0,088	0,087	0,086	0,086	0,085	0,085
0,7	0,076	0,078	0,077	0,076	0,076	0,075	0,075	0,074	0,074
0,6	0,066	0,066	0,066	0,065	0,065	0,064	0,064	0,063	0,062
0,5	0,055	0,055	0,055	0,054	0,054	0,053	0,052	0,052	0,051
0,4	0,044	0,044	0,044	0,043	0,042	0,042	0,041	0,041	0,04



По результатам расчета строим графики

Шток тянет: при

м/с

Так же приведены в таблице:

Uн	Усилие на штоке гидроцилиндра, кН
	0	20	40	60	80	100	120	140	150
1	0,14	0,139	0,138	0,137	0,136	0,135	0,134	0,133	0,133
0,9	0,126	0,125	0,124	0,123	0,122	0,121	0,12	0,119	0,119
0,8	0,112	0,111	0,11	0,109	0,108	0,107	0,106	0,105	0,105
0,7	0,098	0,097	0,096	0,095	0,094	0,093	0,092	0,092	0,091
0,6	0,084	0,083	0,082	0,081	0,08	0,079	0,078	0,078	0,077
0,5	0,07	0,069	0,068	0,067	0,066	0,065	0,064	0,064	0,063
0,4	0,056	0,055	0,054	0,053	0,052	0,051	0,051	0,05	0,049

В приложении дана схема объемного гидропривода, и графики статических характеристик с регулируемым гидронасосом.



Заключение

В данной курсовой работе , я выполнил расчет и проектировку объемного гидропривода механизма подъема стрелы автомобильного крана с возвратно-поступательным движением исполнительного органа. Обеспечил реверсивную работу и плавное регулирование выходной скорости исполнительного органа. В данной работе гидропривод соответствует данному заданию по всем параметрам.

Усиление на штоке гидроцилиндра	Rн1 = 160 кН Rн2 = 150 кН
Скорость поршня гидроцилиндра: -шток толкает - шток тянет	Vп1 = 0,08 м/с Vп2 = 0,09 м/с
Ход поршня	Lп =0,8 м
Время работы гидропривода без нагрузки	t3 = 50 с
Рабочая жидкость	Масло ВМГЗ
Её рабочая температура	= 60 °С



Приложение

В гидросхеме строительно-дорожных машин с объемным регулированием, показанной на чертеже, рабочая жидкость всасывается регулируемым гидронасосом 3 из маслоблока 6 и нагнетается им к распределителю жидкости 2, а от него в зависимости от позиций распределителя к реверсивному гидроцилиндру 1. После чего рабочая жидкость из распределителя жидкости 2 проходит через фильтр 4, установленный в сливном трубопроводе, и сливается в маслоблок 6. При регулировании рабочего объема гидронасоса 3 регулируется расход рабочей жидкости к гидроцилиндру 1, при этом, чем больше рабочий объем гидронасоса, тем больше скорость поршня гидроцилиндра при неизменных параметрах силовых цилиндра. Защита гидропривода от перегрузки по давлению обеспечивается первичным предохранительным клапаном 5 непрямого действия, подключённым к напорному трубопроводу сразу после гидронасоса 3, а также первичным у предохранительному клапану 5 непрямого действия. предохранительные клапаны ограничивают максимальное давление, возникающее в гидроцилиндре 1 и инерционных нагрузок или реактивного усилия .

Расшифровка обозначений на схеме

1-Гидроцилиндр

2- Распределитель жидкости реверсивного типа с ручным управлением

3- Нерегулируемый аксиально-поршневой гидронасос типа 207.20 с наклонным блоком цилиндров

4-Фильтр типа 1.1.32-25 - материал фильтрующей шторы -Бумага БФМ.

5-Первичный предохранительный клапан непрямого действия типа УИ 79015

6-Маслобак

Размещено на Allbest.ru