Проектирование гидропривода

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

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

Nвых. 1=(Vn1? Rn1) = 0,08*160 000=12,8 кВт

Nвых. 2=(Vn2? Rn2) = 0,09*150 000=13,5 кВт

Так как Nвых. 2 =13. 5>5 кВт то способ регулирования — машинный

Выбираем из номинального ряда давление для гидропривода Рном = 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 Rн. max = 160?103Н максимальное усилие; К = 1,2 - коэффициент запаса; Рном= 16?106 Па, отсюда

,

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

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

Уточняем давление в гидроцилиндре по формуле

Определяем расход жидкости в гидроцилиндре для двух режимов:

где зо.ц.  — объемный КПД гидроцилиндра, принимаем для новых резиновых уплотнений гидроцилиндра зо. ц =1,

4. Расчет и выбор гидронасоса

Определяем ориентировочное давление гидронасоса

Рн = Рг + УДР,

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

Подставляя числовые значения, получим

Рн = 15,6 + 1,56 =17,16 МПа.

Определяем ориентировочную подачу насоса:

Qн = Qг1 + УДQ,

где Qг1 = 1,1 ? 10-3 м3/с; УДQ — суммарные объемные потери в гидроприводе, УДQ = 0,1? Qг1 = 0,11 ? 10-3 м3/с, таким образом,

Qн = 1,1? 10-3 + 0,11 ? 10-3 = 1,21 ? 10-3 м3.

По давлению Рн = 16,67 МПа и подаче Qн = 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 Qн, 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 79 015 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 Vтр. в= 1 м/с; напорном Vтр. н= 4,5 м/с; сливном Vтр. с= 1,5 м/с.

Определим внутренний диаметр всасывающего трубопровода по условиям:

Первому

здесь н — кинематическая вязкость масла ВМГЗ при температуре 60 °C,

н = 8,5?10-6 м2/с;

третьему

где н — кинематическая вязкость масла ВМГЗ при температуре 20 °C,

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

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

Определяем внутренний диаметр напорного трубопровода по условиям:

Первому

Третьему

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

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

Определяем внутренний диаметр сливного трубопровода по условиям:

Первому

Третьему

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

Из двух значений dтр. с1, dтр. с3 выбираем большее dтр. 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 = Рн = 15,95 МПа; бВР — предел прочности на растяжение материала трубопровода, принимаем трубопровод из стали Ст. 3, тогда бВР = 400 МПа; Кб — коэффициент безопасности, принимаем для всасывающего и сливного трубопроводов Кб = 2, т.к. давление в них близко к нулю, а для напорного трубопровода принимаем Кб = 3, т.к. считаем, что у гидропривода будет ненапряженный режим работы.

Далее определяем толщину стенки трубопроводов

Всасывающего

мм;

Напорного

Сливного

мм.

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

напорного

внутренний диаметр dтр. н = 19 мм

толщина стенки трубопровода Sв = 2 мм

всасывающего

внутренний диаметр dтр. в = 40 мм

толщина стенки трубопровода Sн = 2мм

сливного

внутренний диаметр dтр. с = 32 мм

толщина стенки трубопровода Sс = 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

ДPL. B = 0,5?с?лB? LTP. B?(VTP. B)2/dTP. B =

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

Потери давления в местных сопротивлениях всасывающего трубопровода

ДPM. B = УжВ.

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:

Ужв = ж1? 1 = 0,1? 1 = 0,1.

Тогда

ДРм. в= 0,1?.

Суммарные потери давления во всасывающем трубопроводе определяем по формуле

ДРтр. в =ДРL. в + ДРм. 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

ДPL. н = 0,5?с?лн? Lтр. н?(Vтр. нґ)2/dтр. н =

= 0,5?855?0,032?3?4,2692/26? 10-3 = 39 364,62 Па.

Потери давления в местных сопротивлениях напорного трубопровода

ДPм. н = Ужн.

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

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

Тогда

ДРм. н = 7,4? .

Суммарные потери давления в напорном трубопроводе определяем по формуле

ДРтр. н =ДРL. н + ДРм. н =39 364,62 +57 652,7 = 97 017,38 Па.

Сливной трубопровод

Определяем число Рейнольдса

т.е. < 2320.

Тогда коэффициент сопротивления трубопровода

Потери давления на трение по длине сливного трубопровода

ДPL. с = 0,5?с?лс? Lтр. с?(Vтр. сґ)2/dтр. с =

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

Потери давления в местных сопротивлениях сливного трубопровода

ДPм. с = Ужс.

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

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

Тогда

ДРм. с = 6,5? .

Вычисляем суммарные потери давления в сливном трубопроводе

ДРтр. с =ДРL. с + ДРм. с =3304,3 + 6293,94 = 9598,3 Па.

и в трубопроводе

УДР = УДРтр + УДРг. а,

где УДРтр— суммарные потери давления во всасывающем, напорном и сливном трубопроводах: УДРг. а — суммарные потери давления в гидроаппаратах (ДРр= 0,3 МПа, ДРф= 0,027 МПа).

Тогда

УДР= 230,345 + 97 017,38 + 9598,3 + 300 000 +300 000 + 27 000 =

= 733 846,03 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 = ДNпотр.н. 1(1 — зобщ. гп. 1);

2) шток тянет

ДN2 = ДNпотр.н. 2(1 — зобщ. гп. 2).

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

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

Рн. 1= Рг. 1 + УДР; Рн. 2= Рг. 2 + УДР,

где Рг. 1 и Рг. 2 — давление в полости гидроцилиндра, когда шток толкает и тянет соответственно,

;

;

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

Рн.2. =17 595? 106 + 0,73? 106 = 18,325 ? 106 Па;

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

где Nпол. 1 и Nпол. 2 — полезная мощность гидроцилиндра,

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

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

Потери мощности в гидроприводе

ДN1 =20 955,6 (1 — 0,6108) = 8155,9 Вт;

ДN2 = 24 366,2 (1 — 0,554) =10 867,3 Вт;

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

ДN3 = Qн. 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

Sтреб. = ДNср/(Ктп? ДТдоп),

Где Ктп = 25 Вт/(м2? °С) — коэффициент теплопередачи для естественного охлаждения; ДТдоп — допустимый перепад температур, °С,

ДТдоп = Тж. max — Тв. max = 60 — 20 = 40 °C.

Здесь Тв. max = 20 °C — температура воздуха.

Отсюда

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

Sб = Sтреб - Sго.

Где Sго -площадь поверхности теплообмена гидрооборудования.

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

Sго = Sтр+ Sц;

Sтр = р? dн?Lтр; Sц = р? Dн?Lц;

где dн Dн — наружные диаметры трубопровода и гидроцилиндра (принимаем больше на 20. 30мм); Lтр и Lц — длины трубопроводов и гидроцилиндра (для гидроцилиндра больше на 150. 200мм).

Площади всасывающего, напорного и сливного трубопроводов:

Sтр. в = р?0,042? 0,5 = 0,6 594 м2;

Sтр. н = р?0,021? 3 = 0,19 782 м2;

Sтр. с = р?0,034? 3 = 0,32 028 м2;

Sтр = 0,6 594 +0,19 782+0,32 018=0,584 м2;

Площадь гидроцилиндра:

Sц = р?0,155? 1 = 0,4867 м2;

Определяем площадь Sго

Sго = Sтр + Sц = 0,584+0,4867 = 1,0707 м2;

Площадь теплоотражающей поверхности маслобака будет равна

Sб = Sтреб - Sго =3,226−1,0707=2,1553 м2;

Определяем объем маслобака по его теплоотдающей поверхности с соотношением сторон

А: В: С = 1: 2:3,

В=0,624 м; С=0,936 м

Vбґ=6?А3 Vбґ=6?0,3123 = 0,1823 м3

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

Vбґґ=2Vгс

где Vгс — внутренний объем гидросистемы.

Будем учитывать только объем гидроцилиндра и трубопроводов:

Объем гидросистемы составит

Vгс = 0,98 121 + 0,628 + 0,85 + 0,241 = 0,102 м3

Получим объем маслобака по условию вместимости

Vбґґ=2Vгс = 2?0,102 =0,204 м3

Сравнивая Vбґ и Vбґґ, принимаем большее значение, т. е. Vбґ< Vбґґ тогда Vб = V"б = 0,204 м3. Окончательно принимаем объем маслобака

Vб = 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 Rн, Н; скорость поршня гидроцилиндра (диапазон изменения)Vп, м/с; подача насоса Qн, м3/с; объемный КПД насоса зон=0,95; его рабочий объем qн, см3/с; номинальное давление, развиваемое насосом Рн. ном=16МПа.

В ходе расчета предварительно определяют следующие параметры

— теоретическую подачу насоса, м3/с,

Qн. т = Qн/зон =

— объемные потери в насосе, м3/с,

ДQн = Qн(1 — зон)=;

— коэффициент объемных потерь насоса ан

ан = ДQн/ Рн. ном=

— площадь поршня гидроцилиндра, м2, для случаев:

шток толкает

Fц = (р?D2)/4 =

шток тянет

Fц = [р?(D2 — dшт2)]/4

где D и dшт — 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:

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:

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 79 015

6-Маслобак

на

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой