Реферат: Разработка объемного гидропривода машины
СОДЕРЖАНИЕ
1.Введение
2 Разработка принципиальной гидравлической схемы
3. Расчеты
3.1 Расчет и выбор гидроцилиндра
3.2 Расчет и выбор гидронасоса
3.3 Выбор рабочей жидкости
3.4 Расчет и выбор гидроаппаратов
3.5 Расчет гидролиний
3.6 Тепловой расчет гидропривода
3.7 Расчет внешней характеристики гидропривода
Библиографический список
1. ВВЕДЕНИЕ
Применение гидравлического привода и средств гидроавтоматики является одним из перспективных направлений современного развития машиностроения. Около 70 % горных, строительных, дорожных, землеройных, подъемно-транспортных машин и установок оснащенных гидроприводом.
Под объемным гидроприводом понимается совокупность устройств, в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей, предназначенных для приведения в движение механизмов и машин с помощью рабочей жидкости под давлением. Основой насосного гидропривода является объемный насос, создающий напор рабочей жидкости, которая обладает в основном энергией давления. Эта энергия преобразовывается затем в механическую работу. Благодаря высокому объемному модулю упругости рабочее жидкости в объемном гидроприводе обеспечивается практически жесткая связь между его входными и выходными органами. Объемный насосный гидропривод с приводом от электродвигателя широко применяется в современных машинах и механизмах.
Это объясняется такими преимуществами гидропривода как: высокая компактность при небольших габаритах и массе, приходящейся на единицу мощности; возможность реализации больших передаточных чисел; хорошие динамические свойства привода; возможность плавного и широкого регулирования скорости движения исполнительного органа; надежное предохранение приводного электродвигателя от перегрузок; простота преобразования вращательного и поступательного движения друг в друга; высокое быстродействие и малое время разгона подвижных частей; гидропривод легко управляется и автоматизируется. Благодаря обильной и постоянной смазке гидропривод долговечен и надежен. Он позволяет плавно, в широком диапазоне регулировать движение исполнительного органа, Объемный гидропривод допускает достаточно произвольное расположение его элементов на машине, что чрезвычайно важно для мобильных машин, работающих в сложных условиях.
К недостаткам гидропривода относятся: сравнительно невысокий КПД; необходимость высокой герметичности гидроаппаратов, а следовательно, точность обработки деталей, что обусловливает их относительно повышенную стоимость; возможность нестабильной работы, вызываемой температурными колебаниями вязкости рабочей жидкости.
2. Разработка принципиальной гидравлической схемы
Тех. требования к гидросистеме: насос разгружен дополнительным гидрораспределителем, фиксация промежуточных положений штока двусторонним гидрозамком, фильтр установлен в сливной гидролинии.
3. Расчеты
3.1 Расчет и выбор гидроцилиндра
Расчетное значение диаметра гидроцилиндра D2p, мм определяется по формуле:
(3.1)
где Р2p — расчетное давление рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр, МПа; F2 — усилие на штоке, Н; ηмах — механический КПД гидроцилиндра (рекомендуется принимать ηмах =0,95...0,96). Принимаем ηмах =0,95. Давление Р2p предварительно принимается равным:
(3.2)
где Рн — номинальное давление в гидросистеме, МПа.
Давление жидкости, возникающее в штоковой полости гидроцилиндра, не учитываем из-за его малого значения. По расчетному значению диаметра D2p из табл. 3.1, в которой приведены параметры гидроцилиндров для давлений Рн = 16 и 20 МПа, принимают ближайшее большее значение диаметра D2. Диаметр штока d2 принимают по табл. 3.1, предварительно задавшись значением параметра (φ =1,25 или 1,6.) Принимаем φ =1,25.
Таблица 3.1 — Параметры гидроцилиндров общего назначения
D2, мм | 63 | 80 | 100 | 110 | 125 | 140 | 160 | 180 | 200 | |
d2, мм φ | При1,25 | 28 | 36 | 45 | 50 | 56 | 63 | 70 | 80 | 90 |
φ | 1,6 | 40 | 53 | 60 | 70 | 80 | 90 | 100 | 110 | 125 |
Из таблицы вибираем D2 =100 мм, d2 =45 мм.
Для принятого диаметра D2 рабочее давление жидкости Р2, МПа у идроцилиндра составит:
(3.3)
Расход жидкости, подводимой в поршневую полость гидроцилиндра Q2Р, м3 /с составит:
(3.4)
где V2 — заданная скорость движения поршня м/с; η0 — объемный КПД гидроцилиндра, который для новых гидроцилиндров с манжетными уплотнениями можно принять η0=1.
3.2 Расчет и выбор гидронасоса
Расчетная подача гидронасоса Q1p определяется из условия неразрывности потока жидкости, которое с точностью до утечек в гидролиниях и гидроаппаратуре, что допустимо на стадии предварительного расчета, имеет вид
(3.5)
Тогда расчетный рабочий объем гидронасоса Vop, м3 определяют по формуле
(3.6)
где n — номинальная частота вращения вала насоса, с-1, — объемный КПД гидронасоса, который предварительно можно принять равным η01 = 0,9...0,95. Принимаем η01 = 0,925.
При выборе типа гидронасоса необходимо в первую очередь учитывать уровень номинального давления. Аксиально-поршневые гидронасосы рассчитаны на высокие значения номинального давления. Они имеют также более высокие объемный и полный КПД по сравнению с гидронасосами других типов. Поэтому для условий задания на контрольно-курсовую работу целесообразно ориентироваться на аксиально-поршневые гидронасосы. Выбираем гидронасос из табл. 3.2.
Таблица 3.2 Основные параметры аксиально-поршневых гидронасосов
Тип насоса | Рабочий объем, V01, см3 | Номиналь-ное давле- ние, МПа | Частота вращения, мин | КПД | Масса, кг | |
n, мин-1 | Объемный η0 | Полный η | ||||
МНА | 10 | 20 | 1500 | 0,94 | 0,91 | 6,6 |
16 | 20 | 1500 | 0,95 | 0,91 | 16,5 | |
25 | 20 | 1500 | 0,95 | 0,91 | 17,5 | |
40 | 20 | 1500 | 0,95 | 0,91 | 59,0 | |
63 | 20 | 1500 | 0,95 | 0,91 | 59,5 | |
100 | 20 | 1500 | 0,95 | 0,91 | 93,0 | |
125 | 20 | 1500 | 0,95 | 0,91 | 93,0 | |
210 | 11,6 | 16 или 20 | 3000 | 0,95 | 0,85 | 5,5 |
28,1 | 16 или 20 | 2000 | 0,95 | 0,91 | 12,5 | |
54,8 | 20 | 1500 | 0,95 | 0,91 | 23,0 | |
107 | 20 | 1500 | 0,95 | 0,91 | 52,0 | |
225 | 20 | 1500 | 0,95 | 0,91 | 100,0 | |
310 | 56 | 20 | 1500 | 0,96 | 0,91 | 23,0 |
112 | 20 | 1500 | 0,96 | 0,91 | 41,0 | |
224 | 20 | 1500 | 0,96 | 0,91 | 86,0 | |
НА | 33 | 16 | 1500 | 0,91 | 0,85 | 14,0 |
Выбираем насос тапа НА: рабочий объем, V01 =33см3, номинальное давле- ние 16 МПа, частота вращения n=1500 мин-1, КПД: объемный η0=0,91, полный η=0,85, масса 14 кг.
С учетом фактических параметров принятого гидронасоса действительная его подача будет равна, м3 /с:
(3.7)
где V01 и η0 — рабочий объем и объемный КПД принятого типоразмера гидронасоса; n — частота вращения вала гидронасоса по условиям задания, с-1
3.3 Выбор рабочей жидкости
Первоначально необходимо выбрать условия применения гидрофицированной машины или оборудования: при отрицательных температурах; при положительных температурах в закрытых помещениях; при положительных температурах на открытом воздухе.
Аксиально-поршневые насосы работают на чистых (тонкость фильтрации 25 мкм) рабочих жидкостях ВМГЗ, МГ-20 или МГ-30 в зависимости от условий применения гидропривода. Технические характеристики этих рабочих жидкостей приведены в табл. 3.3.
Таблица 3.3 — Технические характеристики рабочих жидкостей
Марка | Плотность ρ при 50 о С, кг/м3 | Кинематическая вяз- кость v при 50 °С, 10-4 м/с | Температурные пределы применения аксиально-поршневых насосов, °С | Условия применения |
ВМГЗ | 860 | 0,1 | -40-+65 | При отрицательных температурах |
МГ-20 | 985 | 0,2 | -10-+80 | При положительных температурах в закрытых помещениях |
МГ-30 | 980 | 0,3 | +5 — +85 | При положительных температурах на открытом воздухе |
Выбирам рабочую жидкость марки МГ-20. Плотность при 50 о С: ρ=985 кг/м3; кинематическая вязкость при 50 °С: v=0,2∙10-4 м/с; температурные пределы применения аксиально-поршневых насосов: от -10 °С до +80 °С; условия применения: при положительных температурах в закрытых помещениях.
3.4 Расчет и выбор гидроаппаратов
Выбор гидроаппаратуры производится, прежде всего, по давлению и расходу рабочей жидкости в точке установки. Необходимо учитывать также функциональные особенности подбираемой гидроаппаратуры. Из таблиц выбираем гидроаппаратуру.
Гидрораспределитель служит для включения, выключения и реверсирования движения штока гидроцилиндра. Выбираем распределитель типа Р-16:
Параметры | Типоразмер |
Р-16 | |
1 Расход жидкости, л/мин | 63 |
2 Давление номинальное, МПа | 16 |
3 Внутренние утечки, не более, л/мин | 0,05 |
4 Потери давления, МПа | 0,2 |
Предохранительный гидроклапан предназначен для защиты гидропривода от давления, превышающего установленное. Выбираем гидроклапан БГ52-14:
Параметры | Типоразмер БГ 52-14 |
1 Расход, л/мин | 70 |
2 Давление номинальное, МПа | 5-20 |
3 Масса, кг | 7 |
Гидрозамок представляет собой управляемый обратный клапан и служит для фиксации штока выключенного гидроцилиндра в требуемом положении. Выбираем гидрозамок типа КУ-20:
Параметры | Типоразмеры КУ-20 |
1 Расход, л/мин | 63 |
2 Давление номинальное, МПа | 32 |
3 Потери давления, не более, МПа | 0,4 |
4 Утечки в сопряжении клапан-седло, см У мин | 4,98 |
5 Масса, кг | 13,1 |
Фильтр служит для очистки рабочей жидкости от твердых загрязнителей. Выбор типа фильтра производится по требуемой тонкости очистки, расходу рабочей жидкости через фильтр и давлению в гидролинии гидропривода. Выбираем фильтр типа 1.1.20-25:
Тип фильтра | Тонкость фильтрации, мкм | Номинальный расход, л/мин | Давление, МПа |
1.1.20-25 | 25 | 63 | 20 |
Гидробак служит для размещения рабочей жидкости, дополнительной очистки жидкости от загрязнений за счет оседания твердых частиц, а также охлаждения жидкости выделением тепла через внешние поверхности бака в окружающую среду.
Объем бака ориентировочно определяется по формуле:
VБ =(2...3). Q1, дм3 (3.8)
где Q1 — подача гидронасоса, л/мин.
VБ =2,5∙45=112,5 дм3
Номинальную вместимость бака принимают в соответствии с рекомендациями ГОСТ 16770 из ряда значений (дм3 ):
25; 40, 63; 100; 125; 160; 200; 250; 320; 400; 500; 630; 800
Выбыраем VБ =125 дм3 .
3.5.Расчет гидролиний
Расчетный диаметр dP, мм гидролиний определяется по формуле:
=(3.9)
где Q — расход жидкости на рассматриваемом участке, м3 /с Vд — допускаемая скорость движения рабочей жидкости в трубопроводе: для всасывающего трубопровода VД =0,5...1,5 м/с; для сливного Vд=1,5..,2,5 м/с; для напорного при Рн≥10 МПа и l<10 м допускаемая скорость VД =5...6 м/с. Расчетное значение диаметра (в мм) округляется до ближайшего по ГОСТ 8732 или ГОСТ 8734:… 7; 9; 12; 15; 16; 22; 28, 36; 44; 56; 67; 86,… Эти значения диаметров выбираются при номинальных давлениях от 10 до 20 МПа.
Определим расчетный диаметр для всасывающего трубопровода:
По ГОСТу принимаем =36 мм.
Определим расчетный диаметр для сливного трубопровода:
По ГОСТу принимаем =22 мм.
Определим расчетный диаметр для напорного трубопровода:
По ГОСТу принимаем =15 мм.
По принятому диаметру определяется действительная скорость, м/с движения жидкости в напорном, сливном и всасывающем трубопроводах:
(3.10)
Определим действительную скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе:
Определим действительную скорость движения жидкости в сливном трубопроводе:
Определим действительную скорость движения жидкости в напорном трубопроводе:
Расчет гидравлических потерь в напорной гидролииии производится с учетом потерь давления по длине трубопровода ΔРт, потерь давления в местных сопротивлениях трубопровода ΔРм и потерь давления в гидроаппаратах ДРгд.
Потери давления, ∆РТ, Па по длине трубопровода определяются по формуле Дарси-Вейсбаха
(3.11)
где р — плотность рабочей жидкости, кг/м3; λ — коэффициент гидравлического трения; l — длина гидролинии, м; v — скорость движения жидкости, м/с; d — диаметр напорной гидролинии, м.
Для определения коэффициента гидравлического трения сначала необходимо определить режим движения жидкости, для чего определяется значение числа Рейнольдса по формуле
(3.12)
где v- кинематическая вязкость рабочей жидкости, м2 /с.
Так как Rе<2300, то режим движения жидкости ламинарный.
При ламинарном движении жидкости коэффициент гидравлического трения с учетом теплообмена с окружающей средой через стенки трубопровода определяется по формуле Пуазейля:
(3.13)
Потери давления ∆РТ по длине трубопровода:
Потери давления в местных сопротивлениях определяются по формуле
(3.16)
Где ξ — коэффициент местного сопротивления. В качестве местных сопротивлений учитываются: входы в гидрораспределитель, гидрозамок и гидроцилиндр (ξ1 = ξ2 =ξ3 =0,8...0,9);
место присоединения гидролинии предохранительного гидроклапана к напорной гидролинии (ξ4 =0,2) и два закругленных колена (ξ5 = ξ6 =0,15).
Потери давления в местных сопротивлениях:
=3∙7561+1779+2∙1334=27130 Па = 0,027 МПа
Действительные потери давления в гидрораспределятеле и гидрозамке определяются по формулам:
(3.17)
(3.18)
где ΔРPH и ΔРЗН номинальные потери давления в гидрораспределителе и гидрозамке в соответствии с их техническими характеристиками; QPH и QЗН номинальные расходы рабочей жидкости через гидрораспределитель и гидрозамок в соответствии с их техническими характеристиками; Q1 — подача гидронасоса рассчитанная по формуле (3.7).
Суммарные потери давления в гидроаппаратах
(3.19)
Суммарные потери давления в напорном трубопроводе определяются по формуле
(3.20)
ΔР=0,06+0,027+0,3=0,387 МПа
В правильно рассчитанной напорной гидролинии суммарные потери давления не должны превышать 5...6 % номинального давления. 0,387 МПа составляет меньше 6 % от 16 МПа, следовательно гидролиния рассчитана правильно.
При этом
Р1 = Р2 + ΔР < РH, (3.21)
где P2 — давление у гидроцилиндра, рассчитанное по формуле (3.3):
Р1 =13,4+0,387=13,787<16.
3.6 Тепловой расчет гидропривода
Энергия, затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидроприводе, в конечном итоге превращается в теплоту, что вызывает нагрев рабочей жидкости и нежелательное снижение ее вязкости. Приближенно считается, что полученная с рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающую среду через поверхность бака.
Тепловой поток через стенки бака эквивалентен потерянной мощности ΔN
ΔN = N1 – N2П (3.22)
где N1 — мощность гидронасоса; N2П — полезная мощность на штоке гидроцилиндра.
Мощность гидронасоса, Вт
(3.23)
где Q1 — подача гидронасоса, определенная по формуле (3.7); Р1 — давление гидронасоса, рассчитанное по формуле (3.21); η1 — полный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой.
Полезная мощность, Вт определяется по формуле
N2 = F2 V2 (3.24)
где F2 — усилие на штоке в соответствии с заданием, Н; V2 — действительная скорость движения штока, м/с.
Действительная скорость движения штока V2 определяется по формуле
(3.25)
где ΔQp — утечки рабочей жидкости в гидрораспределителе, принимаемые в соответствии с его технической характеристикой.
м/с.
Полезная мощность:
N2 =100∙103 ∙0,095=9500 Вт
Тепловой поток через стенки бака эквивалентен потерянной мощности:
ΔN=12165-9500=2665 Вт
Потребная площадь поверхности охлаждения
(3.26)
где k0 — коэффициент теплопередачи, который при отсутствии обдува не превышает 15 Вт/м2, tЖ — температура жидкости (60...70°С), tВ — температура воздуха.
3.7 Расчет внешней характеристики гидропривода
Применительно к проектируемому гидроприводу под внешней характеристикой понимают зависимость скорости перемещения штока гидроцилиндра от усилия на штоке V=ƒ(F2 ). Для построения графика внешней характеристики необходимо задаться несколькими (не менее 4...5) значениями F2i в пределах 0≤F2i ≤F2. Каждому значению усилия F2i соответствует давление Р2i гидроцилиндра, которое определяется по формуле
(3.27)
Поскольку потери давления в напорном трубопроводе практически не зависят от давления в напорном трубопроводе, то соответствующие значения давления ΔP2i у гидронасоса определяются по формуле
P1i = P2i + ΔP (3.28)
где ΔР — потери давления, рассчитанные по формуле (3.20).
С увеличением давления P1i возрастают утечки рабочей жидкости в гидронасосе ΔQ1i и в гидрораспределителе ΔQpi Поэтому действительная подача рабочей жидкости в гидроцилиндр с возрастанием усилия F2i уменьшается. В связи с этим уменьшается и скорость движения штока V2i значение которой определяется по формуле
(3.29)
где Q1T — теоретическая подача гидронасоса; ΔQNi и ΔQPi – утечки рабочей жидкости в гидронасосе и гидрораспределителе.
При этом:
(3.30)
(3.31)
(3.31)
где a1 и a2 — коэффициенты утечек для гидронасоса и гидрораспределителя.
Коэффициенты утечек определяются по формулам
(3.33)
, (3.34)
где η01 — объемный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой; ΔQp — утечки принятого гидрораспределителя в соответствии с его технической характеристикой; Рн — номинальное давление.
Рассчитаем коэффициенты утечек и теоретическую подачу гидронасоса (так как они одинаковы для всех скоростей):
Рассчитаем скорости перемещения штока гидроцилиндра для следующих значений усилия на штоке: F2 i = 0; 25; 50; 75; 100 кН.
1) F20 = 0 кН.
P20 =0
P10 =0+0,387=0,387 МПа
∆QH0=0,18∙10-12 ∙0,387∙106 =0,06∙10-6
∆QР0 =0,05∙10-12 ∙0,387∙106 =0,01∙10-6
2) F21 = 25 кН.
P11 =+0,387=3,7 МПа
∆QH1 =∙3,7∙106 =0,66 ∙10-6
∆QР1 =∙3,7∙106 =0,185∙10-6
3) F22 = 50 кН.
P12 =6,7+0,387=7,087 МПа
∆QH2 =∙7,087 ∙106 =1,27 ∙10-6
∆QР2 =∙7,087 ∙106 =0,35∙10-6
4) F23 = 75 кН.
P13 =10+0,387=10,387 МПа
∆QH3 =∙10,387 ∙106 =1,9 ∙10-6
∆QР3 =∙10,387 ∙106 =0,5∙10-6
5) F24 = 100 кН.
P14 =+0,387=13,787 МПа
∆QH4 =∙13,787 ∙106 =2,48∙10-6
∆QР4 =∙13,787 ∙106 =0,69∙10-6
По полученным данным построим график зависимости V= ƒ(F2 ). Далее необходимо оценить степень снижения скорости движения штока при изменении усилия F2i от нуля до F2 .
(3.35)
где V20 — скорость движения штока при F2 = 0.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта