Гидравлический привод с двумя гидроцилиндрами

схема.dwg

(Verwendungsbereich)
(Modell- oder Gesenk-Nr)
Дросель с обратным клапаном КВМК 16 G1.1
Регулятор расхода МПГ55-2
Схема гидравлическая
Обратный клапан Г51-33
Гидрораспределитель Н102-ЕЛ44 МТА220-50
Насос Г12-31АМ ГОСТ13167-82
Предохранительный клапан 10101 ТУ2-053-1748-85
Привод с двумя цилиндрами
Давление настройки предохранительного клапана Р=4 МПа 2. Систему залить индустриальным маслом ИГП-18 ТУ38.101413
Гидрораспределитель Р102-ЕЛ45 3МТА220-50
Реле давления ПГ -62-11
Переключ Ман ПМ6-320Х4
Предохранительный клапан 10101К ТУ2-053-1748-85
Гидрозамок Т1КУ12320
электро гидравл.управлением
ВЕХ20Х4430ОФ10АВ220-50НЕТРМ18В10ПО7Д
Реверсивный золотник с

80 x40 верт1.dwg

ГПП 01.001.000.01 СБ
Шевронное уплотнение
Кольцо нажимное 20х35-2
Кольцо опорное 20х35-2
Кольцо поршневое1-1-40х3
Кольцо уплотнительное
ГПП 161.001.00.000 СБ
Гидроцилиндр рабочий
ГПП.535.184.00.000.СБ
*Размеры для справок 2.Замки поршневых колец поз.17 расположить с последовательным смещением на 90° 3.При установке уплотнения предохранять от перекосов
механических повреждений предворительно смазывать смазкой ЦИАТИМ-221 4.Цилиндр испытать на прочность и наружную герметичность при давлении 6.2 МПа 5.Допускаются утечки масла через подвижные соединения в виде масляной пленки на штоке
Полукольца регулировочные
Кольцо поршневое1-1-80х3
ГПП 535.184.00.000.СБ

184.doc

БЕЛАРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Факультет _машиностроительный_
по курсовому проектированию
Тема проекта: Разработка гидравлического привода реализующий цикл ИП_-БП-РП1-РП2 –БО- торможение_
Рабочие перемещения регулировать трехлинейным РР
Содержание расчётно-пояснительной записки (перечень подлежащих разработке вопросов)
Титульный лист(1 лист ПЗ). Задание(2 лист ПЗ). Аннотация(3 лист ПЗ). Содержание(4 лист ПЗ угловой штамп 40 X 185 мм для текстовых документов). Введение 1.Составление расчётных схем. Определение сил действующих на гидровигатели. 2.Расчёт и выбор основных параметров гидравлических двигателей. 3.Расчёт требуемых расходов РЖ и полезных перепадов давлений в гидродвигателях (построение диаграмм расходов и перепадов давлений). 4. Описание разработанной гидравлической схемы. 5.Обоснование и выбор рабочей жидкости способов и степени её очистки. 6.Обоснование и выбор гидравлической аппаратуры и способа её монтажа. 7. Расчёт параметров и выбор трубопроводов. 8.Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе. 9.Определение объёмных потерь и производительности насосной установки. 10.Выбор насоса расчёт мощности и выбор приводного электродвигателя. 11.Определение КПД гидравлического привода.12.Тепловой расчёт гидропривода. 13.***Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя. Литература. Приложение (Спецификация).
Перечень графического материала (с точным указанием обязательных чертежей и графиков) 1. Чертёж принципиальной гидравлической схемы со спецификацией гидравлической аппаратуры – 1 лист (формат А1 или А2). 2.***Сборочный чертёж гидродвигателя (по согласованию с консультантом) – 1 лист (формат А1 или А2).
Календарный график работы над проектом на весь период проектирования (с указанием сроков выполнения и трудоёмкости отдельных этапов)
(дата и подпись студента)

записка.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Металлорежущие станки и инструменты»
По курсу «Гидравлика гидропривод и гидропневмоавтоматика»
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ ПРИВОД С ДВУМЯ ЦИЛИНДРАМИ
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
ГПП 535 . 184.00.000 ПЗ
РуководительБачанцев А.И.
В данной курсовой работе спроектирован гидравлический привод для механизма подачи. Цикл работы: ИП-.Ц1 БВ-МП- РП1-РП2 - БО
Ц2: БВ-МП -РП1-РП2 БО- .
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. - 24 ИЛ. - 4 ; ТАБЛ. - 11 ; БИБЛИОГР. - 8
Описание разработанной гидравлической схемы . ..6
Описание сил действующих на гидродвигатель ..6
Расчёт и выбор основных параметров гидродвигателей .. 7
Определение полезных перепадов давления .9
Определение полезных расходов рабочей жидкости 10
Обоснование и выбор марки рабочей жидкости. Способы ее очистки 11
Выбор гидроаппаратуры. Обоснование способов её монтажа 12
Расчёт параметров трубопроводов 13
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях .14
Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе 17
Определение объёмных потерь и производительности насосной установки .17
Выбор насоса и расчёт мощности приводного электродвигателя .18
Расчёт КПД гидросистемы 21
Тепловой расчёт гидропривода .22
В настоящее время в приводах станков широкое применение получили гидравлические приводы. Их преимуществом является малая масса и объем приходящийся на одну единицу мощности высокий КПД надежность возможность создавать большие тяговые усилия плавность перемещений возможность плавного регулирования скорости перемещения и простоты обеспечения автоматизированного управления.
Гидродвигатели обладают хорошей динамичностью. Время их реверса составляет 003-005 секунд. Для гидродвигателя поступательного действия возможно реверсирование до 1000 раз в минуту.
Важным преимуществом гидропривода является возможность бесступенчатого регулирования в широком диапазоне в комбинации со ступенчатым регулированием.
Гидроприводы относительно несложны в изготовлении и конструкции а также просты в эксплуатации что позволяет использовать гидроприводы в приводах станков. Применение гидропривода позволяет упростить кинематику станков снизить металлоемкость повысить надежность и уровень автоматизации.
ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СХЕМЫ
По заданию гидравлическая схема должна обеспечивать работу по циклу каждого рабочего органа в определенной последовательности. Эта последовательность обеспечивается при помощи концевых выключателей которые должны быть установлены в определенных точках перемещения рабочих органов в данном случае гидроцилиндра Ц1 и Ц2. При замыкании рабочим органом того или иного концевого выключателя на устройство управления подается управляющий сигнал откуда он поступает на определенный электромагнит одного из гидрораспределителя.
В начальной момент времени происходит зарядка аккумулятора а затем реле давления РД вырабатывает сигнал идущий на электромагнит ЭМ1 распределителя РН1 цилиндра Ц1. Золотник перемещается и происходит быстрое перемещение цилиндра Ц1 которое регулируется дросселем ДР2 установленном на выходе. При достижении конечного выключателя КВ2 дается сигнал на включение ЭМ3 распределителя РН3 происходит медленный подвод МВ до конечного выключателя КВ3.
При достижении конечного выключателя КВ3 дается сигнал на включение ЭМ4 распределителя РН2 и включение ЭМ6 распределителя РН4 происходит движение Ц2 со скоростью БВ которую обеспечивает дросселем ДР4 и регулятор расхода РР2. При достижении конечного выключателя КВ5 дается сигнал на включение ЭМ7 распределителя РН4 происходит рабочая подача РП скорость которой определяет регулятор расхода РР2и РР3.
При достижении конечного выключателя КВ6 дается сигнал на отключение ЭМ7 пятиходового распределителя РН4 происходит происходит рабочая подача РП2 скорость которой определяет регулятор расхода РР2. При достижении конечного выключателя КВ7 дается сигнал на включение ЭМ5 пятиходового распределителя РН2 и происходит быстрый отвод цилиндра Ц2 до конечного выключателя КВ4. Скорость быстрого отвода регулируется дросселем ДР3.
Конечный выключатель КВ4 производит включение электромагнитов ЭМ2. Происходит быстрый отвод цилиндра Ц1 до конечного выключателя КВ1. Перемещение цилиндра Ц1 при быстром отводе регулируется дросселем ДР1 установленном на выходе.
При необходимости цикл повторится.
Работа всей гидросистемы может быть остановлена при помощи установки распределителей РН1 и РН2 в нейтральное положение и с помощью предохранительного клапана непрямого действия КП при включении электромагнита ЭМ8. Также этот клапан служит для защиты гидросистемы от перегрузок которые могут возникнуть при незапланированном превышении нагрузки на какой-либо рабочий орган при загрязнении трубопроводов или гидроаппаратуры и т. п. Давление срабатывания клапана т. е. максимально возможное давление в гидросистеме настраивается при помощи контрольного манометра МН.
В гидросистеме применены два фильтра для очистки рабочей жидкости от загрязнений – на входе (после насоса) и на линии слива в бак. Контроль за загрязненностью фильтров – визуальный.
ОПИСАНИЕ СИЛ ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ГИДРОДВИГАТЕЛИ
По заданию расчетная нагрузка составляет: на цилиндр Ц1 – F = 6кН.
. : на цилиндр Ц2 - F = 12кН.
Силы трения которые преодолевают шток гидроцилиндра определяем из условия что потери на трение составляют примерно 10% от рабочей нагрузки.
Для цилиндра Ц1 сила трения Fтр1 = 600 Н .
Для цилиндра Ц2 сила трения Fтр1 = 1200 Н .
Рис 1. Расчетные схемы
где : Fраб – силы при рабочем ходе с учетом сил трения.
Расчет и выбор основных параметров гидродвигателей
Исполнительными двигателями является 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;
hм- механический КПД гидроцилиндра hм=085 095.
Рабочая площадь поршня в полости нагнетания
Полезный перепад давления в дифференциальном гидроцилиндре может быть принят как
При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра обычно является рабочей полостью поэтому определяется по формуле:
где D- диаметр поршня.
Диаметр штока принимаем по зависимости:
Определим требуемый перепад давления в гидроцилиндре по формуле:
По заданию рабочее расчетное давление Р =25 МПа
Тогда полезный перепад давления в гидроцилиндре Ц1 при проектном расчете будет равен:
При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра является полостью напора поэтому диаметр поршня определяется по формуле:
Диаметр поршня в гидроцилиндре Ц2 определяется по формуле:
Результаты расчета параметров гидродвигателей заносим в таблицу 1
Принимаем диаметры по ГОСТ 6540-68 для поршня D1= 80мм
Принимаем диаметры по ГОСТ 6540-68 D2= 100мм
Диаметр штока принимаем d1=40; мм.
Принимаем диаметр мм.
Исходные данные и результаты расчета параметров гидродвигателей
Определение полезных перепадов давления
Фактические площади напорных и сливных поверхностей: Для гидродвигателя Ц2
После выбора основных геометрических параметров гидродвигателей рассчитывается действительный перепад давления:
для гидроцилиндра Ц1 при рабочем ходе –
при быстром подводе – ;
при обратном ходе – ;
для гидроцилиндра Ц2– ;
Для Ц2 при обратном ходе– ;
По результатам расчетов строим диаграмму которая изображена на рисунке 2.
Результаты расчета давлений
Рисунок 2. Диаграмма давлений
Определение полезных расходов рабочей жидкости
Для расчета расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра воспользуемся формулой:
где S - рабочая площадь в полости цилиндра мм2; V - скорость движения поршня силового цилиндра ммин.
Расходы жидкости для быстрых перемещений (быстрых подводов при прямом ходе быстрых отводов при обратном ходе) для полостей напора и слива определяются по формулам:
где Qma VБП –скорость быстрых перемещений хода поршня силового цилиндра ммин;
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 лмин; VРП –скорость рабочего хода поршня силового цилиндра ммин;
Остальные результаты расчетов заносятся в таблицу 3а
Исходные данные для расчета расходов
Исходные данные и результаты расчета расходов
На основании таблицы 3 строим диаграмму расходов рисунок 3.
Рис. 3. Диаграмма расходов
Результаты расчета времени цикла
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.
Так как давление в гидросистеме 45 МПа то вязкость рабочей жидкости должна быть в пределах 20-40 Стокс. А также на основании допустимой температуры рабочей жидкости (около 50 С) вязкость должна находиться в пределах 20-40 Стокс. Время рабочих подач значительно больше времени холостых ходов поэтому нужно выбирать рабочую жидкость с более высокой вязкостью.
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–38 (ТУ 38–101413–78) со следующими характеристиками:
tвсп =210 С температура застывания –15 С. Класс вязкости по ISO 3448 :- 38.
Группа по ISO 67434–1981: - НМ (масла с антикоррозионными антиокислительными и противоизносными присадками); ИВ=90; КОН=06–10 мгг; КОН=05 (изменение кислотного числа после окисления) : кгм3.
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) так как в системе нет участков с малыми расходами (до 05 лмин) и нет малых дросселирующих отверстий перед которыми необходимо дополнительно производить фильтрацию. Кроме этого на сливе устанавливаем сливной фильтр который очищает рабочую жидкость от продуктов износа попадающую в бак.
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.
В таблице 5 приведены выбранные устройства а также некоторые необходимые в дальнейших расчетах параметры. Для дальнейших расчетов при выборе аппаратуры заносим в таблицу 5 номинальный расход номинальное давление утечки и номинальный перепад давления.
Аппаратура и ее параметры
Р 102АЛ 45 ВГ 220-50 Ш
Р 102АЛ 44 ВГ 220-50 Ш
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 гидролиний 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; QmaVH и VC - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива ммин.
Принимаем dвс = 25мм
Результаты расчета заносим в таблицу 6.
Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:
где d - толщина стенки трубопровода мм P - наибольшее давление в трубопроводе МПа d - внутренний диаметр трубопровода мм sВР= 412МПа - предел прочности на растяжение материала трубопровода МПа КБ - коэффициент безопасности КБ ³ 2 для участков с плавно изменяющимся давлением; КБ ³ 3 для участков с ненапряженным режимом работы; КБ ³ 6 при пульсациях давления.
Исходные данные и результаты расчета трубопроводов
Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях
Для каждого исполнительного гидравлического органа для линии напора и слива определяют суммарные 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 потери давления в 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 лмин;
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 мм2с;
v– расчетная скорость потока рабочей жидкости мс2 .
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:
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;
r - плотность рабочей жидкости кгм3;
н с – коэффициенты сопротивления трению;
Lн и Lс – длины трубопроводов напора и слива м; Lн =5 и Lс =6м.
dн и dс –внутренние диаметры трубопроводов мм;
Qрн и Qрс – расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе лмин;
Результаты расчета заносим в таблицу 7.
Исходные данные и результаты расчета потерь давления
Потери на трение по длине при ламинарном потоке определяем по формуле
Рассчитываем потери давления для цилиндра Ц1 так как для этого цилиндра наибольшее рабочее давление:
Расчет потерь давления на местные сопротивления производятся через суммарный коэффициент местных сопротивлений. Но для проектировочных расчетов 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:
Потери давления в аппаратах приведены в таблице 8
Исходные данные и результаты расчета потерь давления в аппаратах
Наибольшее давление в системе при рабочей подаче РП Р=12МПа поэтому принимаем в расчет потери давления для линии с аппаратами :
Напор: фильтр Ф2; распределитель Р2; гидрозамок ГЗ; Клапан КО
Слив: гидрозамок ГЗ; Р1 РР2; Р3; РР3.
Сводим суммарные потери в таблицу 9
результаты расчета потерь давления
Суммарные потери давления в гидравлических аппаратах для линий напора и слива соответственно определяются следующим образом:
ΔРн=000003+000092+000024= 0001МПа
ΔРс=000014+000074+000018= 0001МПа.
Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе
Рассчитываем наибольшее рабочее давление которое необходимо создать на входе напорной линии каждого исполнительного гидравлического органа. Формула для расчета имеет вид.
где Рр – наибольшее рабочее давление на входе в напорной линии исполнительного гидравлического органа; Pн иPс – суммарные потери давления в линиях напора и слива; P – требуемый полезный перепад давления в исполнительном гидравлическом органе; Sс и Sн – рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях гидроцилиндра.
Если в гидросистеме для нескольких исполнительных гидравлических органов применяется один насос то из наибольших рабочих давлений выбирается максимальное давление. По этому расчетному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан.
Определение объемных потерь и производительности насосной установки
Рассчитываем потери т.е. внутренние утечки для напорной линии каждого исполнительного гидравлического органа. При этом суммируются объёмные потери не только на работающих участках системы но и на аппаратах соединенных с линией параллельно. При проектных расчетах объёмные потери могут определяться для гидравлических аппаратов
Qуа=(21 30)*10-3*DPц
Определим наибольшую производительность насосной установки
Наибольшая подача рабочей жидкости для каждого исполнительного гидравлического органа
где Q - наибольшая подача рабочей жидкости; Qma SQyi - объемные суммарные потери.
Наибольшая производительность насосной станции определяется на основании анализа циклограммы работы.
Наибольшая подача или наибольшая производительность насосной станции для гидросистемы с одним исполнительным органом принимается по необходимой наибольшей подаче рабочей жидкости
где Qi - сумма подач рабочей жидкости для исполнительных гидравлических органов при сочетании их работы требующей наибольшей подачи насоса.
Аппаратура Фильтр Ф2 Клапан КП. Клапан КО Перекл. МанометраРаспр. Р1- Распр. Р2 Гидрозам. ГЗ-2.
Qуа=12*10-3*(065+025+02+03+02+06+01)=00032лмин;
Цилиндр: Qуа=(21 30)*10-3*01=0000021 лмин.
Суммарные потери: Q=Qmax+SQyi=0003+0000021=0003 Лмин.
Максимальный расход Q=471+0003=471 лмин
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:
где Рн–давление на входе из насоса; Рк–давление настройки предохранительного клапана.
Исходные данные и результаты расчета Рабочего цикла
Но проанализировав диаграмму расходов рис. 4 и таблицу 10 можно применить гидроаккумулятор который будет выполнять функцию дополнительного источника энергии и заряжаться во время рабочего хода.
Рис. 4. Диаграмма расходов
Определяем максимальный объем для выбора аккумулятора
Максимальный объем рабочей жидкости необходим для быстрого подвода:
где QБп – расход при быстром подводе лмин; tБп – время мин.
VБп=3010023+396*01=4654 л.
Максимальный объем рабочей жидкости необходим для быстрого отвода:
где QБО – расход при быстром отводе лмин; tБО – время мин.
VБп=471004+226*0083=374 л.
Для повышения КПД можно применить гидроаккумулятор который будет выполнять функцию дополнительного источника энергии и заряжаться во время рабочего хода благо время рабочего хода велико.
Для более эффективной работы выберем Аккумулятор объемом 63 литров
Давление зарядки (Рз=02 МПа) выберем согласно графиков в [5 с. 370-371] и диаграммы давлений рис.2 данный аккумулятор при зарядке (Рз=06 МПа) при рабочих подачах (давление 117 – 12 МПа) наполнится на 55 литров чего вполне достаточно для обеспечения быстрого подвода и быстрого отвода без насоса.
Для того чтобы данный аккумулятор при рабочих подачах успел зарядиться нужен объем отдаваемого расхода насосом не менее 8 литров без расхода на рабочие подачи то есть расход насоса должен выводится из следующего выражения :
Qн – Qрп = Vак (tмп+tрп)
Qн = 55 (001+15+05) + 12
Исходя из этого выбираем насос БГ12–21АМ со следующими характеристиками:
Рабочий объем 5 см3
Номинальная подача 54 лмин;
Номинальное давление 125 МПа;
Частота вращения 1500 обмин
Общий КПД насоса не менее 055 . Объемный КПД насоса 072
Так как рабочее давление в системе при быстром подводе (Рбп=01-03МПа) меньше номинального расхода насоса то определим действительную подачу насоса.
Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия
где Nэ –мощность приводного электродвигателя КВт;
Qн – подача насоса лмин;
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
tц- время цикла tц= ti–время перехода цикла.
. где Si и ui - длина и скорость хода штока для i-го цикла.
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
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 исполнительного гидравлического органа;
Pк– давление настройки предохранительного клапана;
Исходные данные для расчета КПД берем из Таблицы 10. Подставляем в формулу и получаем результат:
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 поглощаемую рабочей жидкостью. Тепловой режим гидропривода должен быть таким чтобы 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 вычисляется по формуле:
Требуемая поверхность излучения и объем рабочей жидкости в баке вычисляется по формуле:
где Sб - площадь поверхности излучения бака м2;
V - объём рабочей жидкости в баке л;
Dtб - разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды можно принять Dtб=35O С;
Кб - коэффициент теплопередачи бака Вт(м2*с); можно принять в зависимости от охлаждения бака Кб=17 (без охлаждения) или 23 (с обдувом воздухом) Вт(м2*с).
Объём бака 147 литра это соответствует рекомендациям по выбору объема бака: Vб = (15-25)*Qн. Необходимость в теплообменнике отсутствует так как отвод тепла баком больше чем выделяется теплоты. Площадь теплообменника выбирается на основании соотношения:
где QТ – количество теплоты отводимое теплообменником;
DtТ – расчетный перепад температур в теплообменнике ОС;
КТ – коэффициент теплообмена в теплообменнике КТ=50 Втм2*ОС.
Этот объем мал для имеющегося насоса поэтому по ГОСТ 12448-80 выбираем бак с объемом 10 литров. Этот бак будет рассеивать тепло полностью:
Башта Т.М. Гидравлика гидромашины и гидроприводы. –М.: Машиностроение 1982 – 423 с.
Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. – Киев: Высш. школа 1980. – 231с.
Гидроприводы и гидрооборудование в станкостроении А.Я.Оксененко Наумчик Ф.А. и др. – М.: НИИмаш 1982. –112 с.
Металлорежущие станки Под ред. В. Э. Пуша. - М.: Машиностроение 1985. -575 с.
Свешников В. К. Усов А. А. Станочные гидроприводы. - М.: Машиностроение 1982. - 464 с.
Справочное пособие по гидравлике гидромашинам и гидроприводам Под ред. Б. Б. Некрасова. - Мн.: Выш. школа 1985.
Холин К. М. Никитин О. Ф. Основы гидравлики и объемные гидроприводы. - М.: Машиностроение 1989. - 264 с.
Юшкин В. В. Основные расчеты объемного гидропривода. - Мн.: Выш. школа 1982. - 94 с.