Курсовая работа. Расчет объемного гидропривода. Вариант 1

Перечень элементов.cdw

Делитель потока КД-20200
Клапан обратный 61200
Клапан обратный 61100
Клапан предохранительный БГ52-15А
Клапан предохранительный БГ52-14
Клапан предохранительный БГ52-16
Гидрораспределитель Р150-В3
Гидрораспределитель Р75-В3А
Гидроцилиндр 1.10.1. 110
Гидроцилиндр 1.10.2. 250
Гидравлическая схема

Гидросхема.cdw

Пояснительная записка.doc

1 Определение параметров гидродвигателей
1 Определение параметров гидроцилиндров
Определяем диаметры гидроцилиндров из условия максимального усилия на штоке.
При подаче рабочей жидкости в поршневую полость одноштокового гидроцилиндра:
где R – усилие на штоке гидроцилиндра Н;
Dрц – перепад давления на гидроцилиндре Па;
hгм.ц – гидромеханический КПД гидроцилиндра hгм.ц = 095;
В соответствии с нормалью ОН22–176–69 принимаем D1 = 110 мм.
При подаче рабочей жидкости в штоковую полость второго гидроцилиндра:
где j – отношение площади поршневой полости к площади штоковой полости принимаем j = 16;
В соответствии с нормалью ОН22–176–69 принимаем D2 = 250 мм.
Диаметр штока гидроцилиндра находим из соотношения:
Диаметр штока также уточняем в соответствии с ОН22–176–69 d1 = 70 мм d2 = 160 мм.
Площадь поршневой полости первого гидроцилиндра будет определяться по формуле:
Определяем площадь штоковой полости второго гидроцилиндра:
Определяем расход рабочей жидкости гидроцилиндром:
где uп – скорость перемещения поршня мс;
hо.ц – объемный КПД гидроцилиндра hо.ц = 099.
Тогда для первого гидроцилиндра:
Определяем полную мощность гидроцилиндров:
где hц – полный КПД гидроцилиндра hц = 09.
Определяем перепад давления
в первом гидроцилиндре:
2 Определение параметров гидромоторов
Определяем мощность на валу гидромотора:
где Мр – рабочий момент на исполнительном органе Н×м;
nр – рабочая частота вращения мин-1;
hр – КПД редуктора hр = 08.
Выбираем по приложению А.2 1 гидромотор шестеренчатый ГМШ10 со следующими характеристиками:
полезная мощность Nп = 53 кВт;
номинальное давление рн = 10 МПа;
максимальное давление рma
рабочий объем Vо = 10 см3;
крутящий момент М = 135 Н×м;
частота вращения номинальная nн = 3780 мин-1
КПД объемный hоб = 092;
Определяем частоту вращения вала гидромотора:
где nм – номинальная частота вращения гидромотора мин-1;
Nп – полезная (табличная) мощность гидромотора кВт.
Определяем необходимое передаточное число редуктора по формуле:
Примем ір = 190; тогда пм = 10×190=1900 (обмин).
Определяем крутящий момент на валу гидромотора:
Расход рабочей жидкости гидромотором можно определить по формуле:
где Vo – рабочий объем гидромотора см3;
hо.м – объемный КПД гидромотора hо.м = 092
Определяем перепад давления в гидромоторе:
где hм – полный КПД гидромотора hм = 078
Результаты расчетов сводим в таблицу 1.
Таблица 1 – Параметры гидродвигателей
Частота вращения мин-1
Диаметр гидроцилиндра мм
Рабочий объем гидромо-тора см3
Расход рабочей жидкости лс
Перепад давления МПа
Определение параметров и выбор насосов
Необходимую подачу насоса для питания гидродвигателя определим по формуле:
где Qц(м) – расход рабочей жидкости гидроцилиндром или гидромотором лс;
Кп – коэффициент подачи Кп = 105-115.
Тогда подача насоса питающего первый гидроцилиндр будет равна:
для питания второго гидроцилиндра:
а подача насоса питающего спаренные гидромоторы:
По рассчитанной подаче и с учетом номинального давления выбираем насосы (приложение А.1 1):
для питания первого гидроцилиндра шестеренчатый насос НШ50У-2 с подачей 145 лс при номинальной частоте вращения 1920 мин-1;
для питания второго гидроцилиндра шестеренчатый насос НШ46У с подачей 105 лс при номинальной частоте вращения 1500 мин-1;
для питания спаренных гидромоторов – шестеренчатый насос НШ32У с подачей 073 лс при номинальной частоте вращения 1500 мин-1;
Параметры выбранных насосов заносим в таблицу 2.
Таблица 2 – Характеристика выбранных насосов
Принятая частота вращения мин-1
Требуемая частота вращения мин-1
частота вращения гидромотора мин-1
Требуемую частоту вращения насоса можно определить на основании зависимости:
где – табличная частота вращения и подача насоса соответственно.
Фактическая скорость поршня гидроцилиндра будет определяться по формуле:
Фактическая частота вращения вала гидромотора определяться по формуле:
где – фактическая подача насоса лс;
Sц – площадь поршневой либо штоковой полости гидроцилиндра м2;
m – количество двигателей работающих одновременно.
Тогда для первого гидроцилиндра
для второго гидроцилиндра
для спаренных гидромоторов
Результаты расчетов сведены в таблицу 2.
Выбор гидроаппаратуры
По фактической подаче насоса выбираем необходимую гидроаппаратуру.
Для первого потока при Qн = 762 лмин принимаем:
гидрораспределитель моноблочный Р150-В3 (Q = 100 лмин) (приложение А.7 1);
обратный клапан 61200 (Q = 100 лмин) (приложение А.11 1);
предохранительный клапан БГ52-15А (Q = 100 лмин) (приложение А.12 1).
Для второго потока при Qн = 582 лмин принимаем:
Для третьего потока при Qн = 45 лмин принимаем:
гидрораспределитель моноблочный Р75-В3А (Q = 50 лмин) (приложение А.7 1);
предохранительный клапан БГ52-14 (Q = 70 лмин) (приложение А.12 1);
делитель потока КД-20200 при второй настройке (Q = 40-55 лмин);
обратный клапан 61100 с номинальным расходом 63 лмин.
Фильтр устанавливаем в общей сливной гидролинии а выбираем его по суммарной подаче насосов – 972 лмин:
фильтр 1.1.40-40 (Q = 200 лмин) (приложение А.18 1);
предохранительный клапан БГ52-16 (Q = 70 лмин) (приложение А.12 1).
Расчет параметров трубопроводов
1 Выбор исходных данных
При конструктивной проработке гидравлической схемы устанавливаются длины гидролиний и количество местных сопротивлений. исходные данные заносим в таблицу 3.
Таблица 3 – Исходные данные для расчета параметров трубопроводов
2 Определение диаметров трубопроводов
Для определения внутреннего диаметра трубопровода необходимо задаться средней скоростью движения жидкости в трубопроводе. Примем следующие значения: для всасывающей линии – 15 мс для напорной – 5 мс для сливной – 2 мс.
Диаметр трубопровода определяем по формуле:
где Q – расход рабочей жидкости лс;
u – средняя скорость движения жидкости мс.
Тогда в первом потоке для всасывающей гидролинии:
Диаметр трубопровода округляем в соответствии с данными приведенными в приложении А.3 1 до ближайшего значения. Аналогично определяем диаметры всех трубопроводов первого и второго потоков. Результаты расчетов заносим в таблицу 4.
Таблица 4 – Результаты расчета диаметров трубопроводов
Диаметр трубопровода мм
3 Определение потерь давления по длине трубопроводов
Уточняем скорость течения рабочей жидкости в трубопроводах в соответствии с формулой:
В качестве рабочей жидкости принимаем всесезонное гидравлическое масло ВМГЗ ТУ-38-1-01-479-79 плотность масла 860 кгм3 кинематическая вязкость при 50 °С n = 10 мм2с.
Принимаем рабочую (установившуюся) температуру рабочей жидкости равной t = 70 °C.
Тогда кинематическую вязкость рабочей жидкости при данной температуре можно определить воспользовавшись следующей зависимостью:
где nt – кинематическая вязкость при температуре t мм2с;
n50 – кинематическая вязкость при 50 °С;
п – показатель степени при n50 = 10 мм2с – n = 173.
Рассчитываем число Рейнольдса и по его величине определяем режим течения жидкости в трубопроводе:
Критическое число Рейнольдса для гладких трубопроводов составляет Reкр = 2300.
Определяем потери давления на трение в трубопроводах по формуле:
где r – плотность рабочей жидкости кгм3;
u – скорость течения жидкости мс;
d – диаметр трубопровода м.
Коэффициент гидравлического трения определяется в зависимости от режима течения жидкости при ламинарном режиме:
где А = 75 – для стальных труб.
При турбулентном режиме течения можно воспользоваться формулой Блазиуса:
Результаты вычислений заносим в таблицу 5
Таблица 5 – Результаты расчета потерь давления на трение по длине
Суммарные потери давления на трение в гидролинии будут равны:
для первого гидроцилиндра
4 Определение потерь давления в местных сопротивлениях и гидроаппаратуре
Потери давления в местных сопротивлениях можно определить по формуле Вейсбаха:
где z – количество сопротивлений одного вида;
x – коэффициент местного сопротивления для обратного клапана xкл = 2-3 для колена xк = 015
Потери давления в гидроаппаратах при расходе отличном от номинального можно определить по формуле:
Расчет оформляем в виде таблицы 6.
Таблица 6 – Потери давления в местных сопротивлениях и гидроаппаратах
гидро-распреде-литель МПа
5 Определение рабочего давления насосов
Давление развиваемое насосом определяется как сумма перепадов давления в гидросистеме:
для второго потока при работе гидроцилиндра
для третьего потока при работе гидромоторов
Определение коэффициента полезного действия гидропривода
Определим мощность потребляемую насосами по формуле:
где Qн – фактическая подача насоса лс;
рн – давление развиваемое насосом МПа.
hн – полный КПД насоса.
Тогда для первого потока
при работе первого гидроцилиндра
при работе второго гидроцилиндра
при работе гидромотора
КПД гидропривода определяется выражением:
где Nдв – полезная мощность двигателя кВт;
Nн – мощность потребляемая насосом кВт.
Определим полезные мощности гидродвигателей:
первого гидроцилиндра
второго гидроцилиндра
Значит при работе первого гидроцилиндра
при работе спаренных гидромоторов
Определение объема гидробака
Объем гидробака определяется исходя из условия обеспечения минутной подачи насоса при максимальной подаче:
В соответствии с рекомендациями приведенными в приложении А.3 1 принимаем объем бака равным V = 200 л.
Тепловой расчет привода
Потери мощности которые превращаются в тепло определим по формуле:
Наибольшие потери мощности происходят в третьем потоке:
Повышение температуры составит:
где Тж – установившаяся температура рабочей жидкости в баке 70 °С;
Тв – температура окружающего воздуха 15 °С;
Кі – коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости окружающему воздуху К = 9 Вт(м2×°С).
Принимаем что охлаждение рабочей жидкости происходит в баке тогда площадь поверхности гидробака будет равна:
Тогда по формуле (30) получим:
Для обеспечения нормального температурного режима необходимо применить оребрение бака для увеличения поверхности теплообмена с воздухом.
При этом необходимая площадь поверхности ребер должна составить:
В результате выполненных расчетов были определены параметры одноштокового гидроцилиндра одностороннего действия (D = 110 мм d = 70 мм) двухштокового гидроцилиндра двухостороннего действия (D = 250 мм d = 160 мм) выбрана марка гидромотора (ГМШ10) разработана принципиальная схема гидропривода с разомкнутой схемой циркуляции рабочей жидкости. Была подобрана соответствующая регулирующая гидроаппаратура и рассчитаны параметры трубопроводов.
Привод первого гидроцилиндра осуществляется от насоса НШ50У-2 привод второго гидроцилиндра от насоса НШ46У; привод спаренных гидромоторов осуществляется от насоса НШ32У. КПД первого второго и третьего потоков соответственно составили 73 % 72 % и 55 %.
Методичні вказівки до виконання курсової роботи по дисципліні “Гідро- і пневмопривод” (для студентів спеціальності 7.090214 “Підйомно-транспортні будівельні дорожні машини і обладнання” денної та заочної форм навчання) Уклад.: Б.О. Корольков В.П.Мельник О.Г.Водолажченко. – Макіївка: ДонДАБА 2002. – 31 с.
Гидравлика гидромашины гидроприводы Т.М. Башта С.С. Руднев Б.Б. Некрасов и др. –М.: «Машиностроение» 1982 -423 с.
Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин. Справочник. –М.: «Машиностроение» 1983. –301 с.
Мандрус В.. Лещій Н.П. Звягін В.М. Машинобудівна гідравліка. Задачі та приклади розрахунків. Львів «Світ» 1995. –263 с.