Расчет и проектирование объемного гидропривода с гидроцилиндром

C20.docx

Все расчеты проводятся в табличной форме (табл. 7.1).

дроссель.cdw

- указатель оборотов;

6 Выбор трубопроводов 17.docx

SECTIONPAGES * LOWER 1
Элементы гидропривода находящиеся на расстоянии друг от друга соединяются между собой гидролиниями состоящими из трубопроводов. Выбор трубопроводов (определение типов длин диаметров видов соединений) зависит от номинального давления в гидроприводе назначения трубопровода пространственного расположения соединяемых узлов условий эксплуатации машины и других факторов. В зависимости от назначения гидролинии различают на всасывающие сливные напорные и дренажные. При выполнении расчетов по проектированию объемного гидропривода расчету подлежат только напорная и сливная линии.
При больших скоростях уменьшаются масса и стоимость гидролиний но увеличиваются потери давления на преодоление гидравлических сопротивлений. Считается что скорость потока рабочей жидкости будет оптимальной в том случае когда потери в трубопроводах не превышают 5–20% от . Исходя из этого требования определены допускаемые скорости движения жидкости: во всасывающих трубопроводах 12 мс; сливных – 2 мс; напорных при p=50–100МПа – 6мс.
Расход в сливной линии для гидроцилиндра с двухсторонним штоком равен расходу в напорной линии Qсл=Qр. Таким образом зная расход жидкости в линии Q и задаваясь допускаемой скоростью определяют внутренний диаметр трубопровода
Округляем внутренний диаметр труб напорной линии dНтр = 13 мм.
Принимаем толщину трубы = 4 мм ([1] приложение 21). Тогда внешний диаметр труб напорной линии будет вычислен по формуле
Округляем внутренний диаметр труб сливной линии dслтр = 19 мм. Толщину трубы принимаем равную = 5мм ([1] приложение 21).

Гидроцилиндр (2).cdw

-металлические кольца ;
- шевронные манжеты;

уплотнение штока (2).cdw

Схема уплотнения штока

Масляный бак.cdw

1-указатель уровня жидкости 8-сетчатый фильтр
-всасывающая труба 9-отверстие для заливки
-крышка рабочей жидкости
-сапун 10-магнитные пробки
-смотровой глазок 11-крышка
-сливная труба 12-перегородка

уплотнение штока.cdw

Схема уплотнения штока

уплотнение поршня (2).cdw

Схема уплотнения поршня

титульник гидрач.docx

Учреждение образования
«БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Факультет Технологии и техники лесной промышленности
Кафедра Энергосбережения гидравлики и теплотехники
Специальность 1-36 07 01
Специализация 1-36 07 01 02 Машины и оборудование предприятий строительных материалов
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по дисциплине «Гидравлика гидравлические машины и гидропривод».
Тема «Расчёт объемного гидропривода и анализ его работы».
студент 4 курса группы 3а Давидович А.П
старший преподаватель Санкович Е.С.
Руководитель Санкович Е.С.

Гидроцилиндр.cdw

-металлические кольца ;
- шевронные манжеты;

расчет уплотнений9-10.docx

3.3 Расчет уплотнений штока и поршня
Для предотвращения перетечек (а также утечек) рабочей жидкости которая находится в гидроцилиндре под давлением через зазоры в стыке двух подвижных или неподвижных твердых поверхностей (штока поршня гильзы цилиндра направляющей для штока) необходимо наличие уплотнений (рис. 2.1).
Для уплотнения контактных поверхностей в гидроприводах чаще всего принимают металлические кольца (для уплотнения поршня) резиновые кольца и манжетные уплотнения (для поршня и штока).
В данной курсовой работе поршень уплотняют с помощью металлических колец а шток с помощью шевронных манжет.
Силу трения при уплотнении металлическими кольцами определяют по формуле
где D – диаметр поршня;
f – коэффициент трения f=007
b – ширина кольца принимают в зависимости от диаметра цилиндра D (Приложение 6)
В манжетах шевронного профиля уплотнение состоит из опорного кольца 1 нажимного кольца 2 и пакета манжет 3 (рис. 2.1 в). Герметичность соединения обеспечивается за счет деформации манжет опорным и нажимным кольцами при монтаже и давлением рабочей жидкости. Количество манжет в пакете зависит от диаметра и давления и может быть от двух до шести штук. Материал для изготовления манжет и колец – доместик пропитанный с двух сторон графито-резиновой смесью.
Сила трения при таком уплотнении определяется по формуле
где k – удельная сила трения равная 022МПа;
b – ширина манжеты принимают в зависимости от величины давления и уплотняемого диаметра (Приложение 7)
n – количество манжет принимают в зависимости от величины давления и уплотняемого диаметра (Приложение 7)
Определив потери на трение от принятых уплотнений необходимо определить общее усилие и механический КПД гидроцилиндра. При определении Робщ для гидроцилиндра с двухсторонним штоком необходимо учитывать уплотнение с двух сторон.
С учетом принятых стандартных диаметров D и d определяют действительное давление в гидроцилиндре при отсутствии противодавления в сливной линии по выражению
где S – рабочая площадь поршня при стандартных диаметрах определяемая по выражению

уплотнение поршня.cdw

Схема уплотнения поршня

гидравлическая схема.docx

Рисунок 1.1- гидравлическая схема

Гидравлика курсовой,давидович.docx

Пояснительная записка содержит 36 с. 10 рис. 10 табл.
ГИДРОЦИЛИНДР ПОРШЕНЬ ШТОК РАБОЧАЯ ЖИДКОСТЬ ДРОССЕЛЬ РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОЕ УСТРОЙСТВО ФИЛЬТР ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЙ КЛАПАН МУЛЬТИПЛИКАТОР ТРУБОПРОВОД ШЕСТЕРЕННЫЙ НАСОС РЕГУЛЯТОР СКОРОСТИ ХАРАКТЕРИСТИКИ ГИДРОПРИВОДА МАСЛЯНЫЙ БАК.
В данной курсовой работе приведен пример расчета объемного гидропривода. Описан принцип действия и состав гидропривода. Показаны ключевые пункты проектного расчета гидропривода. Такие как: расчет гидроцилиндров расчет трубопроводов выбор гидроаппаратуры и насоса тепловой расчет гидропривода и расчет металлоемкости гидропривода.
Графическая часть включает:
- чертёж гидроцилиндра – 1лист А4;
- чертёж масляного бака – 1 лист А4;
- чертёж схемы уплотнения поршня и штока – 2 листа А4;
- чертёж дросселя – 1 лист А4.
Описание работы схемы гидропривода .. .. ..5
Расчет гидроцилиндра .. 7
1 Расчет конструктивных параметров гидроцилиндра . 7
2 Расчет гидроцилиндра на прочность . ..8
3 Расчет уплотнений штока и поршня .. ..9
Выбор рабочей жидкости . .11
Выбор гидравлической аппаратуры .. 12
Определение утечек жидкости и рабочего расхода в напорной линии . ..17
Выбор трубопроводов .. ..18
Расчет гидравлических линий .. .19
Определение давления на входе в напорную линию и предварительный выбор насоса ..22
Построение характеристики гидропривода .24
1 Характеристики гидропривода 24
2 Характеристики гидропривода и предохранительного клапана . 25
3 Характеристики дросселя 27
Определение КПД гидропривода .. .30
Выбор вспомогательного оборудования . ..31
2 Теплообменник . .32
Расчет металлоемкости гидропривода . .34
Список использованных источников . .36
Гидроприводы очень широко используются для осуществления движения рабочих органов различных машин (строительных дорожных подъёмно-транспортных сельского хозяйства лесных и др.) в станкостроении авиации и др.
Гидропривод – это совокупность устройств предназначенных для приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением с выполнением функций регулирования скорости и реверсирования движения выходного звена гидродвигателя. Обязательным элементом гидропривода является гидропередача состоящая из насоса и гидродвигателя. Наибольшее распространение в системах машин и механизмов получил объемный гидравлический привод который состоит из объемных гидромашин гидроаппаратуры гидролиний (трубопроводов) и вспомогательных устройств. Объемной называется гидромашина рабочий процесс которой основан на попеременном заполнении рабочей камеры жидкостью и вытеснении ее из рабочей камеры. Гидромашина может иметь одну или несколько рабочих камер. К объемным гидромашинам относятся насосы (шестеренные пластинчатые винтовые аксиально-поршневые радиально-поршневые) и гидродвигатели (гидроцилиндры гидромоторы и поворотные гидродвигатели) а также гидроаккумуляторы. Гидроаппаратура это устройства управления гидроприводом и средства защиты его от чрезмерно высоких и низких давлений жидкости. К гидроаппаратуре относятся гидрораспределители клапаны различного назначения дроссели и др. Гидролинии (трубы резиновые шланги металлорукава каналы и соединения) объединяют все элементы объемного гидропривода в единую гидросистему и предназначены для прохождения рабочей жидкости по ним в процессе работы гидропривода. Вспомогательными устройствами называются устройства обеспечивающие качество и температурный режим рабочей жидкости. Это различные отделители твердых частиц в том числе фильтры теплообменники (охладители и нагреватели жидкости) гидробаки.
Описание работы схемы гидропривода
SECTIONPAGES * LOWER 1
Гидравлическая схема (рис. 1.1) должна обеспечивать возвратно-поступательное движение поршня гидроцилиндра и регулированием скорости рабочего и холостого ходов при помощи дросселей разгрузку насоса и гидромагистрали от давления в нейтральном положении распределительного устройства.
Последовательность работы в схеме обеспечивается распределительным устройством. Для предотвращения гидросистемы от перегрузок предусмотрена установка предохранительного клапана. Для обеспечения в гидросистеме постоянного давления и плавности хода поршня предусмотрена установка редукционного клапана. Для охлаждения масла установлен охладитель. Обратный клапан обеспечивает движение масла при рабочем и холостом ходе только через дроссель. Для очистки жидкости предусмотрен фильтр.
При нейтральном положении распределительного устройства масло от насоса идет в масляный бак через распределительное устройство редукционный клапан и охладитель (в нейтральном положении полости гидроцилиндра заперты).
При левом положении распределительного устройства масло от насоса через распределительное устройство обратный клапан поступает в левую полость гидроцилиндра и поршень перемещается вправо (совершается рабочий ход). Из правой полости масло через дроссель распределительное устройство редукционный клапан охладитель поступает в масляный бак.
При правом положении распределительного устройства масло от насоса поступает через распределительное устройство обратный клапан поступает в правую часть гидроцилиндра и поршень гидроцилиндра перемещается влево (совершается холостой ход). Масло из левой полости гидроцилиндра через дроссель распределительное устройство редукционный клапан охладитель поступает в масляной бак.
Рисунок 1.1- гидравлическая схема
Расчет гидроцилиндра
Параметры проектируемого гидропривода в значительной степени зависят от принятого рабочего давления p. При выборе рабочего давления учитывают назначение машины и величину преодолеваемой полезной нагрузки. На основании практики проектирования рекомендуется принимать следующие значения:
p=(63–100)МПа при P=(10–30)кН;
p=(100–125)МПа при P=(30–60)кН;
p=(125–160)МПа при P=(60–100)кН;
p>160МПа при P>100кН.
Основные требования к выбору гидродвигателей – обеспечение требуемых усилий и моментов на рабочих органах а также заданных скоростей и частот вращения.
В данной курсовой работе максимальная нагрузка выходного звена составляет P = 225 кН. Рабочее давление принимаем p = 63 МПа.
1 Расчет конструктивных параметров гидроцилиндра
Расчет гидроцилиндра состоит в определении его основных размеров (диаметра цилиндра D диаметра штока d толщины стенок и крышек диаметра болтов (шпилек) для крепления крышек рабочего давление p) .
Диаметр поршня зависит от конструкции гидроцилиндра. В гидроцилиндрах с двухсторонним штоком в обе полости гидроцилиндра подается одинаковое количество рабочей жидкости и поршень движется с одинаковыми скоростями в обоих направлениях.
Диаметр гидроцилиндра двустороннего действия с двухсторонним штоком равен:
где P – усилие на штоке Н;
– механический КПД гидроцилиндра;
р – давление в поршневой полости Па;
– коэффициент мультипликации численно равен отношению площадей поршневой полости к штоковой полости гидроцилиндра
На практике рекомендуется выбирать следующие значения коэффициента мультипликации: = 20 при p>50МПа.
Значение механического КПД гидроцилиндра находится в пределах 093–097 и зависит от диаметра гидроцилиндра и типа уплотнения.
На данном этапе можно принять pсл=(005–010) р.
Округляем полученное значение до ближайшего большего значения согласно ГОСТ 12447-80 ([1] табл. 1.3).
Принимаем D = 110 мм.
Диаметр штока d определяется через коэффициент мультипликации:
Получено значение округляем до d = 80 мм.
С учетом выбранного диаметра цилиндра и поршня пересчитывают коэффициент мультипликации по формуле 2.3:
Пересчитываем рабочее давление использованное для расчет цилиндра для гидроцилиндра двустороннего действия с двухсторонним штоком
Все расчеты заносят в таблицу 2.1
2 Расчет гидроцилиндра на прочность
Прочностными расчетами устанавливают значения толщины стенок цилиндра толщины крышек (головок) кр диаметр шпилек (болтов) для крепления крышек dбш. Корпус гидроцилиндров изготавливают в основном из стальных поковок и труб. При давлении жидкости до 20МПа – стальные трубы. Штоки и поршни гидроцилиндров изготавливают из стальных поковок.
В зависимости от соотношения между наружным диаметром Dн и внутренним гидроцилиндры бывают толстостенными и тонкостенными . Так как эти соотношения неизвестны то предварительно считаем толщину как для толстостенного цилиндра.
где pу – условное давление равное 12pд;
– коэффициент поперечной деформации (коэффициент Пуассона);
[] – допустимое напряжение на растяжение;
n – коэффициент запаса прочности (при прочностных расчетах при давлениях до 30МПа принимается n=3).
Значения [] и принимаются в зависимости от материала цилиндра ([1] табл. 1.5). Для чугуна высокопрочного принимаем [] = 40 Мпа и = 0.
К вычисленной толщине стенки необходимо добавлять припуск (0510)мм необходимый для обработки внутренней поверхности цилиндра.
С учетом припуска принимаем = 35 мм.
Крышки цилиндров могут быть плоскими или сферическими. Толщину плоской крышки определяют по выражению
При креплении крышек цилиндров болтами или шпильками диаметр их определяется из условия прочности на разрыв. При этом для гидроцилиндров толкающего действия
где 12 – коэффициент учитывающий неравномерность предварительной затяжки болтов или шпилек;
n – количество болтов или шпилек;
[р]=140МПа – допустимое напряжение материала на разрыв.
3 Расчет уплотнений штока и поршня
Для предотвращения перетечек (а также утечек) рабочей жидкости которая находится в гидроцилиндре под давлением через зазоры в стыке двух подвижных или неподвижных твердых поверхностей (штока поршня гильзы цилиндра направляющей для штока) необходимо наличие уплотнений (рис. 2.1).
Для уплотнения контактных поверхностей в гидроприводах чаще всего принимают металлические кольца (для уплотнения поршня) резиновые кольца и манжетные уплотнения (для поршня и штока).
В данной курсовой работе поршень укрепляют с помощью металлических колец а шток с помощью шевронных манжет.
Силу трения при уплотнении металлическими кольцами определяют по формуле
где D – диаметр поршня;
f – коэффициент трения f=007
b – ширина контактной поверхности принимаемая по графику ([1] рис. 1.2). b = 4 мм.
В манжетах шевронного профиля уплотнение состоит из опорного кольца 1 нажимного кольца 2 и пакета манжет 3 (рис. 2.1 в). Герметичность соединения обеспечивается за счет деформации манжет опорным и нажимным кольцами при монтаже и давлением рабочей жидкости. Количество манжет в пакете зависит от диаметра и давления и может быть от двух до шести штук. Материал для изготовления манжет и колец – доместик пропитанный с двух сторон графито-резиновой смесью.
Сила трения при таком уплотнении определяется по формуле
где k – удельная сила трения равная 022МПа;
b – ширина манжеты;
n – количество манжет.
Определив потери на трение от принятых уплотнений необходимо определить общее усилие и механический КПД гидроцилиндра. При определении Робщ для гидроцилиндра с двухсторонним штоком необходимо учитывать уплотнение с двух сторон.
С учетом принятых стандартных диаметров D и d определяют действительное давление в гидроцилиндре при отсутствии противодавления в сливной линии по выражению
где S – рабочая площадь поршня при стандартных диаметрах определяемая по выражению
Выбор рабочей жидкости
В гидроприводе рабочая жидкость является энергоносителем с помощью которого устанавливается связь между насосом и гидродвигателем. Кроме того рабочая жидкость обеспечивает смазку подвижных частей элементов охлаждение пар трения и отвод от их тепла. Рабочая температура жидкости в гидроприводе принимается 50С.
Одним из важнейших свойств которые необходимо учитывать при выборе рабочей жидкости является вязкость. Так при использовании жидкостей с более высокой вязкостью снижается КПД гидропривода и ухудшаются условия работы самовсасывающихся насосов. С другой стороны при использовании жидкости с малой вязкостью возрастают внутренние и внешние утечки (что ведёт к снижению объемного КПД гидропривода) и возрастает опасность нарушения гидродинамического режима смазки в узлах трения и увеличивается интенсивность износа. Так при давлениях от 7 до 20 МПа рекомендуют принимать вязкость 6010-6 - 11010-6 м2с.
В данной курсовой работе исходя из диапазона вязкостей при заданном давлении и рабочей температуры наиболее рационально принять масло индустриальное – 30. Данные этого масла занесены в таблицу 3.1
Кинематическая вязкость при t=50С
Диапазон применения t С
Плотность для заданной температуры определяется по формуле
где ρ0 – плотность при известной температуре кгм3;
α – коэффициент температурного расширения жидкости (в среднем для минеральных масел принимают α=7·10-4 1°С;
t – разность температур.
Выбор гидравлической аппаратуры
Гидравлическая аппаратура применяется в гидроприводе для изменения различных параметров потока рабочей жидкости (давления расхода скорости направления) или для поддержания их в требуемых соотношениях. В зависимости от того какую функцию выполняет гидроаппаратура она подразделяется на распределительную регулирующую и вспомогательную. Большая часть гидроаппаратуры стандартизирована что позволяет при расчетах и проектировании выбирать имеющиеся гидроаппараты а не проектировать их.
Выбор гидроаппаратуры (в соответствии со схемой гидропривода) осуществляется по давлению в гидроцилиндре рд и максимальному значению расхода жидкости в нем который определяется по максимальной скорости рабочего хода р:
где S – рабочая (эффективная) площадь поршня при стандартных диаметрах; 0 – объемный КПД принимаемый в зависимости от принятого типа уплотнения поршня (для металлических колец 0=098–099; для резиновых колец 0=099–100; для манжетных уплотнений 0=095–098). Параметры принимаемых гидроаппаратов должны быть большими чем расчетные.
Распределительные устройства предназначены для создания определенного направления движения рабочей жидкости в системе гидропривода т.е. для изменения направления движения объемного гидродвигателя. Распределительное устройство выбираем по расходу и давлению ([2] табл. 5.10).
Выбранное распределительное устройство: трёхпозиционный реверсивный золотник с ручным управлением 64БГ74-22.
Рисунок 4.1 – Условное обозначение РУ
Технические характеристики выбранного распределительного устройства представлены в таблице 4.1– по данным приведенным в [2].
Таблица 4.1 – Технические характеристики распределительного устройства
Номинальное давление
Потеря давления при номинальном расходе
Суммарная утечка не более
Обратный клапан – предназначен для свободного пропускания рабочей жидкости в одном направлении и для перекрытия движения в обратном направлени. Принимаем обратный клапан типа ПГ51–25 по данным приведенным в [2] с.163.
Рисунок 4.2 – Условное обозначение обратного клапана
Технические характеристики выбранного обратного клапана представлены в табл. 4.2 – по данным приведенным в [2].
Таблица 4.2 – Технические характеристики обратного клапана
Предохранительные клапаны предназначены для ограничения давления в гидроприводе. При повышении давления до настроечного предохранительный клапан срабатывает и сбрасывает часть жидкости из гидравлической системы что приводит к уменьшению давления.
5394548133000Выбранный предохранительный клапан Г52-13 по данным приведенным в [2] с.162.
Рисунок 4.3– Условное обозначение клапана
Технические характеристики выбранного предохранительного клапана представлены в таблице 4.3 – по данным приведенным в [2].
Таблица 4.3 – Технические характеристики предохранительного клапана
Фильтры предназначены для очистки рабочей жидкости от механических примесей попадающих в гидросистему в результате недостаточной очистки и промывки деталей и узлов при изготовлении в момент монтажа и ремонтных работ в момент заливки рабочей жидкости и образующихся при износе и коррозии деталей в процессе эксплуатации.
Выбираем пластинчатый встраиваемый фильтр 008Г41–14 по данным приведенным в [2] с.168.
Рисунок 4.4 – Условное обозначение фильтра
Технические характеристики выбранного фильтра представлены в таблице 4.4 – по данным приведенным в [2].
Таблица 4.4 – Технические характеристики фильтра
Пропускная способность
Дроссель представляет собой регулирующий гидроаппарат предназначенный для поддержания заданного расхода рабочей жидкости в гидролинии в зависимости от перепада давления на дросселе.
Выбираем втулочный дроссель Г77 – 33 по данным приведенным в [2] с.
Рисунок 4.5 – Условное обозначение дросселя
Технические характеристики выбранного дросселя представлены в таблице 4.5 – по данным приведенным в [2].
Таблица 4.5 – Технические характеристики дросселя
Редукционные клапаны предназначены для поддержания постоянного и более низкого давления в отводимом чем в подводимом потоке рабочей жидкости.
Выбираем редукционный клапан Г57 - 13 по данным приведенным в [2] с.163.
Рисунок 4.6 – Условное обозначение РК
Технические характеристики выбранного дросселя представлены в таблице 4.6 – по данным приведенным в [2].
Таблица 4.6 – Технические характеристики редукционного клапана
Определение утечек жидкости и рабочего расхода в напорной линии
Для определения требуемой подачи насоса необходимо знать величину утечек жидкости которые возникают в гидроприводе вследствие наличия зазоров и неплотностей.
Общие утечки жидкости складываются из утечек во всей гидро- аппаратуре находящейся на напорной линии между насосом и гидродвигателем при рабочем ходе гидроцилиндра. Если величина утечки влияет на работу гидропривода то она указывается в технической характеристике гидроаппарата.
Величина рабочего расхода в напорной линии при наличии в гидроприводе одного гидродвигателя равна
Элементы гидропривода находящиеся на расстоянии друг от друга соединяются между собой гидролиниями состоящими из трубопроводов. Выбор трубопроводов (определение типов длин диаметров видов соединений) зависит от номинального давления в гидроприводе назначения трубопровода пространственного расположения соединяемых узлов условий эксплуатации машины и других факторов. В зависимости от назначения гидролинии различают на всасывающие сливные напорные и дренажные. При выполнении расчетов по проектированию объемного гидропривода расчету подлежат только напорная и сливная линии.
При больших скоростях уменьшаются масса и стоимость гидролиний но увеличиваются потери давления на преодоление гидравлических сопротивлений. Считается что скорость потока рабочей жидкости будет оптимальной в том случае когда потери в трубопроводах не превышают 5–20% от . Исходя из этого требования определены допускаемые скорости движения жидкости: во всасывающих трубопроводах 12 мс; сливных – 2 мс; напорных при p=50–100МПа – 6мс.
Расход в сливной линии для гидроцилиндра с двухсторонним штоком равен расходу в напорной линии Qсл=Qр. Таким образом зная расход жидкости в линии Q и задаваясь допускаемой скоростью определяют внутренний диаметр трубопровода
Округляем внутренний диаметр труб напорной линии dНтр = 13 мм.
Принимаем толщину трубы = 4 мм ([1] приложение 21). Тогда внешний диаметр труб напорной линии будет вычислен по формуле
Округляем внутренний диаметр труб сливной линии dслтр = 19 мм. Толщину трубы принимаем равную = 5мм ([1] приложение 21).
Расчет гидравлических линий
Расчеты потерь давления выполняют для напорной и сливной линий. Потери давления в любой линии определяют по формуле
рг.а.k – потери давления в k-ом гидроаппарате (s – количество гидроаппаратов) Па.
Потери давления на трение по длине вычисляют по формуле Дарси-Вейсбаха
где – коэффициент гидравлического трения;
– плотность жидкости кгм3;
i – фактическая скорость движения жидкости на i-oм участке мс.
Коэффициент гидравлического трения λ в общем случае зависит от числа Рейнольдса где – кинематическая вязкость жидкости.
Коэффициент гидравлического трения для ламинарного режима определяют по формуле
Потери давления в местных сопротивлениях вычисляют по формуле Вейсбаха
где i – суммарный коэффициент местных сопротивлений расположенных на i-ом участке.
Коэффициент местного сопротивления для принимается для входа в трубу – 05; для выхода из трубы в цилиндр – 10; для колена под углом 90° – 114; для прямоугольных тройников для разделения или объединения потоков – 09 ÷ 25; для штуцеров и переходников для труб – 010 ÷ 015; угольники с поворотом на 900 – 012 ÷ 015 Для других видов местных сопротивлений значения коэффициентов можно найти в справочной литературе. Виды местных сопротивлений и их количество на нагнетательной и сливной линиях принимаются непосредственно из заданной схемы гидропривода.
Потери давления pmaxi в гидроаппаратах (гидрораспределителях гидрозамках фильтрах и т.п.) для максимальных расходов Qmaxi определяют из справочной литературы. Для расчетных расходов Qi потери давления определяют по формуле
где показатель степени n=2 для всех гидроаппаратов кроме фильтра для которого n=1.
Все расчеты проводятся в табличной форме (табл. 7.1).
Определение давления на входе в напорную линию и предварительный выбор насоса
При выборе гидронасоса учитывают принятое рассчитанное номинальное давление в гидроцилиндре рд а также величину расхода рабочей жидкости в напорной линии насоса Qр требуемого для питания всех одновременно работающих гидродвигателей.
Давление насоса должно быть достаточным для обеспечения преодоления заданного усилия исполнительного органа и преодоления потерь давления возникающих в напорной линии. Следовательно давление насоса можно определить по формуле
где pд –рабочее давления в гидроцилиндре Па;
– потери давления в напорной линии Па.
Принимаем шестеренный насос. Они широко применяются в гидросистемах различных машин и механизмов. Отличаются простотой конструкции малыми габаритами и массой компактностью долговечностью малой стоимостью нечувствительностью к перегрузкам. К их недостаткам относятся пульсация создаваемого потока жидкости шум при работе сравнительно невысокий объемный КПД особенно при больших температурах рабочей жидкости. Выбор марки насоса осуществляем по таблице 4.3 [2] и заполняем таблицу 8.1.
Подачу насоса определяют по выражению:
где – объемный КПД насоса (в некоторых источниках коэффициент подачи);
– рабочий объем насоса м3;
n – частота вращения вала насоса с-1.
Частота вращения с-1
Построение характеристики гидропривода
Характеристики гидропривода позволяют проанализировать условия работы гидропривода при различных режимах уточнить потребляемую насосом мощность и произвести окончательный выбор насоса оценить принятый способ регулирования скорости выходного звена гидропривода определить основные параметры работы гидропривода при различных режимах.
1 Характеристики насоса
Основными характеристиками насоса являются зависимости расхода КПД и потребляемой мощности от давления т.е. Q=f(p) =f(p) и N=f(p). Так как такие графические характеристики при выборе насоса практически отсутствуют то при их построении используют упрощенные методы.
В соответствии с теорией насосов объемного действия их теоретическая подача не зависит от давления и поэтому теоретическая характеристика Qт=f(p) (рис. 9.1 линия 1) будет иметь вид прямой линии проведенной параллельно оси ординат (ось давлений р) через расчетное значение подачи насоса отложенное на оси абсцисс.
Действительная подача насоса зависит от давления с повышением которого растут утечки (перетечки) жидкости. Поэтому действительная характеристика Q=f(p) при номинальном давлении pном отклонится на величину утечек Qут равную
Qут = (1об–1)Qном (9.2)
Через точки Qт и A проводят прямую линию (линия 2) которая является действительной характеристикой насоса.
Для построения характеристики = f(p) (линия 3) используют значение общего КПД насоса который определяют по выражению
где о и м – соответственно объемный и механический КПД насоса которые принимаются из технической характеристики выбранного насоса;
г – гидравлический КПД учитывающий потери на преодоление гидравлических сопротивлений в самом насосе (г 1).
Значение соответствует рабочей точке с параметрами Qном и рном которая является точкой номинальной работы насоса. Остальные точки необходимые для построения зависимости =f(p) получают из соотношений:
=09ном при p2=05 pном;
=09ном при p4=15 pном.
Для построения зависимости N=f(p) (линия 4) необходимо для всех значений вычисленных КПД определить потребляемую насосом мощность по формуле
2 Характеристики гидропривода и предохранительного клапана
Характеристикой гидропривода является зависимость давления в начале напорной линии гидропривода от расхода pн=f(Q). Пересечение значений pр и Qр даст рабочую точку гидропривода B (рис. 9.2).
Так как при ламинарном режиме потери давления пропорциональны расходу в первой степени то характеристику гидропривода можно построить по двум точкам: p= при Q=0 p=pр при Q=Qр. Следовательно характеристика гидропривода представляет собой прямую линию проходящую через точки и B (линия 3 рис. 9.2).
Пересечение характеристики гидропривода с характеристикой насоса Q=f(p) даст рабочую точку гидропривода (точка С0) при отсутствии регулирования. Если в точке С0 расход немного больше рабочего то поршень гидроцилиндра будет двигаться со скоростью больше заданной.
Далее необходимо построить характеристику предохранительного клапана которой является зависимость давления срабатывания от протекающего через него расхода т.е. pкл=f(Q). На оси ординат откладывают давление начала срабатывания предохранительного клапана которое принимается на 20-30% больше давления рабочей точки насоса В
От этой точки вверх откладывают величину потерь давления в клапане pкл которую переносят на характеристику насоса (точка А1).
Для упрощения построений характеристик примем допущение что режим движения в клапане и дросселе ламинарный. Тогда характеристика клапана будет представлять прямую линию а величину pкл определяют по зависимости
где и – максимальный расход через клапан и потери давления при этом расходе принимаемые из технической характеристики (смотри подбор гидроаппаратуры).
Через точки pкл и А1 проводят линию которая является характеристикой предохранительного клапана (линия 4).
Дальнейшее построение характеристик гидропривода зависит от места установки дросселя с помощью которого необходимо осуществить регулирование скорости выходного звена гидропривода на заданную в задании величину.
3 Характеристика дросселя
В случае расположения дросселя на сливной или напорной линиях расход гидроцилиндра должен быть равен расходу дросселя (регулятора скорости) а избыточное количество масла равное Q = Qн – Qгц должно сливаться в масляный бак через предохранительный клапан который в данном случае является переливным. Построение характеристики совместной работы гидросети и предохранительного клапана в этом случае производят в следующей последовательности. Необходимо установить минимальный расход гидроцилиндра при котором будет обеспечено значение минимальной скорости движения его выходного звена min=025р
Qmin = min· S о + Qут (9.7)
где S – рабочая площадь поршня при совершении рабочего хода вычисленная ранее;
Рисунок 9.3-увеличенная часть рисунка 9.2
о – объемный КПД гидроцилиндра принятый ранее в зависимости от типа уплотнения поршня;
Qут – суммарные утечки жидкости в гидравлической аппаратуре на линии насос – гидроцилиндр.
Так как в этом случае имеет место совместная работа гидросети и предохранительного клапана то величина Qmin должна располагаться таким образом чтобы одна точка располагалась на характеристике насоса Qн = f(р) – точка С1 а вторая на характеристике предохранительного клапана ркл = f(Q) – точка B1. Т.е. необходимо на характеристики предохранительного клапана (линия 4) найти такую точку B1 чтобы расстояния по горизонтали от точки B1 до точки C1 на характеристике насоса (линия 2) было равно величине расхода гидропривода Qmin. В этом случае точки C1 будет рабочей точкой насоса при использовании регулятора скорости на нагнетательной линии.
Через точки B1 иС1 необходимо провести горизонтальную линию до оси ординат (давлений) и от нее отложить значение Qmin (точка D1). Затем через точки и D1 проводят линию 5 которая является характеристикой гидросистемы с прикрытым дросселем (регулятором скорости). Построение характеристики совместной работы дросселя (регулятора скорости) с предохранительным клапаном (линия 6) осуществляется графическим способом путем сложения при одинаковых давлениях расходов через дроссель (регулятор скорости) и предохранительный клапан.
По степени увеличения угла возрастания линии 5 по сравнению с линией 3 можно определить какой был создан коэффициент гидравлического сопротивления в дросселе чтобы обеспечить необходимый расход в гидроприводе Qmin. Коэффициент гидравлического сопротивления дросселя для любого расхода через дроссель при ламинарном режиме равен
где pдр – увеличение давления в напорной линии гидропривода при прикрытом дросселя для одинакового расхода Qдр.
Определение КПД гидропривода
КПД гидропривода определяют при выполнении рабочей операции из следующего выражения:
где Nп – полезная мощность развиваемая выходным звеном гидроцилиндра; Nн – мощность потребляемая насосом (подводимая к насосу).
Полезная мощность при работе гидроцилиндра
где P – нагрузка на штоке; – скорость выполнения операции.
Мощность потребляемая насосом:
где рн Qн – рабочее давление подача и КПД насоса которые определяются по точке C0.
Выбор вспомогательного оборудования
Основное функциональное назначение гидробака – размещение объема жидкости необходимого для работы гидросистемы. Кроме того через гидробак осуществляется теплообмен между рабочей жидкостью и окружающим пространством в нем происходит выделение из рабочей жидкости воздуха пеногашение и оседание механических и других примесей. При проектировании бака должны быть обеспечены нормальные условия всасывания и деаэрация рабочей жидкости. Вместимость бака мобильной машины назначается в 15–20 раза больше суммарной вместимости всех элементов гидросистемы (полостей гидроцилиндров трубопроводов фильтров гидроаккумуляторов и т.д.) но не менее 3-х минутной подачи насоса.
Полагая что полезный объем (дм3) гидробака равен трем объемам перекачиваемой насосом за минуту рабочей жидкости получим:
Бак заполняется рабочей жидкостью примерно на 80% от полного объема гидробака Vб. Двадцать процентов свободного объема предназначено для компенсации температурного расширения рабочей жидкости а также обеспечения воздуховыделения. Тогда полный объем гидробака
Полученное значение Vб (в дм3) следует округлить в большую сторону в соответствии с ГОСТ 12448-80 ([1] таблица 1.9). Принимаем Vб = 160 дм3.
Размеры и форма бака тесно связаны с температурным режимом в гидроприводе поскольку через стенки бака в окружающую среду передается значительная часть тепловой энергии выделяемой в процессе функционирования гидросистемы. Для баков выполненных в виде параллелепипеда рекомендуемое соотношение стенок a×b×h=1×2×3 где ab h– соответственно ширина длина и высота гидробака.
В этом случае полный объем гидробака Vб= a·b·h=6 a3 и ширина гидробака равна
Площадь охлаждения Sб определяется размером поверхности бака контактирующей с маслом:
Теплообменники предназначены для обеспечения в гидроприводе требуемого температурного режима. Решение о необходимости установки теплообменника принимается в процессе выполнения анализа теплового режима гидропривода. В процессе функционирования гидропривода часть передаваемой в нем механической энергии переходит в тепловую что сопровождается ростом температуры рабочей жидкости. Переход энергии из механической в тепловую обусловлен наличием гидравлических сопротивлений а также вызван объемными и механическими потерями. Как известно с увеличением температуры уменьшается вязкость рабочей жидкости. Это может привести к значительному увеличению объемных потерь в гидроприводе нарушению режима смазки поверхностей трения интенсификации окислительных процессов в рабочей жидкости и процессов выделения смолистых осадков.
Тепловой поток Nт выделяемый в гидроприводе эквивалентен потерям мощности:
где Nн – мощность насоса
Nп – полезная мощность гидроцилиндра которые определяются по точке C0.
Тепловой анализ гидропривода основывается на уравнении теплового баланса которое для стационарного режима имеет следующий вид:
где – тепловой поток передаваемый в окружающую среду.
где kб и kм – коэффициент теплопередачи для бака и магистралей Вт(м2 · оС); Sб и Sм – площадь поверхности теплообмена бака и магистралей м2;
– температура рабочей жидкости °С;
– температура окружающей среды °С.
Размеры поверхности теплообмена магистралей гидропривода можно определить из следующей зависимости:
Коэффициенты теплопередачи для магистралей можно принять 12–16Вт(м2 · °С) для гидробака 8–12Вт(м2 · °С).
Из уравнения (12.7) определяют температуру рабочей жидкости и сравнивают ее с допустимой .
Допустимое значение температуры рабочей жидкости определяется минимальным значением вязкости при которой рекомендуется эксплуатировать насосы и гидромоторы. При эксплуатации гидроприводов стационарных машин = 60°С а в гидроприводах мобильных машин = 80°С.
Так как температура превышает допустимую устанавливаем на сливной линии теплообменник.
Расчет металлоемкости гидропривода
Одним из преимуществ использования гидравлического привода по сравнению с другими приводами является его небольшая металлоемкость что обусловлено достижением гидроприводе высоких давлений рабочей жидкости.
Металлоемкость гидропривода характеризуется коэффициентом qN который определяется по формуле
где Gгп – общий вес гидропривода.
Общий вес гидропривода включает вес гидроцилиндра с учетом рассчитанных размеров напорного и сливного трубопровода (с учетом заданной длины рассчитанных диаметров и принятых толщин стенок) а также всей гидравлической аппаратуры (согласно заданной схеме) который принимается из технических характеристик.
Масса гидравлической аппаратуры:
Масса трубопроводов напорной и сливной линий:
Масса насоса m = 25 кг.
Масса масляного бака с толщиной стенки = 2 мм.
В данной курсовой работе приведен пример расчета объемного гидропривода. Описан принцип действия и состав гидропривода. Показаны ключевые пункты проектного расчета гидропривода. Такие как: расчет гидроцилиндров расчет трубопроводов выбор гидроаппаратуры и насоса тепловой расчет гидропривода и расчет металлоемкости гидропривода. Расчет гидроцилиндров представлен проектировочным расчетом поршня и штока прочностным расчетом стенки гидроцилиндра а также расчетом и выбором уплотнений для всех частей гидроцилиндра. Отдельно рассчитаны толщины стенок каждого из трубопроводов (нагнетательного и сливного) а также гидравлические потери в них. Построены и проанализированы характеристики работы гидропривода на их основании выбран насос. В расчет металлоемкости гидропривода входят веса всей гидроаппаратуры трубопроводов исполнительного органа (гидроцилиндра) насоса и масляного бака.
Список использованных источников
Санкович Е.С. Сухоцкий А.Б. Гидравлика гидромашины гидропривод. – Мн.: БГТУ 2011. – 140 с.
Санкович Е. С. Сухоцкий А. Б. Гидравлика гидравлические машины гидравлические приводы. – Мн.: БГТУ 2005. – 175 с.
Лебедев Н.И. Объемный гидропривод машин лесной промышленности. – М.: Лесная промышленность 1986. –293 с.
Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник - М.: Машиностроение 1983. – 301 с.
Богданович Л.Б. Объемные гидроприводы. – Киев: Техника 1971. – 172 с.