Проектирование гидропривода

1. Исходные данные для расчета гидропривода

2. Выбор управляющего устройства давления

3. Выбор объемных гидромашин

4. Выбор гидроаппаратов

5. Расчет и выбор трубопроводов

6. Расчет потерь давления в трубопроводе

7. Определение потерь мощности в гидроприводе

8. Определение теплового режима и емкости маслобака

9. Расчет статических характеристик гидропривода с машинным регулированием Заключение Приложение

1. Исходные данные для расчета гидропривода

2. Выбор управляющего устройства, давление и составление гидросхемы

Выбор способа регулирования, можно определив величину выходной мощности проектируемого гидропривода, вычисляется по формуле

N_вых.1=(V_n1? R_n1) = 0,08*160 000=12,8 кВт

N_вых.2=(V_n2? R_n2) = 0,09*150 000=13,5 кВт Так как N_вых.2 =13.5>5 кВт то способ регулирования — машинный Выбираем из номинального ряда давление для гидропривода Р_ном = 16 мПа.

Для реализации исходных данных подходит гидросхема, представленная на рис. 3.4. Её описание приведено в приложении, поэтому здесь вторично не описываем. гидравлический гидропривод трубопровод

3. Выбор объемных гидромашин

Расчет и выбор гидроцилиндра.

Диаметр поршня гидроцилиндра определяем по формуле

где R_н.max = 160?10³Н максимальное усилие; К = 1,2 - коэффициент запаса; Р_ном= 16?10⁶ Па, отсюда

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

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

Уточняем давление в гидроцилиндре по формуле Определяем расход жидкости в гидроцилиндре для двух режимов:

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

4. Расчет и выбор гидронасоса

Определяем ориентировочное давление гидронасоса

Р_н = Р_г + УДР,

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

Подставляя числовые значения, получим

Р_н = 15,6 + 1,56 =17,16 МПа.

Определяем ориентировочную подачу насоса:

Q_н = Q_г1 + УДQ,

где Q_г1 = 1,1 ? 10^-3 м³/с; УДQ — суммарные объемные потери в гидроприводе, УДQ = 0,1? Q_г1 = 0,11 ? 10^-3 м³/с, таким образом,

Q_н = 1,1? 10^-3 + 0,11 ? 10^-3 = 1,21 ? 10^-3 м³/с .

По давлению Р_н = 16,67 МПа и подаче Q_н = 1,27? 10^-3 м³/с выбираем нерегулируемый аксиально-поршневой гидронасос типа 207.20 с наклонным блоком цилиндров (см. прил. 6). Его параметры:

Выбор гидроаппаратов и кондиционеров рабочей жидкости

Согласно гидросхеме выбираем гидроаппараты: распределитель жидкости, предохранительный клапан, а фильтр только по Q_н, так как он установлен в сливном трубопроводе.

Выбираем из прил. 33 распределитель жидкости реверсивного типа с ручным управлением и выписываем его паспортные данные:

Выбираем из прил. 37 первичный предохранительный клапан непрямого действия типа УИ 79 015 и выписываем его паспортные данные:

Для аксиально-поршневых насосов тонкость фильтрации рабочей жидкости должна быть 16 -25 мкм. Так как установку фильтра предусматриваем в сливном трубопроводе, то выбираем фильтр типа 1.1.32−25 из прил. 51 выписываем его паспортные данные:

5. Расчет и выбор трубопроводов

Рассмотрен наиболее общий случай с необходимостью проверки всех трех условий при определении диаметров.

Расчет выполняем отдельно для всасывающего, напорного и сливного трубопроводов, используя одни и те же формулы. Внутренний диаметр трубопровода определяем по двум условиям обеспечения:

1) допустимой скорости рабочей жидкости в трубопроводе;

2) допустимых потерь давления в трубопроводе.

Принимаем допустимую скорость движения рабочей жидкости в трубопроводах: всасывающем V_тр.в= 1 м/с; напорном V_тр.н= 4,5 м/с; сливном V_тр.с= 1,5 м/с.

Определим внутренний диаметр всасывающего трубопровода по условиям:

Первому

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

н = 8,5?10^-6 м²/с;

третьему

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

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

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

Определяем внутренний диаметр напорного трубопровода по условиям:

Первому

Третьему

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

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

Определяем внутренний диаметр сливного трубопровода по условиям:

Первому

Третьему

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

Из двух значений d_тр.с1, d_тр.с3 выбираем большее d_тр.с=0,032м.

Определяем толщину стенки трубопровода

где Р — давление в трубопроводе, принимаем для всасывающего и сливного Р = 0,2 МПа, а для напорного трубопровода Р = Р_н = 15,95 МПа; б_ВР — предел прочности на растяжение материала трубопровода, принимаем трубопровод из стали Ст. 3, тогда б_ВР = 400 МПа; К_б — коэффициент безопасности, принимаем для всасывающего и сливного трубопроводов К_б = 2, т.к. давление в них близко к нулю, а для напорного трубопровода принимаем К_б = 3, т.к. считаем, что у гидропривода будет ненапряженный режим работы.

Далее определяем толщину стенки трубопроводов

Всасывающего

мм;

Напорного

Сливного

мм.

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

напорного

внутренний диаметр d_тр.н = 19 мм толщина стенки трубопровода S_в = 2 мм

всасывающего

внутренний диаметр d_тр.в = 40 мм толщина стенки трубопровода S_н = 2мм

сливного

внутренний диаметр d_тр.с = 32 мм

толщина стенки трубопровода S_с = 2 мм Толщина стенок всасывающего и сливного трубопроводов увеличена из условий жесткости и соответствует стандартному ряду.

Уточняем скорость движения, м/с, рабочей жидкости в трубопроводе по формуле:

Всасывающий трубопровод

м/с.

Напорный трубопровод

м/с.

Сливной трубопровод

м/с.

6. Расчет потерь давления в трубопроводе

Всасывающий трубопровод Определяем число Рейнольдса:

т.е. >2320.

Тогда коэффициент сопротивления трубопровода Потери давления на трение по длине всасывающего трубопровода ДP_L.B = 0,5?с?л_B? L_TP.B?(V_TP.B)²/d_TP.B =

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

Потери давления в местных сопротивлениях всасывающего трубопровода ДP_{M. B} = Уж_В.

Принимаем во всасывающем трубопроводе два плавных поворота и сужение потока за счет крана на всасывающей стороне перед маслобаком. По прил. 56 принимаем: коэффициент сопротивления штуцера ж₁ = 0,1.

Находим сумму коэффициентов местных сопротивлений:

Уж_в = ж₁? 1 = 0,1? 1 = 0,1.

Тогда ДР_м.в= 0,1? .

Суммарные потери давления во всасывающем трубопроводе определяем по формуле ДР_тр.в =ДР_L.в + ДР_м.в =190,7 + 39,64 = 230,35 Па.

Напорный трубопровод Определяем число Рейнольдса

т.е. <2320.

Тогда коэффициент сопротивления трубопровода Потери давления на трение по длине трубопровода ДP_L.н = 0,5?с?л_н? L_тр.н?(V_тр.нґ)²/d_тр.н =

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

Потери давления в местных сопротивлениях напорного трубопровода ДP_м.н = Уж_н.

Принимаем в напорном трубопроводе четыре поворота под прямым углом с коэффициентом сопротивления ж₁= 1,5, один тройник с коэффициентом сопротивления ж₂= 1, четыре штуцера с коэффициентом ж₃= 0,1.

Определяем сумму коэффициентов местных сопротивлений Уж_н = ж₁? 4 + ж₂? 1 + ж₃? 4 = 1,5?4 + 1 ? 1 + 0,1 ? 4 = 7, 4.

Тогда ДР_м.н = 7,4? .

Суммарные потери давления в напорном трубопроводе определяем по формуле ДР_тр.н =ДР_L.н + ДР_м.н =39 364,62 +57 652,7 = 97 017,38 Па.

Сливной трубопровод Определяем число Рейнольдса

т.е. <2320.

Тогда коэффициент сопротивления трубопровода Потери давления на трение по длине сливного трубопровода ДP_L.с = 0,5?с?л_с? L_тр.с?(V_тр.сґ)²/d_тр.с =

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

Потери давления в местных сопротивлениях сливного трубопровода ДP_м.с = Уж_с.

Принимаем в сливном трубопроводе четыре поворота под прямым углом с коэффициентом сопротивления ж₁= 1,5, пять штуцеров с коэффициентом ж₂= 0,1.

Находим сумму коэффициентов местных сопротивлений Уж_н = ж₁? 4 + ж₂? 5 = 1,5 ? 4+0,1 ? 5 =6,5 .

Тогда ДР_м.с = 6,5? .

Вычисляем суммарные потери давления в сливном трубопроводе ДР_тр.с =ДР_L.с + ДР_м.с =3304,3 + 6293,94 = 9598,3 Па.

и в трубопроводе УДР = УДР_тр + УДР_г.а,

где УДР_тр— суммарные потери давления во всасывающем, напорном и сливном трубопроводах: УДР_г.а — суммарные потери давления в гидроаппаратах (ДР_р= 0,3 МПа, ДР_ф= 0,027 МПа).

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

= 733 846,03 Па = 0,73 МПа.

7. Определение потерь мощности в гидроприводе

Средние потери мощности, переходящие в тепло, определяем по формуле где ДN₁, ДN₂ — потери мощности в гидроприводе, когда шток гидропривода толкает и тянет; ДN₃ — и когда шток гидроцилиндра неподвижен; t₁, t₂, t₃— время работы гидропривода, когда шток гидроцилиндра толкает, тянет и неподвижен.

Согласно заданию время t₃ = 50с, а время t₁ и t₂ находим по формулам:

.

Потери мощности определяем для следующих случаев:

1) шток толкает

ДN₁ = ДN_{потр.н.1}(1 — з_{общ.гп.1});

2) шток тянет

ДN₂ = ДN_{потр.н.2}(1 — з_{общ.гп.2}).

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

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

Р_н.1= Р_г.1 + УДР; Р_н.2= Р_г.2 + УДР,

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

;

;

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

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

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

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

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

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

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

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

Для случаев, когда поршень гидроцилиндра неподвижен, а рабочая жидкость от насоса проходит на слив в маслоблок, потери мощности определяем по формуле ДN₃ = Q_н.ном? УДР = 1,21? 10^-3? 0,73? 10⁶ = 883,3 Вт.

Средние потери мощности составляют

8. Определение теплового режима и емкости маслобака

Определяем необходимую площадь поверхности, м², теплообмена формуле

S_треб.= ДN_ср/(К_тп? ДТ_доп),

Где К_тп = 25 Вт/(м²? °С) — коэффициент теплопередачи для естественного охлаждения; ДТ_доп — допустимый перепад температур, °С, ДТ_доп = Т_ж.max — Т_в.max = 60 — 20 = 40 °C.

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

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

S_б = S_треб - S_го.

Где S_го -площадь поверхности теплообмена гидрооборудования.

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

S_го = S_тр+ S_ц;

S_тр = р? d_н?L_тр; S_ц = р? D_н?L_ц;

где d_н D_н — наружные диаметры трубопровода и гидроцилиндра (принимаем больше на 20.30мм); L_тр и L_ц — длины трубопроводов и гидроцилиндра (для гидроцилиндра больше на 150.200мм).

Площади всасывающего, напорного и сливного трубопроводов:

S_тр.в = р?0,042? 0,5 = 0,6 594 м²;

S_тр.н = р?0,021? 3 = 0,19 782 м²;

S_тр.с = р?0,034? 3 = 0,32 028 м²;

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

Площадь гидроцилиндра:

S_ц = р?0,155? 1 = 0,4867 м²;

Определяем площадь S_го

S_го = S_тр + S_ц = 0,584+0,4867 = 1,0707 м²;

Площадь теплоотражающей поверхности маслобака будет равна

S_б = S_треб - S_го =3,226−1,0707=2,1553 м²;

Определяем объем маслобака по его теплоотдающей поверхности с соотношением сторон А: В:С = 1:2:3,

В=0,624 м; С=0,936 м

V_бґ=6?А³ V_бґ=6?0,312³ = 0,1823 м³

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

V_бґґ=2V_гс

где V_гс — внутренний объем гидросистемы.

Будем учитывать только объем гидроцилиндра и трубопроводов:

Объем гидросистемы составит

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

Получим объем маслобака по условию вместимости

V_бґґ=2V_гс = 2?0,102 =0,204 м³

Сравнивая V_бґ и V_бґґ, принимаем большее значение, т. е. V_бґ< V_бґґ тогда V_б = V"_б = 0,204 м³. Окончательно принимаем объем маслобака

V_б = 0,2 м³ .

9. Расчет статических характеристик гидропривода с машинным регулированием

Так как в нашем случае регулирование машинное и регулирование осуществляется регулируемым насосом.

Исходными данными для расчета характеристик гидропривода с машинным регулированием являются: нагрузка на штоке гидроцилиндра R_н, Н; скорость поршня гидроцилиндра (диапазон изменения)V_п, м/с; подача насоса Q_н, м³/с; объемный КПД насоса з_он=0,95; его рабочий объем q_н, см³/с; номинальное давление, развиваемое насосом Р_н.ном=16МПа.

В ходе расчета предварительно определяют следующие параметры

— теоретическую подачу насоса, м³/с,

Q_н.т = Q_н/з_он =

— объемные потери в насосе, м³/с,

ДQ_н = Q_н(1 — з_он)=;

— коэффициент объемных потерь насоса а_н

а_н = ДQ_н/ Р_н.ном=

— площадь поршня гидроцилиндра, м², для случаев:

шток толкает

F_ц = (р?D²)/4 =

шток тянет

F_ц = [р?(D² — d_шт²)]/4

где D и d_шт — диаметры поршня и штока, м.

Уравнение статистических характеристик для гидропривода с регулируемым насосом, имеют вид:

— для возвратно-поступательного движения, м/с,

Шток толкает: при

м/с Остальные вычисления произведены в программе Mathcad и представлены в таблице:

По результатам расчета строим графики Шток тянет: при

м/с Так же приведены в таблице:

В приложении дана схема объемного гидропривода, и графики статических характеристик с регулируемым гидронасосом.

Заключение

В данной курсовой работе, я выполнил расчет и проектировку объемного гидропривода механизма подъема стрелы автомобильного крана с возвратно-поступательным движением исполнительного органа. Обеспечил реверсивную работу и плавное регулирование выходной скорости исполнительного органа. В данной работе гидропривод соответствует данному заданию по всем параметрам.

Приложение

В гидросхеме строительно-дорожных машин с объемным регулированием, показанной на чертеже, рабочая жидкость всасывается регулируемым гидронасосом 3 из маслоблока 6 и нагнетается им к распределителю жидкости 2, а от него в зависимости от позиций распределителя к реверсивному гидроцилиндру 1. После чего рабочая жидкость из распределителя жидкости 2 проходит через фильтр 4, установленный в сливном трубопроводе, и сливается в маслоблок 6. При регулировании рабочего объема гидронасоса 3 регулируется расход рабочей жидкости к гидроцилиндру 1, при этом, чем больше рабочий объем гидронасоса, тем больше скорость поршня гидроцилиндра при неизменных параметрах силовых цилиндра. Защита гидропривода от перегрузки по давлению обеспечивается первичным предохранительным клапаном 5 непрямого действия, подключённым к напорному трубопроводу сразу после гидронасоса 3, а также первичным у предохранительному клапану 5 непрямого действия. предохранительные клапаны ограничивают максимальное давление, возникающее в гидроцилиндре 1 и инерционных нагрузок или реактивного усилия .

Расшифровка обозначений на схеме

1-Гидроцилиндр

2- Распределитель жидкости реверсивного типа с ручным управлением

3- Нерегулируемый аксиально-поршневой гидронасос типа 207.20 с наклонным блоком цилиндров

4-Фильтр типа 1.1.32−25 — материал фильтрующей шторыБумага БФМ.

5-Первичный предохранительный клапан непрямого действия типа УИ 79 015

6-Маслобак

на