Объемный гидропривод

объемный гидропривод программный

Под объемным гидроприводом понимают совокупность устройств, в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей, предназначенных для приведения в движение механизмов и машин с помощью рабочей жидкости под давлением. Если рабочая жидкость подается в объемный гидродвигатель насосами, то гидропривод называют насосным. Часть насосного привода, предназначенную для передачи движения от приводящего привода к механизмам машины, называют объемной гидропередачей.

По характеру движения выходного звена различают объемные гидроприводы вращательного, поступательного и поворотного движения.

По возможности регулирования различают гидроприводы регулируемые и нерегулируемые. По способу регулирования — с ручным и автоматическим регулированием. По циркуляции рабочей жидкости — с замкнутой и разомкнутой циркуляцией. В регулируемом гидроприводе скорость выходного звена объемного гидродвигателя может изменяться по требуемому закону.

К основному гидрооборудованию объемного гидропривода относятся гидромашины (насосы и насосы-моторы), гидродвигатели (гидроцилиндры и гидромоторы), гидроаппараты (гидрораспределители, гидроклапаны, регуляторы, делители и сумматоры потока), гидролинии и их элементы (трубопроводы и соединительная арматура).

К вспомогательному гидрооборудованию относятся устройства, предназначенные для подпитки насоса рабочей жидкостью (эжекторы), выпуска воздуха из гидросистемы или для сообщения ее с атмосферой (вентили, краны, фильтры-сапуны), измерения расхода, давления, температуры и уровня рабочей жидкости, частоты вращения и крутящего момента гидромашин, для соединения трубопроводов (быстроразъемные муфты и полумуфты) и прочее.

Объемный гидропривод имеет следующие преимущества:

1) высокая компактность при небольших массе и габаритных размерах гидрооборудования по сравнению массы и габаритных размеров механических приводных устройств той же мощности;

2) возможность передачи больших передаточных чисел; в объемном гидроприводе с использованием высокомоментных гидромоторов передаточное число может достигать 2000;

3) небольшая инерционность, обеспечивающая хорошие динамические свойства привода; это позволяет уменьшить продолжительность рабочего цикла и повысить производительность машины, т.к. выключение и реверсирование рабочих органов осуществляется за доли секунды;

4) бесступенчатое регулирование скорости движения, позволяющее повысить коэффициент использования приводного двигателя, упростить автоматизацию привода и улучшить условия работы машиниста;

5) удобство и простота работы и управления, которые обуславливают небольшую затрату энергии машинистом и создают условия для автоматизации не только отдельных операций, но и всего технологического процесса, выполняемого машиной;

6) независимое расположение сборочных единиц привода, позволяющее наиболее целесообразно разместить их на машине;

7) надежное предохранение от перегрузок благодаря установке предохранительных и переливных гидроклапанов;

8) простота взаимного преобразования вращательного и поступательного движений в системах насос-гидромотор и насос-гидроцилиндр;

9) применение унифицированных сборочных единиц (насосов, гидромоторов и прочего), позволяющее снизить себестоимость привода и облегчить его эксплуатацию и ремонт.

Разработка системы цифрового программного управления 2-х позиционного гидропривода и описание принципа ее работы

Рисунок 1.1 — Структурная схема привода В исходном положении системы (рисунок 1.1) гидроцилиндры занимают крайнее левое положение (шток вдвинут). Электродвигатель включен, насос работает и жидкость через переливной клапан КП сливается в бак.

Схема включается при помощи распределителя Р1 нажатием на рукоятку «Пуск». Распределитель Р2 переключаются в положение a — гидроцилиндр Ц1 начинает совершать рабочий ход. Шток гидроцилиндра Ц1 дойдя до крайней точки останавливается. В этот момент происходит повышение перепада давления на гидроцилиндре Ц1 в результате чего происходит переключение распределителя Р3 из положения b в положение a, который открывает управляющий поток на управление распределителем Р5, который переключается в положение b, осуществляя подачу рабочей жидкости в поршневую полость гидроцилиндра Ц2. Когда поршень Ц2 достигает крайнего левого положения происходит повышение давления в поршневой полости и происходит переключение распределителя Р6, который открывает управляющий поток на управление распределителем Р5. Распределитель Р5 переключается в положение, а и начинает осуществляться обратный ход гидроцилиндра Ц2. Поршень гидроцилиндра Ц2 дойдя до крайней точки останавливается. В этот момент происходит повышение перепада давления на гидроцилиндре Ц2 в результате чего происходит переключение распределителя Р4, который открывает управляющий поток на управление распределителем Р2. Распределитель Р2 переключается в положение, а и начинает осуществляться обратный ход гидроцилиндра Ц1. Нажатием рукоятки «Пуск» цикл повторяется заново.

Для обеспечения долговечности и надежности привода в системе установлен сливной фильтр Ф1, для фильтрации рабочей жидкости. Температура в баке контролируется термометром Т и охлаждается теплообменником АТ. Заливной фильтр, совмещённый с сапуном Ф2 предотвращает попадание грязи, пыли и инородных предметов в бак как в процессе эксплуатации, так и при заливке масла. Давление в гидросистеме контролируется манометрами МН1, МН2, МН3. С целью предотвращения обратного хода жидкости в насос установлен обратный клапан КО. Для настройки необходимого давления установлен редукционный клапан КР, который контролируется манометром МН3. Для предохранения гидроаккумулятора АК от избыточного давления установлены реле давления РД и распределитель Р7, также применяемый и для разгрузки системы. Регулятор расхода РР предназначенный для поддержания постоянной величины расхода жидкости в гидролинии входящей в распределитель Р2.

Предварительный расчет гидропривода. Выбор рабочего давления

При выборе рабочего давления необходимо учитывать следующие факторы:

1) С увеличением давления до определенного предела уменьшается масса и стоимость гидрооборудования.

2) Увеличение давления в системе связано с повышением требований:

а) к качеству материалов;

б) к точности его изготовления;

в) к чистоте рабочей жидкости при эксплуатации.

3) Необходимо учитывать, что действующее давление в гидросистемах машин отличается от расчетного на величину погрешности измерений, при настройке предохранительного клапана.

Обычно погрешность равна цене деления шкалы манометра используемого при настройке клапана.

4) По соображениям качества обрабатываемых на станках поверхностей, надежности и бесшумности работы различных механизмов и гидромашин на практике приняты следующие максимальные давления в гидросистемах. Для шлифовальных, отделочных и прецизионных станков (до 2,5 МПа), для станков общего назначения, автоматических линий и технологического оборудования от 6,3 до 12,5 МПа, для гидроприводов сельскохозяйственных машин 6,3 — 16 МПа, для зажимных устройств станков и автоматических линий до 20 МПа. По соображениям качества обрабатываемых на станках поверхностей, а также надежности и бесшумности работы станочного гидропривода и привода мобильных машин на практике для оборудования общего назначения за номинальное давление в гидросистемах принимается давление равное 6,3 МПа. 12,5 МПа.

Принимаем давление равным 25 МПа.

Выбор рабочей жидкости

Выбор марки минерального масла определяется технологическими условиями, режимами работы и номинальным давлением в гидросистеме.

В общем случае рабочая жидкость должна иметь:

1) Малое изменение вязкости в широком диапазоне температур.

2) Большой модуль упругости.

3) Возможно меньший температурный коэффициент температурного расширения.

4) Низкую стоимость и производство в достаточных количествах.

В гидросистемах работающих при температуре масла до +60 оС с легкими нагрузочными характеристиками в парах трения, применяют индустриальные масла общего назначения без присадок (ГОСТ 20 799 — 75).

Для гидроприводов со средним режимом работы рекомендуется ([2], стр. 10, табл.1.1) вязкость рабочей жидкости при давлении 7 МПа. 20 МПа и температуре 50 ^оС находится в пределах 30 сСт .40 сСт. Для данной гидросхемы будем использовать масло И-40А. Это нефтяное масло без присадок для машин и механизмов промышленного оборудования, условия работы которого не предъявляют особых требований к антиокислительным и антикоррозионным свойствам масла, которое имеет следующие характеристики:

— вязкость при температуре 50 ^оС: н₅₀= 35 — 45 сСт

— температура вспышки t_всп= 200 ^оС

— температура застывания t_з= -15 ^оС

— кислотное число — 0,05

— плотность с= 895 кг/м³

При дальнейших расчетах принимаем вязкость при температуре 50 ^оС равную 40 сСт.

Выбор гидродвигателей

Так как гидроцилиндр в прессе не стандартный, то для заданной усилия на шток и давления системы, рассчитаем основные параметры.

Диаметр гидроцилиндра определяется в зависимости от схемы его включения в гидроприводе, т. е. от схемы поступления рабочей жидкости в полости гидроцилиндра. В данном случае жидкость поступает в поршневую полость.

Находим диаметр поршня ([4], стр. 11, формула 2)

;

где F_в1= 1500 кНнагрузка приложенная к штоку цилиндра;

?P_гм.ц.=22,5 МПаперепад давлений на гидроцилиндре, для предварительного расчета принимается на 10−15% меньше заданного номинального давления;

з_гм.ц.=0,96-КПД гидроцилиндра;

Расчетные значения диаметра гидроцилиндра D округляют до ближайшего большего значения по ГОСТ 12 447–80 ([свешн 2004], стр.7)

Принимаем D_п=320 мм=0,32 м.

Диаметр штока d_ш находят из соотношения:

;

где ц=1,6-коэффициент мультипликации;

Принимаем d_ш=200 мм=0,2 м.

Таблица 1 — Технические характеристики гидроцилиндра.

Расчет и построение суммарных графиков подач и давлений

Исходные данные:

L_хх= 0,47 мпуть пройденный в режиме холостого хода выходного звена гидроцилиндра;

L_рх= 0,03 мпуть пройденный в режиме рабочего хода выходного звена гидроцилиндра;

L_об= 0,5 мпуть пройденный в режиме обратного хода выходного звена гидроцилиндра;

м/спредельная скорость выходного звена гидроцилиндра при холостом ходе;

м/спредельная скорость выходного звена гидроцилиндра при рабочем ходе;

МПа — принятое давление системы;

F_в1= 1500 кН — полная внешняя нагрузка на выходное звено гидроцилиндра;

Определим расход рабочей жидкости в напорной гидролинии (при холостом ходе)

где S_п— площадь поршня цилиндра;

;

;

D_п= 320 мм — диаметр поршня;

В итоге получим

;

Перепад давления на ГЦ при холостом ходе принимаем 0,5 МПа.

Определим расход рабочей жидкости в напорной гидролинии (при рабочем ходе)

В итоге получим

;

Определим перепад давления на гидроцилиндре (при рабочем ходе)

;

где — полная внешняя нагрузка на выходное звено цилиндра;

— площадь поршня.

Принимаем, что в расход системе при совершении рабочими органами обратного хода равен расходу при прямом ходе. Исходя из данного допущения, мы можем определить скорость движения поршня (обратный ход), а затем время обратного хода

Где

;

;

;

;

.

С учетом того что нагрузка всех подвижных частей ГЦ и инструмента перемещаемых штоком составляет, находим перепад давления при обратном ходе

;

где — нагрузка на выходное звено цилиндра при обратном ходе;

— площадь штоковой полости.

Рисунок 3.1 — Суммарный график подач и давлений

Проектирование насосного агрегата. Выбор насосов

Исходя из суммарных графиков подач и давлений, схемы и особенности работы гидропривода, выбираем два насоса.

Принимаем в качестве основного — аксиально-поршневой насос Rexroth EA7VL0250HD/63RNPB02 ([1], стр. 98, табл. 1.2.3).

Основные технические параметры насоса:

Номинальная подача (с учетом настройки) 281 л/мин;

Объёмная постоянная 0.250 см³

Давление на выходе из насоса Номинальное 35 МПа;

Частота вращения Номинальная 1500 об/мин;

КПД Объёмный 94%

Полный 86%;

Ресурс при номинальном режиме работы не менее 3000 ч Предельное значение среднего уровня звука 85 дБ Масса не более 102 кг Диаметр вала 50 мм Принимаем в качестве дополнительного — НПЛ 125/6,3 ([2], стр. 33, табл. 2.11).

Основные технические параметры насоса:

Номинальная подача 104 л/мин;

Объёмная постоянная 125 см³

Давление на выходе из насоса Номинальное 6,3 МПа;

Частота вращения Номинальная 1000 об/мин;

КПД Объёмный 87%

Полный 80%;

Ресурс при номинальном режиме работы не менее 3000 ч Предельное значение среднего уровня звука 85 дБ Масса не более 20 кг Диаметр вала 30 мм

Выбор электродвигателей

Исходя из графиков подач и давлений (рисунок 3.1) определяем мощность по следующим формулам Для основного насоса

где — средняя потребная мощность привода

где — потребная мощность на i-том участ;

продолжительность i-го периода;

время рабочего цикла;

Q_i — значение подачи на i-ом участке;

;

;

;

;

.

Таким образом, мощность приводного двигателя будет лежать в пределах

.

По ГОСТ 19 523–81 выбираем асинхронный трехфазный двигатель с короткозамкнутым контуром марки 4A160S4 ([3], стр. 391, табл. П2), мощностью N_дв = 15 кВт и с частотой вращения n_дв=1500 об/мин.

Рассчитаем номинальный и максимальный моменты вращения

;

.

Перегрузочная способность двигателя с учетом возможного снижения напряжения

где ([5], с. 357, табл. 1П.2).

Тогда

.

Допускаемый момент двигателя М_доп=1,76 М_ном=1,7695,5=168,08 Нм.

Проверим двигатель по перегрузочной способности

М_мах=141,213<�М_доп=168,08 Нм, следовательно, двигатель соответствует данной схеме.

Для дополнительного насоса

где — средняя потребная мощность привода

где — потребная мощность на i-том участ;

продолжительность i-го периода;

время рабочего цикла;

Q_i — значение подачи на i-ом участке;

;

;

;

;

.

Таким образом, мощность приводного двигателя будет лежать в пределах

.

По ГОСТ 19 523–81 выбираем асинхронный трехфазный двигатель с короткозамкнутым контуром марки 4A80В6 ([3], стр. 391, табл. П2), мощностью N_дв = 1,5 кВт и с частотой вращения n_дв=1500 об/мин.

Рассчитаем номинальный и максимальный моменты вращения

;

.

Перегрузочная способность двигателя с учетом возможного снижения напряжения

где ([5], с. 357, табл. 1П.2).

Тогда

.

Допускаемый момент двигателя М_доп=1,76 М_ном=1,7614,325=25,212 Нм.

Проверим двигатель по перегрузочной способности М_мах=13,37<�М_доп=25,212 Нм, следовательно, двигатель соответствует данной схеме.

Выбор муфты

Для соединения вала электродвигателя 4A160S4 и вала основного насоса принимаем стандартную втулочно-пальцевую полумуфту 710−50−1 ГОСТ 21 424–93 ([6], стр. 239) и полумуфту, изготовленную отдельной деталью для вала насоса d=30 мм.

Технические характеристики муфты:

номинальный крутящий момент 710 Н/м;

угловая скорость, не более 400 с^-1;

смещение осей валов, не более:

радиальное 0,3;

угловое 1°;

масса 1,9 кг;

Для соединения вала электродвигателя 4A80В6 и вала дополнительного насоса принимаем стандартную втулочно-пальцевую полумуфту 125−30−1 ГОСТ 21 424–93 ([6], стр. 239) и полумуфту, изготовленную отдельной деталью для вала электродвигателя d=22 мм.

Технические характеристики муфты:

номинальный крутящий момент 125 Н/м;

угловая скорость, не более 400 с^-1;

смещение осей валов, не более:

радиальное 0,3;

угловое 1°;

масса 1,9 кг;

Выбор аппаратов и манометров

Производим выбор аппаратов, исходя из номинальных давлений и расходов:

Манометр МН1: МТ-1 ТУ25−02.72−75 ([2], стр.328)

Верхний предел измерений 10 МПа Класс точности 0,4

Манометр МН2: МО-11 203 ТУ25−05−1664−74 ([2], стр.324)

Верхний предел измерений 40 МПа Класс точности 0,4

Таблица 2 — Технические характеристики распределителей Р1. ([2], стр. 100, табл. 4.3)

Таблица 3 — Технические характеристики дросселя ДР. ([2], стр. 100, табл. 4.3)

Таблица 4 - Технические характеристики клапана КП1. ([ст2], стр. 228, табл.10.3)

Таблица 5 - Технические характеристики клапана КО ([с2004], стр. 130, табл. 4.13)

Таблица 6 — Технические характеристики клапана КД1 ([СВЕШ2004], стр. 142, табл. 5.2)

Таблица 7 - Технические характеристики клапана КП2 и КП3 ([свешн Т2], стр. 228, табл. 10.3)

Таблица 8 - Технические характеристики клапана КУ1 и КУ2 ([т2], стр. 215, табл. 10.1)

Таблица 9 — Технические характеристики термометра Т ([7], стр.45).

Выбор фильтров

При работе гидросистемы жидкость постоянно засоряется из-за проникновения в систему посторонних примесей извне, а также продуктами износа деталей системы и продуктами окисления масла.

В зависимости от места расположения фильтра в гидроприводе и их назначения, принимаем следующие виды фильтров.

Фильтр сливной ВС42−54. Предназначен для очистки масла при сливе из системы. ([Т2], стр. 84, табл.17.3)

Таблица 10 - Технические характеристики фильтра сливного Ф1.

Фильтр заливной и сапун ТМ178GS100. Предназначен для очистки масла при заливке в систему. ([2], стр. 321, табл. 8.25)

Таблица 11 - Технические характеристики фильтра заливного Ф2.

Определение объема гидробака

Минимальный объем рабочей жидкости в гидробаке определяется по формуле

.

На практике объем гидробака выбирается равным объему жидкости перекачиваемой насосом за время от 60 до 180 с ([9], стр.15)

.

Для наилучшего теплового режима и удобства компоновки насосной установки объём бака принимаем W_гб = 1250 дм³ по ГОСТ 12 448–80 ([2], стр.8).

Тепловой расчет насосной установки

В предварительном расчете потери мощности, переходящие в тепло можно определить по формуле

кВт.

кВт

.

Предполагаем, что теряемая мощность превращается в тепло

Е_пр = ?N.

?N=11 696−3848=7848 Вт

Определим температуру масла в гидробаке

где t_в = 20 °C — температура окружающей среды;

а = 0,065 — коэффициент пропорциональности ([8], стр.17);

К_пр = 12 Вт/м²· °С — коэффициент теплопередачи от масла к окружающему воздуху (при спокойном воздухе и незначительной скорости рабочей жидкости в баке);

W_м — объём масла в баке.

.

.

Так как тепловой режим гидропривода не удовлетворяет необходимым требованиям, т. е. температура рабочей жидкости в течение работы поднимается выше допустимой, то появляется необходимость в использовании теплообменника.

Расчет теплообменника

Рассчитываем тепловой поток рассеиваемый баком

;

где — допустимый перегрев масла;

.

Определяем тепловой поток рассеиваемый теплообменником

.

В соответствии с полученным значением Е_тепл выбираем теплообменник водяной типа EMMEGI MGW 170−710−2([Т2], стр. 30, табл. 15.2):

— расход рабочей жидкости: 260…450 л/мин;

— потери давления при мах. расходе: 0,07 МПа;

— давление охлаждающей воды: 1,2 МПа;

— максимальное давление рабочей жидкости: 1,2 МПа;

— рассеиваемая мощность теплообменника: 30,9…73,6 кВт.

Гидравлический расчет привода. Расчет и выбор трубопроводов

Типоразмер любого трубопровода характеризуется условным проходом d_y, примерно равным внутреннему диаметру трубы d.

Учитывая рекомендацию СЭВ ВС 3644−72, регламентирующую скорость _д потоков рабочей жидкости в трубопроводах, принимаем

— для всасывающих трубопроводов х_доп? 1,5 м/c;

— для напорных трубопроводов

при Р=6,3 МПа, х_д.нап=3,2 м/с,

при Р=25 МПа, х_д.нап=4,563 м/с,

— для сливных трубопроводов х_доп = 2 м/c

Для всасывающего трубопровода 1

;

По ГОСТ 16 516–80 ([9], стр. 3, табл.3) принимаем d_вс1 = 63 мм.

В связи с тем что диаметр отверстия во всасывающей линии насоса d_вс1 = 75 мм, то в дальнейших расчетах мы также принимаем d_вс1 = 75 мм;

Минимально допустимая толщина стенки всасывающего трубопровода

где — давление во всасывающей линии трубопровода;

К = 3 — коэффициент запаса прочности ([3], стр.597);

= 190 МПа — допустимое напряжение материала на разрыв (для Ст45);

По ГОСТ 8734–75 ([10], стр.584) принимаем для всасывающего трубопровода трубу стальную бесшовную холоднодеформированную с толщиной стенки _вс1 = 0,5 мм и наружным диаметром d_вс1.нар = 76 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость во всасывающем трубопроводе составит

;

.

Для всасывающего трубопровода 2

;

По ГОСТ 16 516–80 ([9], стр. 3, табл.3) принимаем d_вс2 = 40 мм.

Минимально допустимая толщина стенки всасывающего трубопровода

где — давление во всасывающей линии трубопровода;

К = 3 — коэффициент запаса прочности ([3], стр.597);

= 190 МПа — допустимое напряжение материала на разрыв (для Ст45);

По ГОСТ 8734–75 ([10], стр.584) принимаем для всасывающего трубопровода трубу стальную бесшовную холоднодеформированную с толщиной стенки _вс1 = 0,5 мм и наружным диаметром d_вс1.нар = 41 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость во всасывающем трубопроводе составит

;

.

Для напорного трубопровода 3 идущего от насоса до гидравлической плиты

;

.

По ГОСТ 16 516–80 принимаем d_нап. = 40 мм.

Минимально допустимая толщина стенки напорного трубопровода

;

.

По ГОСТ 8734–75 принимаем для напорного трубопровода трубу стальную бесшовную холоднодеформированную с толщиной стенки _нап.=9 мм и наружным диаметром d_{нап.нар} =58 мм. Таким образом, истинная средняя скорость в напорном трубопроводе составит

;

.

Для напорного трубопровода 4 идущего от насоса до гидравлической плиты

;

.

По ГОСТ 16 516–80 принимаем d_нап. = 32 мм.

Минимально допустимая толщина стенки напорного трубопровода

;

.

По ГОСТ 8734–75 принимаем для напорного трубопровода трубу стальную бесшовную холоднодеформированную с толщиной стенки _нап.=2 мм и наружным диаметром d_{нап.нар} =36 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость в напорном трубопроводе составит

;

.

Для напорного трубопровода 5,6,11 идущего от плиты до распределителя Р1, и от распределителя на цилиндр

;

.

По ГОСТ 16 516–80 принимаем d_нап. = 50 мм.

Минимально допустимая толщина стенки напорного трубопровода

;

.

По ГОСТ 8734–75 принимаем для напорного трубопровода трубу стальную бесшовную холоднодеформированную с толщиной стенки _нап.=12 мм и наружным диаметром d_{нап.нар} =74 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость в напорном трубопроводе составит

;

Для напорного трубопровода 7,8 идущего от плиты до распределителя Р1, и от распределителя на цилиндр

;

По ГОСТ 16 516–80 принимаем d_нап. = 63 мм.

Минимально допустимая толщина стенки напорного трубопровода

;

.

По ГОСТ 8734–75 принимаем для напорного трубопровода трубу стальную бесшовную холоднодеформированную с толщиной стенки _нап.=3,5 мм и наружным диаметром d_{нап.нар} =70 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость в напорном трубопроводе составит

;

Для сливного трубопровода 9,10,12,13 идущего от распределителя Р1 до теплообменника, потом сливного фильтра и соответственно в бак

;

По ГОСТ 16 516–80 принимаем d_сл. = 80 мм.

Минимально допустимая толщина стенки напорного трубопровода

;

.

По ГОСТ 8734–75 принимаем для сливного трубопровода трубу стальную бесшовную холоднодеформированную с толщиной стенки _нап.=0,5 мм и наружным диаметром d_сл.нар =81 мм.

Таким образом, истинная средняя скорость в напорном трубопроводе составит

;

Разработка монтажной схемы трубопроводов

Всасывающий трубопровод:

Участок 1 — К насосу L= 755 мм (вход в ТП с острыми кромками + угольник)

d=75 мм, =1,06 м/с, Q=0,468 м³/с

Участок 2 — К насосу L=385 мм (вход в ТП с острыми кромками + угольник)

d=40 мм, =1,377 м/с, Q=0,173 м³/с

Напорный трубопровод:

Участок 3 — От насоса к плите L=180 мм

d=40 мм, =3,726 м/с, Q=0,468 м³/с

Участок 4 — От насоса к плите L=830 мм (1 угольник + 2 поворота + 1 тройник)

d=32 мм, =2,15м/с, Q=0,173 м³/с

Участок 5 — От плиты к распределителю Р1 L=1580 мм

d=50 мм, =3,266 м/с, Q=0,641 м³/с

Участок 6 — От плиты к распределителю Р1 L=1580 мм

d=50 мм, =3,266 м/с, Q=0,641 м³/с

Участок 7 — От плиты к распределителю Р1 L=2800 мм (2 поворота+1 угольник)

d=63 мм, =2,057 м/с, Q=0,641 м³/с

Участок 8 — От плиты на гидроцилиндр ГЦ L=3340 мм (3 поворота)

d=63 мм, =2,057 м/с, Q=0,641 м³/с

Участок 11 — От распределителя Р1 к гидроцилиндру ГЦ L=2380 мм (1 поворот)

d=50 мм, =3,266 м/с, Q=0,641 м³/с

Сливной трубопровод:

Участок 9 — От распределителя Р1 до теплообменника АТ L=1810 мм (1 поворот+1уголок)

d=80 мм, =1,276 м/с, Q=0,641 м³/с

Участок 10 — От теплообменника АТ до фильтра Ф1 L=1030 мм (1поворот)

d=80 мм, =1,276 м/с, Q=0,641 м³/с

Участок 12 — От плиты в бак L=710 мм (выход из ТП)

d=80 мм, =1,276 м/с, Q=0,641 м³/с

Участок 13 — От фильтра Ф на слив L=245 мм (угольник, выход из ТП)

d=80 мм, =1,276 м/с, Q=0,641 м³/с

Рисунок 3.4 — Монтажная схема трубопроводов

Проверочный расчет гидропривода. Определение номинального расхода рабочей жидкости

Проверочный расчет необходим для уточнения основных параметров и характеристик объемного гидропривода.

Определим номинальный расход рабочей жидкости, по формуле

;

.

Перепад давления на гидродвигателях при максимальной расчётной нагрузке

Для гидроцилиндра Ц1:

.

Для гидроцилиндра Ц2.

.

Определение потерь давления в гидролиниях

При постоянных значениях вязкости и скорости потока рабочей жидкости потери давления зависят от внутреннего диаметра трубопровода, его длины, числа и конструкции применяемых соединений.

Потери давления на трение по длине трубопровода определяются на каждом i-м выделенном (при проектировании монтажной схемы) участке трубопровода.

Потери давления на трение по длине трубопровода зависят от режима течения жидкости, определяемого числом Рейнольдса

где — истинная средняя скорость на i-м участке трубопровода, м/с;

— принятый условный диаметр i-го участка трубопровода, м;

— кинематический коэффициент вязкости жидкости, м²/с.

Потери давления на трение по длине трубопровода определяются по формуле

где — коэффициент гидравлического трения на i-м участке трубопровода;

— длина i-го участка трубопровода, м;

— плотность рабочей жидкости, кг/м³.

Коэффициент гидравлического трения определяется в зависимости от режима течения жидкости следующим образом:

— при ламинарном режиме течения рабочей жидкости < 2320;

;

— при турбулентном течении рабочей жидкости 2320 < < 10⁵;

;

Потери на трение по длине трубопровода рассчитываются для каждого гидродвигателя, результаты расчета сводятся в таблицу 14.

Таблица 14 — Потери давления в трубопроводах

Определение потерь давления на местных сопротивлениях

Потери давления на местных сопротивлениях определяются по формуле

где — коэффициент i-го местного сопротивления, зависит от типа, геометрических размеров и режима движения жидкости.

Значения коэффициентов местных сопротивлений ж, наиболее часто встречающихся в гидросистемах, приведены в ([11], с. 88−99).

Потери на местных сопротивлениях также рассчитываются для каждого гидродвигателя, результаты расчета сводятся в таблицу 15.

Таблица 15 — Потери давления на местных сопротивлениях

Определим потери давления на гидроаппаратах.

Клапан предохранительный Р_КП = 0,2 МПа — КП;

Распределители Р_Р2 = 0,24 МПа, Р_Р5 = 1,1 МПа;

Клапан обратный Р_КО = 0,35 МПа — КО;

Фильтр Р_Ф = 0,05 МПа — Ф1;

Теплообменник Р_АТ = 0,07 МПа — АТ;

Клапан редукционный Р_КР = 0,25 МПа — КР;

Регулятор расхода Р_РР = 0,25 МПа — РР;

Потери давления на гидроаппаратах при движении жидкости в напорном трубопроводе гидроцилиндра Ц1

Потери давления на гидроаппаратах при движении жидкости в сливном трубопроводе гидроцилиндра Ц1

.

Общие потери на аппаратах в линии гидроцилиндра

;

.

Потери давления на гидроаппаратах при движении жидкости в напорном трубопроводе гидроцилиндра Ц2

Потери давления на гидроаппаратах при движении жидкости в сливном трубопроводе гидроцилиндра

.

Общие потери на аппаратах в линии гидроцилиндра

;

.

Определение суммарных гидравлических потерь

Суммарные гидравлические потери состоят из потерь давления по длине трубопроводов, на местных сопротивлениях и в гидроаппаратах.

Гидравлические потери на цилиндровой линии Ц1

.

Гидравлические потери на цилиндровой линии Ц2

.

Определим потребное давление насоса с учетом потерь

;

;

> .

Так как потребное давление насоса Р_н не превышает максимального давления, то данный насос удовлетворяет всем требованиям.

Определение максимальных усилий и скорости рабочих органов

Параметры выбранного насоса считаются приемлемыми, если они обеспечивают достижение заданных усилий и скоростей гидродвигателей при расчетных значениях потерь в гидросистеме.

Потери давления в напорной линии гидроцилиндра Ц1

Потери давления в напорной линии гидроцилиндра Ц2

Потери давления в сливной линии гидроцилиндра Ц1.

Потери давления в сливной линии гидроцилиндра Ц2.

Фактическое значение максимальных усилий рабочего органа гидроцилиндра Ц1 (с поршневой рабочей полостью).

Фактическая максимальная скорость движения рабочего органа гидроцилиндра Ц1.

;

Фактическое значение максимального усилия на рабочем органе гидроцилиндра Ц2 (с поршневой рабочей полостью).

Фактическая максимальная скорость движения рабочего органа гидроцилиндра Ц2.

Определение мощности и к.п.д. гидропривода

Полезную мощность привода определяем по фактическим максимальным нагрузкам и скоростям гидродвигателей.

.

.

Затрачиваемая мощность привода насоса определяем по фактическим параметрам насоса.

.

Общий к.п.д. привода.

.

Меры по снижению шумности

Гидравлические приводы отличаются чрезвычайно высокой плотностью энергии и силы относительно объема и веса конструктивных элементов. Если в малом пространстве происходит интенсивный обмен мощностью. Одновременно с этим возникает высокий уровень шума. Существующие предписания устанавливают, что средний уровень шума на рабочем месте не должен превышать 80…90 дБ. При этом исходят из того обстоятельства, что при постоянном воздействии шума превышающее значение 90 дБ неизбежны повреждения слуха.

Изготовитель оборудования вынужден рассматривать не только вопросы происхождения шума, но и меры их уменьшения. Так, для гидростанций основным источником шума является насосно-моторная группа, следовательно, в первую очередь надо принимать меры по снижению шумности данного узла установки. Также источниками шумов могут являться трубопроводы. Поэтому выделяют следующие механизмы возникновения:

а) кавитационные шумы

Меры по снижению шумности

— избежание поворотов потока и изменение сечений трубопровода;

— установление скорости потока рабочей жидкости в допустимых пределах;

— выбор максимальных радиусов поворота труб и шлангов;

б) передача корпусного шума по трубам

Меры по снижению шумности:

— замена труб шлангами;

— изменение компоновки трубопроводов.

Меры, принимаемые в данном проекте:

— для уменьшения непосредственно излучаемого шума насос размещён непосредственно в баке;

— резиновые прокладки между стаканом, сливным фильтром, теплообменником и крышкой бака гасят вибрационные шумы;

— соблюдены условия по установлению скорости потока рабочей жидкости в допустимых пределах, а также по избежанию лишних поворотов потока и изменению сечений трубопроводов.

Техника безопасности

Для защиты гидропривода от перегрузок и контроля давления в напорных линиях установлены предохранительные клапана и манометры. В линиях, ведущих к манометрам, запрещается производить отбор жидкости.

Для защиты персонала от вращающихся деталей предусмотрен защитный кожух

Пневмогидроаккумулятор следует заряжать азотом или другим инертным газом. При испытании и эксплуатации пневмогидроаккумулятора необходимо руководствоваться «Правилами устройства и безопасной эксплуатации сосудов, находящихся под давлением». Для постоянных рабочих мест в производственных помещениях в соответствии с ГОСТ 12.1.003−83 уровень шума не должен превышать 85 дБ.

Перед началом испытаний системы следует установить органы управления в исходные позиции; максимально ослабить регулирующие пружины предохранительных клапанов; проверить наличие и надежность закрепления предусмотренных заграждений, а также наличие заземления электрооборудования.

1. Навроцкий К. П. Теория и проектирование гидрои пневмоприводов. М-Машиностроение, 1991;384 с.

2. Свешников В. К Станочные гидроприводы. Справочник. ММашиностроение, 2004;512 с.

3. Гидравлическое оборудование для гибких производственных систем, модулей и др. машин и механизмов. Под общей редакцией Оксененко А. Я. — N. Машиностроение, 1988;310 с.

4. Свешников В. К, Усов А. А. Станочные гидроприводы. Справочник. М-Машиностроение, 1988;410 с.

5. Санюкевич Ф. М. «Детали машин. Курсовое проектирование» 2004;485с.

6. Скойбеда А. Т., Курмаз Л. В. атлас «Детали машин» 2001;292с.

7. Каталог изделий MP Filtri.

8. Методические указания к выполнению курсовых работ по дисциплине «Гидравлика, гидроприводы, гидрои пневмоавтоматика» для студентов специальности «Технология машиностроения», в 2-х частях. 4.2 — Гомель. ГГТУ им. П. О. Сухого, 1995;30 с.

9. Методические указания к выполнению курсовых робот по дисциплине «Гидравлика гидроприводы, гидрои пневмоавтоматика» для студентов специальности «Технология машиностроения»: в 2-х частях 4.1. — Гомель. ГГТУ им. П. О Сухого, 1995;30с.

10. Анурьев В. И. Справочник конструктора — машиностроителя, в 3-х т. Т.3- М., Машиностроение 1979;557 с.

11. Вильнер Я. М., Ковалев Я. Т., Некрасов Б. Б. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам, Минск-. «Вышэйшая школа», 1976;416 с.