СОДЕРЖАНИЕ

1.Введение

2 Разработка принципиальной гидравлической схемы

3. Расчеты

3.1 Расчет и выбор гидроцилиндра

3.2 Расчет и выбор гидронасоса

3.3 Выбор рабочей жидкости

3.4 Расчет и выбор гидроаппаратов

3.5 Расчет гидролиний

3.6 Тепловой расчет гидропривода

3.7 Расчет внешней характеристики гидропривода

Библиографический список

1. ВВЕДЕНИЕ

Применение гидравлического привода и средств гидроавтоматики является одним из перспективных направлений современного развития машиностроения. Около 70 % горных, строительных, дорожных, землеройных, подъемно-транспортных машин и установок оснащенных гидроприводом.

Под объемным гидроприводом понимается 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. Основой насосного гидропривода является объемный насос, создающий напор рабочей жидкости, которая обладает в основном энергией давления. Эта энергия преобразовывается затем в механическую работу. Благодаря высокому объемному модулю упругости рабочее жидкости в объемном гидроприводе обеспечивается практически жесткая связь между его входными и выходными органами. Объемный насосный гидропривод с приводом от электродвигателя широко применяется в современных машинах и механизмах.

Это объясняется такими преимуществами гидропривода как: высокая компактность при небольших габаритах и массе, приходящейся на единицу мощности; возможность реализации больших передаточных чисел; хорошие динамические свойства привода; возможность плавного и широкого регулирования скорости движения исполнительного органа; надежное предохранение приводного электродвигателя от перегрузок; простота преобразования вращательного и поступательного движения друг в друга; высокое быстродействие и малое время разгона подвижных частей; гидропривод легко управляется и автоматизируется. Благодаря обильной и постоянной смазке гидропривод долговечен и надежен. Он позволяет плавно, в широком диапазоне регулировать движение исполнительного органа, Объемный гидропривод допускает достаточно произвольное расположение его элементов на машине, что чрезвычайно важно для мобильных машин, работающих в сложных условиях.

К недостаткам гидропривода относятся: сравнительно невысокий КПД; необходимость высокой герметичности гидроаппаратов, а следовательно, точность обработки деталей, что обусловливает их относительно повышенную стоимость; возможность нестабильной работы, вызываемой температурными колебаниями вязкости рабочей жидкости.

2. Разработка принципиальной гидравлической схемы

Тех. требования к гидросистеме: насос разгружен дополнительным гидрораспределителем, фиксация промежуточных положений штока двусторонним гидрозамком, фильтр установлен в сливной гидролинии.

3. Расчеты

3.1 Расчет и выбор гидроцилиндра

Расчетное значение диаметра гидроцилиндра D_{2 p} ,мм определяется по формуле:

(3.1)

где Р_{2 p} - расчетное давление рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр, МПа; F₂ - усилие на штоке,Н; η_мах - механический КПД гидроцилиндра (рекомендуется принимать η_мах =0,95...0,96). Принимаем η_мах =0,95. Давление Р_{2 p} предварительно принимается равным:

(3.2)

где Рн - номинальное давление в гидросистеме, МПа.

Давление жидкости, возникающее в штоковой полости гидроцилиндра, не учитываем из-за его малого значения. По расчетному значению диаметра D_{2 p} из табл. 3.1, в которой приведены параметры гидроцилиндров для давлений Рн = 16 и 20 МПа, принимают ближайшее большее значение диаметра D₂ . Диаметр штока d₂ принимают по табл. 3.1, предварительно задавшись значением параметра (φ =1,25 или 1,6.) Принимаем φ =1,25.

Таблица 3.1 - Параметры гидроцилиндров общего назначения

Из таблицы вибираем D₂ =100 мм, d₂ =45 мм.

Для принятого диаметра D₂ рабочее давление жидкости Р₂ , МПа у идроцилиндра составит:

(3.3)

Расход жидкости, подводимой в поршневую полость гидроцилиндра Q_2Р , м³ /с составит:

(3.4)

где V₂ - заданная скорость движения поршня м/с; η₀ - объемный КПД гидроцилиндра, который для новых гидроцилиндров с манжетными уплотнениями можно принять η₀ =1.

3.2 Расчет и выбор гидронасоса

Расчетная подача гидронасоса Q_{1 p} определяется из условия неразрывности потока жидкости, которое с точностью до утечек в гидролиниях и гидроаппаратуре, что допустимо на стадии предварительного расчета, имеет вид

(3.5)

Тогда расчетный рабочий объем гидронасоса V_op , м³ определяют по формуле

(3.6)

где n - номинальная частота вращения вала насоса, с^-1 , - объемный КПД гидронасоса, который предварительно можно принять равным η₀₁ = 0,9...0,95. Принимаем η₀₁ = 0,925.

При выборе типа гидронасоса необходимо в первую очередь учитывать уровень номинального давления. Аксиально-поршневые гидронасосы рассчитаны на высокие значения номинального давления. Они имеют также более высокие объемный и полный КПД по сравнению с гидронасосами других типов. Поэтому для условий задания на контрольно-курсовую работу целесообразно ориентироваться на аксиально-поршневые гидронасосы. Выбираем гидронасос из табл. 3.2.

Таблица 3.2 Основные параметры аксиально-поршневых гидронасосов

Выбираем насос тапа НА: рабочий объем, V₀₁ =33см³ , номинальное давле- ние 16 МПа, частота вращения n=1500 мин^-1 , КПД: объемный η₀ =0,91, полный η=0,85, масса 14 кг.

С учетом фактических параметров принятого гидронасоса действительная его подача будет равна, м³ /с:

(3.7)

где V₀₁ и η₀ - рабочий объем и объемный КПД принятого типоразмера гидронасоса; n - частота вращения вала гидронасоса по условиям задания, с^-1

3.3 Выбор рабочей жидкости

Первоначально необходимо выбрать условия применения гидрофицированной машины или оборудования: при отрицательных температурах; при положительных температурах в закрытых помещениях; при положительных температурах на открытом воздухе.

Аксиально-поршневые насосы работают на чистых (тонкость фильтрации 25 мкм) рабочих жидкостях ВМГЗ, МГ-20 или МГ-30 в зависимости от условий применения гидропривода. Технические характеристики этих рабочих жидкостей приведены в табл. 3.3.

Таблица 3.3 - Технические характеристики рабочих жидкостей

Выбирам рабочую жидкость марки МГ-20. Плотность при 50 ^о С: ρ=985 кг/м³ ; кинематическая вязкость при 50 °С: v=0,2∙10^-4 м/с; температурные пределы применения аксиально-поршневых насосов: от -10 °С до +80 °С; условия применения: при положительных температурах в закрытых помещениях.

3.4 Расчет и выбор гидроаппаратов

Выбор гидроаппаратуры производится, прежде всего, по давлению и расходу рабочей жидкости в точке установки. Необходимо учитывать также функциональные особенности подбираемой гидроаппаратуры. Из таблиц выбираем гидроаппаратуру.

Гидрораспределитель служит для включения, выключения и реверсирования движения штока гидроцилиндра. Выбираем распределитель типа Р-16:

Предохранительный гидроклапан предназначен для защиты гидропривода от давления, превышающего установленное. Выбираем гидроклапан БГ52-14:

Гидрозамок представляет собой управляемый обратный клапан и служит для фиксации штока выключенного гидроцилиндра в требуемом положении. Выбираем гидрозамок типа КУ-20:

Фильтр служит для очистки рабочей жидкости от твердых загрязнителей. Выбор типа фильтра производится по требуемой тонкости очистки, расходу рабочей жидкости через фильтр и давлению в гидролинии гидропривода. Выбираем фильтр типа 1.1.20-25:

Гидробак служит для размещения рабочей жидкости, дополнительной очистки жидкости от загрязнений за счет оседания твердых частиц, а также охлаждения жидкости выделением тепла через внешние поверхности бака в окружающую среду.

Объем бака ориентировочно определяется по формуле:

V_Б =(2...3)^. Q₁ , дм³ (3.8)

где Q₁ - подача гидронасоса, л/мин.

V_Б =2,5∙45=112,5 дм³

Номинальную вместимость бака принимают в соответствии с рекомендациями ГОСТ 16770 из ряда значений (дм³ ):

25; 40, 63; 100; 125; 160; 200; 250; 320; 400; 500; 630; 800

Выбыраем V_Б =125 дм³ .

3.5 .Расчет гидролиний

Расчетный диаметр d_P , мм гидролиний определяется по формуле:

=(3.9)

где Q - расход жидкости на рассматриваемом участке, м³ /с Vд - допускаемая скорость движения рабочей жидкости в трубопроводе: для всасывающего трубопровода V_Д =0,5...1,5 м/с; для сливного Vд=1,5..,2,5 м/с; для напорного при Рн≥10 МПа и l<10 м допускаемая скорость V_Д =5...6 м/с. Расчетное значение диаметра (в мм) округляется до ближайшего по ГОСТ 8732 или ГОСТ 8734: ... 7; 9; 12; 15; 16; 22; 28, 36; 44; 56; 67; 86,.... Эти значения диаметров выбираются при номинальных давлениях от 10 до 20 МПа.

Определим расчетный диаметр для всасывающего трубопровода:

По ГОСТу принимаем =36 мм.

Определим расчетный диаметр для сливного трубопровода:

По ГОСТу принимаем =22 мм.

Определим расчетный диаметр для напорного трубопровода:

По ГОСТу принимаем =15 мм.

По принятому диаметру определяется действительная скорость, м/с движения жидкости в напорном, сливном и всасывающем трубопроводах:

(3.10)

Определим действительную скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе:

Определим действительную скорость движения жидкости в сливном трубопроводе:

Определим действительную скорость движения жидкости в напорном трубопроводе:

Расчет гидравлических потерь в напорной гидролииии производится с учетом потерь давления по длине трубопровода ΔР_т , потерь давления в местных сопротивлениях трубопровода ΔР_м и потерь давления в гидроаппаратах ДРгд.

Потери давления, ∆Р_Т , Па по длине трубопровода определяются по формуле Дарси-Вейсбаха

(3.11)

где р - плотность рабочей жидкости, кг/м³ ; λ - коэффициент гидравлического трения ; l - длина гидролинии, м; v - скорость движения жидкости, м/с; d - диаметр напорной гидролинии, м.

Для определения коэффициента гидравлического трения сначала необходимо определить режим движения жидкости, для чего определяется значение числа Рейнольдса по формуле

(3.12)

где v- кинематическая вязкость рабочей жидкости, м² /с.

Так как Rе<2300 ,то режим движения жидкости ламинарный.

При ламинарном движении жидкости коэффициент гидравлического трения с учетом теплообмена с окружающей средой через стенки трубопровода определяется по формуле Пуазейля:

(3.13)

Потери давления ∆Р_Т по длине трубопровода:

Потери давления в местных сопротивлениях определяются по формуле

(3.16)

Где ξ - коэффициент местного сопротивления. В качестве местных сопротивлений учитываются: входы в гидрораспределитель, гидрозамок и гидроцилиндр (ξ₁ = ξ₂ =ξ₃ =0,8...0,9);

место присоединения гидролинии предохранительного гидроклапана к напорной гидролинии (ξ₄ =0,2) и два закругленных колена (ξ₅ = ξ₆ =0,15).

Потери давления в местных сопротивлениях:

=3∙7561+1779+2∙1334=27130 Па = 0,027 МПа

Действительные потери давления в гидрораспределятеле и гидрозамке определяются по формулам:

(3.17)

(3.18)

где ΔР_PH и ΔР_ЗН номинальные потери давления в гидрораспределителе и гидрозамке в соответствии с их техническими характеристиками; Q_PH и Q_ЗН номинальные расходы рабочей жидкости через гидрораспределитель и гидрозамок в соответствии с их техническими характеристиками; Q₁ - подача гидронасоса рассчитанная по формуле (3.7).

Суммарные потери давления в гидроаппаратах

(3.19)

Суммарные потери давления в напорном трубопроводе определяются по формуле

(3.20)

ΔР=0,06+0,027+0,3=0,387 МПа

В правильно рассчитанной напорной гидролинии суммарные потери давления не должны превышать 5...6 % номинального давления. 0,387 МПа составляет меньше 6 % от 16 МПа, следовательно гидролиния рассчитана правильно.

При этом

Р₁ = Р₂ + ΔР < Р_H , (3.21)

где P₂ - давление у гидроцилиндра, рассчитанное по формуле (3.3):

Р₁ =13,4+0,387=13,787<16.

3.6 Тепловой расчет гидропривода

Энергия, затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидроприводе, в конечном итоге превращается в теплоту, что вызывает нагрев рабочей жидкости и нежелательное снижение ее вязкости. Приближенно считается, что полученная с рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающую среду через поверхность бака.

Тепловой поток через стенки бака эквивалентен потерянной мощности ΔN

ΔN = N₁ – N_2П (3.22)

где N₁ - мощность гидронасоса; N_2П - полезная мощность на штоке гидроцилиндра.

Мощность гидронасоса, Вт

(3.23)

где Q₁ - подача гидронасоса, определенная по формуле (3.7); Р₁ - давление гидронасоса, рассчитанное по формуле (3.21); η₁ - полный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой.

Полезная мощность, Вт определяется по формуле

N₂ = F₂ V₂ (3.24)

где F₂ - усилие на штоке в соответствии с заданием, Н; V₂ - действительная скорость движения штока, м/с.

Действительная скорость движения штока V₂ определяется по формуле

(3.25)

где ΔQ_p - утечки рабочей жидкости в гидрораспределителе, принимаемые в соответствии с его технической характеристикой.

м/с.

Полезная мощность:

N₂ =100∙10³ ∙0,095=9500 Вт

Тепловой поток через стенки бака эквивалентен потерянной мощности:

ΔN=12165-9500=2665 Вт

Потребная площадь поверхности охлаждения

(3.26)

где k₀ - коэффициент теплопередачи, который при отсутствии обдува не превышает 15 Вт/м² , t_Ж - температура жидкости (60...70°С), t_В - температура воздуха.

3.7 Расчет внешней характеристики гидропривода

Применительно к проектируемому гидроприводу под внешней характеристикой понимают зависимость скорости перемещения штока гидроцилиндра от усилия на штоке V=ƒ(F₂ ). Для построения графика внешней характеристики необходимо задаться несколькими (не менее 4...5) значениями F_{2 i} в пределах 0≤F_{2 i} ≤F₂ . Каждому значению усилия F_{2 i} соответствует давление Р_{2 i} гидроцилиндра, которое определяется по формуле

(3.27)

Поскольку потери давления в напорном трубопроводе практически не зависят от давления в напорном трубопроводе, то соответствующие значения давления ΔP_{2 i} у гидронасоса определяются по формуле

P_{1 i} = P_{2 i} + ΔP (3.28)

где ΔР - потери давления, рассчитанные по формуле (3.20).

С увеличением давления P_{1 i} возрастают утечки рабочей жидкости в гидронасосе ΔQ_{1 i} и в гидрораспределителе ΔQ_pi Поэтому действительная подача рабочей жидкости в гидроцилиндр с возрастанием усилия F_{2 i} уменьшается. В связи с этим уменьшается и скорость движения штока V_{2 i} значение которой определяется по формуле

(3.29)

где Q_{1 T} - теоретическая подача гидронасоса; ΔQ_Ni и ΔQ_Pi – утечки рабочей жидкости в гидронасосе и гидрораспределителе.

При этом:

(3.30)

(3.31)

(3.31)

где a₁ и a₂ - коэффициенты утечек для гидронасоса и гидрораспределителя.

Коэффициенты утечек определяются по формулам

(3.33)

, (3.34)

где η₀₁ - объемный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой; ΔQ_p - утечки принятого гидрораспределителя в соответствии с его технической характеристикой; Р_н - номинальное давление.

Рассчитаем коэффициенты утечек и теоретическую подачу гидронасоса (так как они одинаковы для всех скоростей):

Рассчитаем скорости перемещения штока гидроцилиндра для следующих значений усилия на штоке: F_{2 i} = 0; 25; 50; 75; 100 кН.

1) F₂₀ = 0 кН.

P₂₀ =0

P₁₀ =0+0,387=0,387 МПа

∆Q_{H 0} =0,18∙10^-12 ∙0,387∙10⁶ =0,06∙10^-6

∆Q_Р0 =0,05∙10^-12 ∙0,387∙10⁶ =0,01∙10^-6

2) F₂₁ = 25 кН.

P₁₁ =+0,387=3,7 МПа

∆Q_{H 1} =∙3,7∙10⁶ =0,66 ∙10^-6

∆Q_Р1 =∙3,7∙10⁶ =0,185∙10^-6

3) F_{2 2} = 50 кН.

P₁₂ =6,7+0,387=7,087 МПа

∆Q_{H 2} =∙7,087 ∙10⁶ =1,27 ∙10^-6

∆Q_Р2 =∙7,087 ∙10⁶ =0,35∙10^-6

4) F₂₃ = 75 кН.

P₁₃ =10+0,387=10,387 МПа

∆Q_{H 3} =∙10,387 ∙10⁶ =1,9 ∙10^-6

∆Q_Р3 =∙10,387 ∙10⁶ =0,5∙10^-6

5) F₂₄ = 100 кН.

P₁₄ =+0,387=13,787 МПа

∆Q_{H 4} =∙13,787 ∙10⁶ =2,48∙10^-6

∆Q_Р4 =∙13,787 ∙10⁶ =0,69∙10^-6

По полученным данным построим график зависимости V= ƒ(F₂ ). Далее необходимо оценить степень снижения скорости движения штока при изменении усилия F_{2 i} от нуля до F₂ .

(3.35)

где V₂₀ - скорость движения штока при F₂ = 0.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта