Разработка объемного гидропривода машины
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 D2p,мм определяется по формуле:
(3.1)
где Р2p - расчетное давление рабочей
жидкости на входе в гидроцилиндр, МПа; F2 - усилие на штоке,Н; ηмах - механический КПД
гидроцилиндра (рекомендуется принимать ηмах=0,95...0,96).
Принимаем ηмах=0,95. Давление Р2p 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 D2p 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
D2, мм
|
63
|
80
|
100
|
110
|
125
|
140
|
160
|
180
|
200
|
d2,мм φ
|
При 1,25
|
28
|
36
|
45
|
50
|
56
|
63
|
70
|
80
|
90
|
φ
|
1,6
|
40
|
53
|
60
|
70
|
80
|
90
|
100
|
110
|
125
|
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 Q2Р, 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
(3.5)
Тогда
расчетный рабочий объем гидронасоса Vop, 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
Тип насоса
|
Рабочий объем, V01,см3
|
Номиналь-ное давле-
ние, МПа
|
Частота вращения, мин
|
КПД
|
Масса, кг
|
|
|
|
n, мин-1
|
Объемный η0
|
Полный η
|
|
МНА
|
10
|
20
|
1500
|
0,94
|
0,91
|
6,6
|
|
16
|
20
|
1500
|
0,95
|
0,91
|
16,5
|
|
25
|
20
|
1500
|
0,95
|
0,91
|
17,5
|
|
40
|
20
|
1500
|
0,95
|
0,91
|
59,0
|
|
63
|
20
|
1500
|
0,95
|
0,91
|
59,5
|
|
100
|
20
|
1500
|
0,95
|
0,91
|
93,0
|
|
125
|
20
|
1500
|
0,95
|
0,91
|
93,0
|
210
|
11,6
|
16 или 20
|
3000
|
0,95
|
0,85
|
5,5
|
|
28,1
|
16 или 20
|
2000
|
0,95
|
12,5
|
|
54,8
|
20
|
1500
|
0,95
|
0,91
|
23,0
|
|
107
|
20
|
1500
|
0,95
|
0,91
|
52,0
|
|
225
|
20
|
1500
|
0,95
|
0,91
|
100,0
|
310
|
56
|
20
|
1500
|
0,96
|
0,91
|
23,0
|
|
112
|
20
|
1500
|
0,96
|
0,91
|
41,0
|
|
224
|
20
|
1500
|
0,96
|
0,91
|
86,0
|
НА
|
33
|
16
|
1500
|
0,91
|
0,85
|
14,0
|
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
Марка
|
Плотность ρ при 50
оС, кг/м3
|
Кинематическая вяз-
кость v при 50 °С, 10-4
м/с
|
Температурные пределы
применения аксиально-поршневых насосов, °С
|
Условия применения
|
ВМГЗ
|
860
|
0,1
|
-40-+65
|
При отрицательных
температурах
|
МГ-20
|
985
|
0,2
|
-10-+80
|
При положительных
температурах в закрытых помещениях
|
МГ-30
|
0,3
|
+5 - +85
|
При положительных
температурах на открытом воздухе
|
Выбирам
рабочую жидкость марки МГ-20. Плотность при 50 оС: 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:
Параметры
|
Типоразмер
|
|
Р-16
|
1 Расход жидкости,
л/мин
|
63
|
2 Давление номинальное,
МПа
|
16
|
3 Внутренние утечки, не
более, л/мин
|
0,05
|
4 Потери давления, МПа
|
0,2
|
Предохранительный
гидроклапан предназначен для защиты гидропривода от давления, превышающего
установленное. Выбираем гидроклапан БГ52-14:
Параметры
|
Типоразмер БГ 52-14
|
|
1 Расход, л/мин
|
70
|
2 Давление номинальное,
МПа
|
5-20
|
3 Масса, кг
|
7
|
Гидрозамок
представляет собой управляемый обратный клапан и служит для фиксации штока
выключенного гидроцилиндра в требуемом положении. Выбираем гидрозамок типа КУ-20:
Параметры
|
Типоразмеры КУ-20
|
1 Расход, л/мин
|
63
|
2 Давление номинальное,
МПа
|
32
|
3 Потери давления, не
более, МПа
|
0,4
|
4 Утечки в сопряжении
клапан-седло, см У мин
|
4,98
|
5 Масса, кг
|
13,1
|
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:
Тип фильтра
|
Тонкость фильтрации,
мкм
|
Номинальный расход,
л/мин
|
Давление, МПа
|
1.1.20-25
|
25
|
63
|
20
|
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:
VБ=(2...3).Q1 , дм3 (3.8)
где Q1 - подача гидронасоса, л/мин.
VБ=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
VБ=125 дм3.
3.5
.Расчет гидролиний
Расчетный
диаметр dP, 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 VД=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 VД=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.
(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 ΔРт, потерь давления в местных
сопротивлениях трубопровода ΔРм и потерь давления в
гидроаппаратах ДРгд.
Потери
давления, ∆РТ, 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 ∆РТ 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 ΔРPH и ΔРЗН номинальные
потери давления в гидрораспределителе и гидрозамке в соответствии с их
техническими характеристиками; QPH и QЗН 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 < РH, (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 – N2П
(3.22)
где N1 - мощность гидронасоса; N2П - 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 = F2V2 (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 ΔQp - 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, tЖ - температура жидкости (60...70°С), tВ - 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 F2i в пределах 0≤F2i≤F2. Каждому значению усилия F2i соответствует
давление Р2i
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 ΔP2i у гидронасоса определяются по формуле
P1i = P2i + ΔP (3.28)
где ΔР
- потери давления, рассчитанные по формуле (3.20).
С
увеличением давления P1i возрастают утечки рабочей жидкости в
гидронасосе ΔQ1i и в гидрораспределителе ΔQpi Поэтому действительная подача
рабочей жидкости в гидроцилиндр с возрастанием усилия F2i уменьшается. В связи с этим уменьшается и скорость движения
штока V2i значение которой определяется по формуле
(3.29)
где Q1T - теоретическая подача гидронасоса; ΔQNi и ΔQPi – 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; ΔQp - утечки принятого
гидрораспределителя в соответствии с его технической характеристикой; Рн
- 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: F2 i = 0; 25; 50; 75; 100 кН.
1) F20 = 0 кН.
P20=0
P10=0+0,387=0,387 МПа
∆QH0=0,18∙10-12∙0,387∙106=0,06∙10-6
∆QР0=0,05∙10-12∙0,387∙106=0,01∙10-6
2) F21 = 25 кН.
P11=+0,387=3,7 МПа
∆QH1=∙3,7∙106=0,66 ∙10-6
∆QР1=∙3,7∙106=0,185∙10-6
3) F22 = 50 кН.
P12=6,7+0,387=7,087 МПа
∆QH2=∙7,087 ∙106=1,27
∙10-6
∆QР2=∙7,087 ∙106=0,35∙10-6
4) F23 = 75 кН.
P13=10+0,387=10,387 МПа
∆QH3=∙10,387 ∙106=1,9
∙10-6
∆QР3=∙10,387 ∙106=0,5∙10-6
5) F24 = 100 кН.
P14=+0,387=13,787 МПа
∆QH4=∙13,787 ∙106=2,48∙10-6
∆QР4=∙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 F2i от нуля до F2.
(3.35)
где V20 - скорость движения штока при F2 = 0.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ
СПИСОК
1. Гидравлика,
гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта