Курсовая работа: Разработка объемного гидропривода машины
Название: Разработка объемного гидропривода машины Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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. ВВЕДЕНИЕПрименение 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 D2 p ,мм определяется по формуле: (3.1) где Р2 p - 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 Р2 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 D2 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 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 Расчетная подача гидронасоса Q1 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 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
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: 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. 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 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; в - 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 = 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 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 F2 i в пределах 0≤F2 i ≤F2 . Каждому значению усилия F2 i соответствует давление Р2 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 ΔP2 i у гидронасоса определяются по формуле P1 i = P2 i + ΔP (3.28) где ΔР - потери давления, рассчитанные по формуле (3.20). С увеличением давления P1 i возрастают утечки рабочей жидкости в гидронасосе ΔQ1 i и в гидрораспределителе ΔQpi Поэтому действительная подача рабочей жидкости в гидроцилиндр с возрастанием усилия F2 i уменьшается. В связи с этим уменьшается и скорость движения штока V2 i значение которой определяется по формуле (3.29) где Q1 T - 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 ∆QH 0 =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 ∆QH 1 =∙3,7∙106 =0,66 ∙10-6 ∆QР1 =∙3,7∙106 =0,185∙10-6 3) F2 2 = 50 кН. P12 =6,7+0,387=7,087 МПа ∆QH 2 =∙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 ∆QH 3 =∙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 ∆QH 4 =∙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 F2 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 |