Реферат: Расчёт гидравлического привода

Введение.

Расчёт гидравлического привода является одним из важнейших этапов проектирования станка или другой машины с гидравлическим приводом.

При проектировании, в зависимости от вида гидропривода, в задачу гидравлического расчёта входят:

· определение диаметра поршня и штока гидроцилиндра в гидроприводе с возвратно-поступательным движением рабочего органа;

· определение геометрических размеров (диаметра статора, ротора и ширины пластины) цилиндра поворотного действия;

· определение давления, необходимого для получения заданного усилия на штоке цилиндра или крутящего момента на валу цилиндра поворотного действия, гидромотора;

· определение расхода жидкости, необходимого для перемещения рабочего органа;

· выбор насоса, гидромотора, распределителей, регулирующей гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода;

· определение диаметров трубопроводов;

· определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса;

· определение скорости и времени двойного хода поршня со штоком гидроцилиндра;

· определение коэффициента полезного действия гидропривода;

· тепловой расчёт гидропривода (определение температуры рабочей жидкости).

1. Расчёт и проектирование гидроцилиндра поворотного действия.

В гидроприводах с возвратно-поворотным движением рабочего органа в качестве гидродвигателей используются цилиндры поворотного действия (поворотники) однопластинчатые и многопластинчатые.

Расход жидкости Q, л/мин, необходимый для поворотного действия с определенной угловой скоростью ω, зависитотего рабочего объема Мб т.е.

Q=

где V- рабочий объём гидромотора, дм³ ;

η₀ –объёмныйКПД цилиндра (η₀ = 0,94…0,98);

t- время поворота на определенный угол (270˚ - дляоднопластинчатогогидроцилиндра ), мин.

Q==13,5 л/мин

После определения расхода жидкости Q выбирается предварительно насос с номинальной подачей Q_ном и давление p_ном

Предварительно выбираем насос БГ12-22АМ со следующими параметрами:

Задавшись конструктивно из нормального ряда диаметрами цилиндра в и ротора d, определяют ширину пластины b из формулы

D =80 мм; d=40 мм.

b=

b==15,32 см

b принимаем равной 15 см

где ω- угловаяскорость поворота ротора, рад/с.

При повороте ротора на 270˚=1,5πрадω==2,54

Диаметр в должен быть проверен на скручивание

d=

d≥ 0,0214 м (21,4 мм)

где М- крутящий момент;

[τ]-допускаемоенапряжениеприкручении, [τ]=100…155 МПа-для стали 20Х (в зависимости от термообработки).

Из вычислений видим, что в удовлетворяет условию (d=30 мм ≥ 21,4 мм).

Тогда давление p в рабочей полости цилиндра без учета противодавления p_сл в сливной полости (учтется при определении потерь давления), равного потерям давления в сливной линии, определяется исходя из формулы:

p=

p==5,9 МПа

Сравнивается номинальное давление насоса p_ном с давлением p. Номинальное давление насоса p_ном должно быть больше давления p на величину потерь давления Δp и величину запаса давления на настройку предохранительного клапана. При необходимости выбирается насос с большим давлением. Для получения больших крутящих моментов М и уменьшения габаритов можно использовать двух-, трехпластинчатые цилиндры поворотного действия, при этом угол поворота соответственно уменьшится.

Выбранный насос создаёт номинальное давление р_ном больше давления р на величину потерь в гидросистеме ∆ризапасананастройкупредохранительного клапана, т.е. р_ном ≥р_кл .

р_кл =1,5•р=1,5•5,9=8,7 МПа

2. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода.

2.1 Гидроаппаратура.

Гидроаппаратура подразделяется на направляющую, которая изменяет направление потока путём полного открытия или закрытия сечения. К этой группе аппаратов относятся распределители, обратные клапаны, гидрозамазки, некоторые типы гидроклапанов давления. Регулирующие аппараты изменяют давление, расход и направление потока жидкости за счёт частичного открытия рабочего сечения. К таким аппаратам относятся гидроклапаны давления, предохранительные клапаны, дроссели, регуляторы расхода (потока), а также дросселирующие распределители.

Величины утечек в гидроаппаратах приводятся в их технических характеристиках. Гидроаппаратура выбирается в зависимости от расхода в линии его установки (насос с Q_ном и р_ном уже выбран). Расход в сливной линии Q_сл определяется дальше. При этом максимальное давление в линии не должно превышать номинальное давление р_ном для данного аппарата. Потери давления в аппаратах даются в технических характеристиках, или в виде номинальных потерь ∆р_ном при номинальном расходе Q_ном , или в виде графиков зависимости ∆р=f(Q). Если потери давления ∆р_ном приводятся при номинальном расходе Q_ном , то при другом расходе Q потери давления ∆ропределяютсяпоформуле:

∆р=

Допускается увеличивать расход Q через аппарат на 40% по отношению к номинальному Q_ном . Следует учесть, что потери давления приводятся в технических характеристиках аппаратов при определённой вязкости жидкости. При другой вязкости масла, отличной от приведённой, потери давления приближённо можно считать пропорциональными отношению вязкостей.

2.2 Распределители.

Распределители предназначены для реверсирования движения рабочего органа, его остановки, разгрузки насоса от давления и выполнения других операций. Распределители классифицируют по конструкции, типу управления, диаметру условного прохода, числу позиций, числу основных гидролиний, гидросхеме. Распределители имеют два основных конструктивных исполнения: В и Р с международными присоединительными размерами и типа ПГ, в последние годы снятые с производства (кроме ПГ74-24М и ПГ72-34).

В нашем случае выбираем распределитель 1Р6 со следующими характеристиками: диаметр условного прохода: 6 мм; расход масла, л/мин: Номинальный – 20-25 л/мин, максимальный – 20-60 л/мин

Следовательно потери давления будут составлять:

2.3 Обратный клапан.

Обратные клапаны типа Г(ПГ) 51-3,2 по ГОСТ 21 464-76 КОЛ, 1МКО предназначены для пропуска потока масла в одном направлении и запирания его прохода в обратном направлении при палении давления на входе. Их также можно использовать для создания в сливной линии небольшого подпора (при установке усиленной пружины). С помощью обратных клапанов возможно останавливать рабочие органы при вертикальном расположении цилиндра в любом положении.

При компоновке дросселя с обратным клапаном с помощью дросселя регулируется скорость рабочей подачи, а обратный клапан позволяет осуществлять быстрые перемещения рабочего органа в обратном направлении, например, совершать быстрый отвод.

Потери давления ∆р_ном в обратных клапанах приводятся при номинальном расходе Q_ном или даются в виде графиков зависимости ∆р=f(Q).

При расходе Q через клапан, отличном от номинального Q_ном , потери давления ∆ропределяютсяпоформуле:

∆р=р_от +

где р_от –давлениеоткрыванияклапана, дляклапановГ(ПГ) 51-3(2) р_от =0,15 МПа

Выбираем обратный клапан Г51-31 со следующими характеристиками: расход масла: Q_ном =16 л/мин, номинальное давление: р_ном =20 МПа, номинальные потери давления: ∆р_ном =0,25 МПа.

Общие потери давления в обратном клапане при расходе через него Q=13,5 л/мин предварительно равны:

∆р=0,15+=0,28 МПа

2.4 Гидроклапан давления.

Гидроклапаны давления (напорные золотники) типа Г(ПГ) 54-3,2, КЕМ102 предназначены для поддержания заданной разности давлений в подводимом и отводимом потоках (регулируемый клапан разности давлений), для предохранения гидросистемы от повышенного давления, перелива жидкости (переливной клапан). Его также можно использовать для разгрузки насоса от давления совместно с гидроаккумулятором; для пропуска масла только при достижении в линии управления заданной величины давления, определяемой настройкой пружины; для торможения в конце пути, при этом часть масла от насоса сливается через предохранительный клапан в гидробак.

Гидроклапаны давления выбираются по расходу с учётом давления. Потери давления приводятся в технических характеристиках или в виде зависимости ∆р=f(Q), или даются ∆р_ном при Q_ном . Потери давления при расходе Q, отличном от номинального, определяется также, как и для обратных клапанов.

Выбираем гидроклапан давления Г54-12 со следующими характеристиками: расход масла: Q_ном =18/мин, номинальное давление: р_ном =2 МПа, номинальные потери давления: ∆р_ном =0,2 МПа.

Общие потери давления в гидроклапане давления при расходе через него Q=13,5 л/мин предварительно равны:

∆р= 0,15+=0,26 МПа

2.5 Регулятор расхода (потока).

Регулятор расхода (потока) типа ПГ (ПМГ)55-1,2,3,4,6,7 предназначены для регулирования скорости перемещения рабочих органов с поддержанием стабильной скорости вне зависимости от нагрузки. Они представляют собой комбинацию дросселя с регулятором, поддерживающим постоянный перепад давления (∆р=0,2…0,25 МПа) надросселирующейщели. Вгидроприводах станков используются регуляторы потока с максимальным расходом до 200 л/мин и рабочим давлением до 20 МПа.

Регуляторы расхода выбираются по расходу жидкости с учётом давления. В технических характеристиках приводятся значения потерь давления ∆рилизависимости∆р=f(Q).

Выбираем регулятор потока МПГ55-22 со следующими характеристиками: расход масла: Q_max =25 л/мин, номинальное давление: р_ном =20 МПа, номинальные потери давления: ∆р_ном =0,2 МПа.

Общие потери давления в гидроклапане давления при расходе через него Q=13,5 л/мин равны:

∆р=0,2 МПа

2.6 Фильтр.

Надёжность работы гидропривода станков и других машин находится в прямой зависимости от качества фильтрации масла, т.е. тонкости фильтрации. Для обычных цикловых гидросистем требуется обеспечить тонкость фильтрации 25 мкм, что соответствует 12-му классу чистоты жидкости.

Фильтры предназначены для очистки рабочей жидкости от загрязняющих примесей, попадающих в жидкость извне, в результате износа и окисления деталей гидроагрегатов, а также продуктов окисления самой рабочей жидкости.

Фильтры подразделяются на приёмные (всасывающие), сливные, напорные, магнитные, воздушные и заливные.

В нашем случае в системе установлен сливной фильтр.

Фильтры выбираются в соответствии с расходом и давлением жидкости в линии установки фильтра, с требованием к тонкости фильтрации, которая определяется сроком службы и назначением гидропривода. Значения номинальных потерь давления (перепада давления) ∆р_ном в фильтрах при номинальной пропускной способности фильтра Q_ном даются в технических характеристиках фильтра.

При расходе жидкости Q через фильтр, отличном от номинального, потери давления в фильтре ∆ропределяютсяпообщейформуле:

∆р=

Выбираем фильтр сливной 12-25-К со следующими характеристиками: расход масла: Q_ном =25 л/мин, номинальное давление: р_ном =20 МПа, номинальные потери давления: ∆р_ном =0,09 МПа. Нужно поставить два фильтра и, соответственно, увеличить в два раза потери давления.

Общие потери давления в гидроклапане давления при расходе через него Q=13,5 л/мин предварительно равны:

∆р==0,03 МПа

2.7 Предохранительный клапан.

Предохранительные клапаны непрямого действия типа Г52-2 по ТУ-053-1748-85, МКВП-*/3с и МКВП-*/3т предназначены для предохранения гидросистем от повышенного давления , превышающего установленное, для поддержания определенного постоянного давления в гидросистемах , а также для разгрузки гидросистемы от давления с помощью вспомогательного золотника управления (распределителя). Предохранительный клапан по ТУ-053-1748-85 состоит из вспомогательного клапана, а в исполнении с электрическим управлением разгрузкой –пилота. Они, какправило, устанавливаются на ответвлении после насоса и настраиваются обычно на давление p_кл , превышающее максимальное рабочее p_н на 10-20%, т.е.

p_кл =(1,1…1,2)p_н .

Предохранительный клапан выбирается по расходу с учетом номинального давления.

В даннои случае выбираем предохранительный клапан непрямого действия, типа М-КП: типоразмер Ду=10 мм; номинальный расход Q_ном =40 л/мин (Q_max 56); номиналльное рабочее давление p_ном =20 МПа.

2.8 Гидробак.

Гидробаки служат ёмкостями для рабочих жидкостей, используемых в гидросистемах, а также для охлаждения жидкости.

Гидробаки, как правило, изготавливают сварными из тонколистовой стали. Перегородками гидробак делится на отсеки. Крышки гидробака и соединения должны быть уплотнены для защиты от загрязнений извне. Отверстия для ввода в бак концов сливных и дренажных труб, не присоединённых к промежуточным колодкам, должны быть уплотнены резиновыми или войлочными втулками. Полость бака должна соединяться с атмосферой через воздушный фильтр-сапун. Для заливки жидкости в бак используется заливной фильтр-стакан. Если на гидробаке установлены насосные агрегаты, гидроаппаратура, кондиционеры рабочей жидкости и манометры, конструктивно оформленные как одно целое, то они представляют собой насосные установки.

Объём жидкости в гидробаке выбирается из учёта количества жидкости в системе, в аккумуляторах при максимальной их зарядке; изменения объёма гидроцилиндра, обусловленного разностью их рабочих объёмов, изменения объёма жидкости в гидросистеме, обусловленного её температурным расширением. Объём масла должен составлять не более 80-90% полного объёма бака, что необходимо для компенсации теплового расширения масла и обеспечения отделения воздуха. Для лучшего охлаждения масла объём бака можно принимать до пятиминутной подачи насоса. Бак обычно имеет форму прямоугольного параллелепипеда с отношением сторон 1:1:1 и 1:2:3. Выбранный объём бака должен соответствовать ряду номинальных вместимостей гидробаков.

V=Q_ном •t

где Q–подачанасоса, дм³ /мин;

t=1,85 с –время.

V=13,5•4=54 дм³

Принимаем объём гидробака 63 дм³

2.9 Манометр.

Для контроля и настройки на определённое давление насоса в линиях гидросистемы должны быть установлены манометры по ГОСТ 8625-77. В соответствии с ГОСТ 2405-80 манометры имеют классы точности 0,4;0,6;1;1,5;2,5 или 4. Класс тонности определяется:

К=

где ∆–допустимаяошибкаизмерения;

П –верхнийпределизмеренийдавлений.

К=

При эксплуатации манометра рабочее давление не должно превышать ¾верхнегопредела измерения:

Р_кл ≤¾П

П=4/3•р_кл =4/3•4,87•1,5=9,74 МПа

Выбирается манометр типа МТП60-1-2-1,5 класса точности 2,5 диаметром корпуса 60 мм, рассчитанный на верхний предел измерения 6 МПа.

Колебания давления и гидравлические удары в гидросистеме могут быстро вывести манометр из строя. Поэтому перед манометром необходимо устанавливать демпферы –специальныепереходникисдросселями, вентили. Дляповышениянадёжности работы манометра давление следует подводить и сбрасывать плавно, соединять манометры с гидролиниями с помощью специальных переключателей (ПМ-320) только в моменты измерения давления.

2.10 Рабочая жидкость.

Рабочие жидкости в гидроприводах предназначены для передачи энергии к гидродвигателям. Кроме того, они должны обладать хорошими смазочными свойствами, т.е. обеспечивать эффективное смазывание трущихся поверхностей, образуя на них прочный слой, который исключает полностью или частично сухое трение и уменьшает их износ. Жидкости должны отводить от трущихся поверхностей тепло и продукты износа, обладать хорошими антикоррозионными свойствами, мало изменять вязкость в широком диапазоне температур, иметь большой модуль упругости, быть безвредными для обслуживающего персонала и т.п.

Для нашей системы выбираем по рабочему давлению Р=5,9МПа масло вязкостью 35-63 мм² /с.

Выбираем следующее масло:

При рабочей температуре, составляющей 47ºС, выбранное масло подходит по всем параметрам.

3. Расчёт трубопроводов системы.

3.1 Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов.

Внутренний диаметр трубопровода определяется исходя из того, чтобы потери давления составляли небольшой процент от рабочего давления и в то же время размеры, масса трубопровода были бы минимальными.

При определении диаметров трубопроводов обычно задаются скоростью движения рабочей жидкости:

для всасывающихся трубопроводов: 1,2-1,6 м/с;

для сливных трубопроводов: 2 м/с;

для напорных трубопроводов скорость движения берётся в зависимости от номинального давления: для давления до 6,3 МПА скорость не более 3,2 м/с.

Для данной схемы расход жидкости во всасывающей, напорной и сливной линии равен Q_ном .

Зная расход, диаметр трубопровода определяется по формуле:

d=

для всасывающихся трубопроводов:

d_вс ==0,014 м = 1,4 см

для сливных трубопроводов:

d_сл ==0,011 м = 1,1 см

для напорных трубопроводов:

d_н ==0,008 м = 0,9 см

Для трубопроводов выбираем стальные бесшовные холодно деформированные трубы по ГОСТ 8734-75. Для монтажа трубопроводов используется соединения с развальцовкой, шаровым ниппелем, врезающимся кольцом, которые нормализованы. Диаметр всасывающего трубопровода: 1,4 см; диаметр сливного трубопровода: 1,1 см; диаметр напорного трубопровода: 0,8 см.

Толщину стенки трубопровода можно определить по формуле:

δ=

где: р_кл –максимальное давление в трубопроводе, равное давлению настройки предохранительного клапана, р_кл =1,5•р =1,5•5,9=8,7 МПа;

d–внутреннийдиаметртрубопровода;

σ_вр –пределпрочностинарастяжениематериалатрубопровода, длястали марки сталь 20: σ_вр =420 МПа;

К_δ =4…6 –коэффициентбезопасности, зависящийотизменениядавления.

Во всасывающем трубопроводе нет избыточного давления, поэтому толщину его стенки берём конструктивно.

Во всасывающем трубопроводе нет избыточного давления, поэтому толщину его стенки следует брать конструктивно δ_вс =1 мм

для сливных трубопроводов:

δ_сл ==0,56 мм

для напорных трубопроводов:

δ_н ==0,4 мм

Вычисляются уточнённые значения скоростей в трубопроводах по формуле:

V=

для всасывающихся трубопроводов:

v_вс ==1,46м/с

для сливных трубопроводов:

v_сл ==2,36 м/с

для напорных трубопроводов:

v_н ==3,5 м/с

3.2 Определение общих потерь давления,давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса.

Общие потери давления ∆рвтрубопроводахгидросистемысостоятизпотерьвместных сопротивлениях ∆р_м и по длине ∆р_l на прямолинейных участках, т.е.:

∆р=∆р_м +∆р_l

Потери в местных сопротивлениях состоят из потерь в гидроаппаратуре ∆р_га (основные потери) и сопротивлениях ∆р_мс типа повороты, расширения и т.д., т.е.:

∆р_м =∆р_мс +∆р_га

Потери давления в местных сопротивлениях типа повороты, расширения и т.д. определяются по формуле:

∆р_мс =

где F_тр –площадьсечениятрубопровода.

Потери давления по длине трубопровода определяются по формуле:

∆р_l =

Общие потери давления, состоящие из потерь во всасывающей, напорной и сливной, приведённой к напорной, линиях, определяются по формуле:

∆р=

+

Выражая скорости движения жидкости v_тр в трубопроводах, потери давления в аппаратах Σ∆р_н , Σ∆р_сл и расход жидкости в сливной линии Q_сл через расход Q_н в напорной линии можно получить:

∆р=+

+

где В и С –постоянныекоэффициенты, равныезначениямсоответственновпервой и второй квадратной скобке;

D=1;

λ–коэффициентсопротивлениятренияподлинетрубопровода;

Σξ - сумма коэффициентов местных сопротивлений в соответствующей линии;

l_вс , l_н , l_сл –длинытрубопроводовсоответственновсасывающей, напорной и сливной линии;

ρ–плотностьжидкостипризаданнойтемпературе;

Σ∆р_н , Σ∆р_сл –потеридавлениявгидроаппаратах, фильтрах, установленных в напорной и сливной линиях конкретных гидроприводов.

Коэффициент сопротивления трения по длине трубопровода λ определяется в зависимости от режима движения жидкости и зоны сопротивления.

Сначала определяется число Рейнольдса:

Re=v•d/υ

для всасывающихся трубопроводов:

Re=1,46•0,014/(50•10^-6 )=408,8

Число Рейнольдса Re<2320 –режимдвиженияламинарныйикоэффициентсопротивления λопределяетсяпоформуле:

λ=75/Re=75/408,8=0,18

для сливных трубопроводов:

Re=2,36•0,011/(50•10^-6 )=519

Число Рейнольдса Re<2320 –режимдвиженияламинарныйикоэффициентсопротивления λопределяетсяпоформуле:

λ= 75/Re= 75/519=0,14

для напорных трубопроводов:

Re=4,47•0,008/(50•10^-6 )=715

Число Рейнольдса Re<2320 –режимдвиженияламинарный и коэффициент сопротивления λопределяетсяпоформуле:

λ=75/Re=75/715=0,10

Определяются коэффициенты местных сопротивлений ξ:

для всасывающихся трубопроводов:

Σξ_вс =b•Σξ=2,2•0,5=1,1

для сливных трубопроводов:

Σξ_сл =1,75 •(5•0,18+2)=5,075

для напорных трубопроводов:

Σξ_вс =b•Σξ=1,5•(3•1,5+3•0,18)=7,56

Подставляем:

В==

В= 5,84•10⁹ Н•с⁴ /м⁸

С==

=

С=1,02•10⁹ Н•с⁴ /м⁸

Определяем потери давления:

∆р=(В+С•D³ )•Q_Н ²

Насос работает на трубопровод. Поэтому должны соблюдаться условия материального и энергетического баланса, т.е. какая будет подача насоса, такой же расход будет в трубопроводе, и какое давление будет создавать насос, такое же давление будет в начале напорного трубопровода. А эти условия будут выполняться в точке пересечения характеристики насоса р_н =f₁ (Q) с характеристикой трубопровода р_тр = f₂ (Q) в рабочей точке. Теоретическая подача насоса равна:

Q_т =V_н •n_н

График совместной работы насоса и трубопровода приведён на рис.1:

p_тр =р+ ++∆р=р + (В+С•D³ )•Q²

1. 5,9*10⁶ +(5,81*10⁹ +1,02*10⁹ )*0,00003² =6183153Па/10⁶ =6,18Мпа

2. 5,9*10⁶ +(5,81*10⁹ +1,02*10⁹ )*0,0001² =68774125Па/10⁶ =6,87Мпа

3. 5,9*10⁶ +(5,81*10⁹ +1,02*10⁹ )*0,00017² =7133571Па/10⁶ =7,1Мпа

4. 5,9*10⁶ +(5,81*10⁹ +1,02*10⁹ )*0,00023² =7412561Па/10⁶ =7,4МПа

По графику определяется: Q_н =15,8 л/мин, р_н =5,9 МПа, р_кл =8,7 МПа, ∆р=1,7 МПа

Определяем общие потери давления:

∆р=(5,84•10⁹ +1,02•10⁹ )•(15,8/60000)² =2,29•10⁶ Па = 2,29 МПа

Насос был выбран предварительно по номинальной подаче Q_ном и по номинальному давлению р_ном . Выбранный насос создаёт номинальное давление р_ном ≥р_кл .

Рассчитываем потери давления в аппаратах:

В распределителе при расходе 16 л/мин:

∆р=0,2 МПа

В обратном клапане при расходе 16 л/мин:

∆р=0,15+=0,27 МПа

В гидроклапане давления при расходе 16 л/мин:

∆р=0,15+=0,26 МПа

В регуляторе расхода при расходе 16 л/мин:

∆р=0,2 МПа

В фильтре при расходе 16 л/мин:

∆р==0,076 МПа

Общие потери давления в гидроаппаратуре:

∆р_га =∑∆р=1,006 МПа

∆р/∆р_га =2,29/1,006=1,28

Потери давления в аппаратах составляют около 99% от общих потерь давления, поэтому для приблизительных проектировочных расчётов можно учитывать лишь потери давления в аппаратах.

4.Определение коэффициента полезного действия гидропривода.

При проектировании гидропривода нужно стремиться, чтобы его КПД был наибольшим. КПД гидропривода зависит от потерь мощности на механическое трение в насосе и гидродвигателе, на утечки жидкости и на потери давления в гидросистеме.

Действительный КПД гидропривода η_гп будет определяться как отношение полезной мощности N_п гидродвигателя к затраченной мощности насоса N_н за полный цикл работы.

η_гп =N_п /N_н =

где Q_н –подачанасосапридавлениир_н ;

ω–угловаяскорость;

η_н –полныйКПДнасоса.

Полный КПД насоса, зависящий от давления, определяется по формуле:

η_н = η₀ •η_м •η_г

где η_г –гидравлическийКПД (η_г =1);

η₀ –объёмныйКПДнасосаприр_н η₀ =Q_н /Q_т =16/18=0,88

η_м –механическийКПДнасосаη_м = η_ном / η_{0 ном} =0,66/0,76=0,86

η_ном и η_{0 ном} –полныйиобъёмныйКПДнасосаприноминальномрежиме.

Полный КПД насоса:

η_н = 0,916•0,74•1=0,75

Тогда:

η_гп = =0,43

5. Тепловой расчёт гидропривода.

Расчётная площадь гидробака F_б определяется из предположения, что масло залито до уровня, составляющего 0,8 высоты гидробака, площадь бака, непосредственно соприкасающегося с маслом, учитывается полностью, а площадь остальной поверхности, не соприкасающейся с маслом и имеющая более низкую температуру, учитывается наполовину. При этом гидробак изолирован от узлов станка, а насос погружён в масло. Тогда расчётная площадь гидробака, м² , определиться по формуле:

F=

где v_м –объёммаславгидробаке;

α–Коэффициент, зависящийотсоотношениясторонгидробака, α=6,4 присоотношении сторон гидробака от 1:1:1 до 1:2:3.

Выбираем гидробак с соотношением сторон 1:1:1. Следовательно объем занимаемый маслом будет равен: v_м =50,4 дм³ .

F== 0,87 м²

Установившая температура масла, ºС, определяется по формуле:

t_м =t_в +

где - t_в =20…25ºС –температура воздуха в цехе.

К –коэффициенттеплопередачиотбакакокружающемувоздуху (Вт/(м² •ºС))

При использовании воздушного теплообменника К=80 Вт/(м² •ºС)

Потерю мощности можно определить по формуле:

N_пот =р_н •Q_н •(1-η_гм )/η_н

N_пот =6,3•10⁶ •11•(1-0,43)/(0,67•60000)=982,61 кВт

t_м =23+=37 º 7′С

Данная температура не превышает по своему значению 47˚С следовательно применение теплообменника не является необходимым.

6 . Построение пьезометрической линии.

Величине в уравнении Бернулли представляет собой полный гидродинамический напор (полную удельную энергию) в сечении потока. Линия, соединяющая значения полных гидравлических напоров в соответствующих сечениях потока, называется напорной линией. В гидросистеме станков и других машин значения геометрического напора Z, скоростного напора αV² /ρg составляют незначительную часть от пьезометрического напора P/ρg. Поэтому геометрическим и скоростным напорами по сравнению с пьезометрическим напором можно пренебречь. Пьезометрическая линия наглядно показывает распределение напора (давления) в гидросистеме от насоса до гидродвигателя и от гидродвигателя до гидробака.

Пьезометрическая линия строится по значениям P/ρg в соответствующих сечениях потока в масштабе. Напорная линия трубопровода от насоса до гидродвигателя (гидроцилиндра) и сливная линия от гидро дигателя до гидробака изображается в виде прямолинейных участков, соединяющих элементы гидропривода. Общая длина напорной и сливной линий откладывается в масштабе, а расстояния между отдельными местными сопротивлениями (аппаратами) берутся конструктивно.

Потери напоа по длине отдельных участков h_в берутся пропорционально длине участков. При построении пьезометрической линии за характерные сечения потока берутся выход из насоса и местные сопротивления типа гидроаппаратуры, вход и выход в гидробак. Потери напора в местных сопротивлениях типа поворотов, внезапных расширений и сужений и т.д. следует складывать с потерями в ближайшем аппарате.

Если в распределителе даны полные потери давления ΔP, то потери давления в напорной ΔP_н и сливной ΔP_сл линиях следует определять пропорционально расходам жидкости.

ΔP_н = , Па и ΔP= , Па

Где Q_н , Q_сл –расход жидкости соответственно в напорной и сливной линии распределителя, м³ /с.

Давление на входе в гидрораспределитель (рабочее давление) P_р определяется как P_р =

где ∑P_н - суммарное давление в напорной линии до гидродвигателя, Па

Противодавление в сливной полости гидродвигателя, равное суммарным потерям давления в сливной линии, определяется

P_пр = , Па

Библиографический список.

1. Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. Киев. Вища школа. 1980.- 231 с.

2. Свешников В.К. Станочные гидроприводы: Справочник, - 3-е изд. перераб. и доп. –М.: Машиностроение. 1995. – 448 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: т.3 7-е изд. перераб. и доп. –М.: Машиностроение, 1992. – 720 с.

4. Акчурин Р.Я. Расчёт гидроприводов: Учебное пособие. Киров. 1998. 70 с.

Содержание

Введение.

1. Расчет и проектирование гидроцилиндра поворотного действия.

2. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода.

2.1. Гидроаппаратура.

2.2. Выбор распределителя.

2.3. Обратный клапан.

2.4. Гидроклапан давления.

2.5. Регулятор расхода (потока).

2.6. Фильтр.

2.7. Предохранительный клапан.

2.8. Гидробак.

2.9. Манометр.

2.10. Рабочая жидкость.

3. Расчет трубопроводов гидросистемы.

3.1. Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопровода.

3.2. Определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса.

4. Определение коэффициента полезного действия гидропривода.

5. Тепловой расчёт гидропривода.

6. Построение пьезометрической линии.