Курсовой проект - Разработка гидрапривода для обеспечения вращательного движения и движения подачи - файл n1.doc

приобрести
Курсовой проект - Разработка гидрапривода для обеспечения вращательного движения и движения подачи
скачать (279.9 kb.)
Доступные файлы (2):
n1.doc714kb.21.01.2010 15:17скачать
n2.dwg
Победи орков

Доступно в Google Play

n1.doc



МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «Металлорежущие станки и инструменты»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ




Тема: Разработка гидравлического привода для обеспечения вращательного движения и движения подачи




Пояснительная записка



ГПП.535.134.00.000.ПЗ

Разработала: Клишевич С.А.

Группа: 303535

Руководитель: Бачанцев А.И.

Минск 2010

Аннотация


В представленной курсовой работе разработан гидравлический привод работающий по циклу : Вращение ходового винта ГМ(РП1) и перемещение гидроцилиндра (Ц1)БП - Вращение ходового винта ГМ(РП1) и перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 1Вращение ходового винта ГМ(РП2) и перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 2Реверс ходового винта ГМ и обратное перемещение гидроцилиндра (Ц1).

В записке содержатся расчеты и выбор основных геометрических параметров гидродвигателей, параметров трубопроводов, расходов рабочей жидкости и потерь давления, выбирается гидроаппаратура, рассчитывается коэффициент полезного действия, проводится тепловой расчет гидросистемы. Разработана гидравлическая схема, позволяющая осуществить заданный цикл его работы, выполнены проектные расчеты элементов схемы, выбраны комплектующие гидропривода и приведено описание его работы.

Графическая часть содержит чертеж принципиальной гидравлической схемы со спецификацией аппаратуры и таблицей включений электромагнитов.

Лист.- Диаграмм.- 2 Рис.- 2 Библиограф.- 5


Содержание



лист
Введение

  1. Определение сил действующих на ГД

  2. Составление расчетных схем

  3. Определение основных параметров ГД

  4. Определение требуемых полезных перепадов

  5. Обоснование выбора рабочей жидкости

  6. Описание работы гидравлической схемы

  7. Определение требуемых расходов

  8. Выбор гидравлической аппаратуры

  9. Определение параметров трубопроводов

  10. Расчет потерь давления в трубопроводах и гидроаппаратах

  11. Определение максимального рабочего давления и давление настройки клапана

  12. Расчёт объемных потерь и определение производительности насосной установки

  13. Определение параметров насоса и его выбор

  14. Расчет мощности приводного электродвигателя и его выбор

  15. Построение диаграмм давления и расходов

  16. Определение КПД системы

  17. Тепловой расчет

  18. Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя

Литература


Введение


Гидропривод получил широкое распространение в области станкостроения. Обусловлено это главным образом тем, что ГП по сравнению с другими типами производств (главным образом механическим) имеет более высокую энергоемкость. Применение гидроприводов позволяет упростить кинематику станков, снизить металлоемкость, повысить точность, надежность и уровень автоматизации. Широкое использование гидроприводов в станкостроении определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов:

  1. Высоким быстродействием.

  2. Возможностью плавного без ступенчатого регулирования скорости рабочего органа.

  3. Высокая коммутационная способность.

Гидроприводы обеспечивают возможность работы в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов, защиту систем от перегрузки и точный контроль действующих усилий.

С помощью гидромоторов, поворотных гидродвигателей и гидроцилиндров можно получить угловые и линейные перемещения без кинематических преобразований.

Недостатки гидроприводов:

  1. Невозможность обеспечить высокоточное перемещения органа 0,01…0,001. Максимальная точность обеспечиваемая ГП 0,5…1 мм.

  2. Недостаточно высокий КПД.

  3. Нестабильность свойств рабочей жидкости. Требует использования спец. устройства для её очищения и охлаждения.

  4. Ограниченный диапазон рабочих температур –20 +170 (при использовании минеральных масел).

Гидравлические приводы применяются для обеспечения перемещения рабочего органа главного движения. Применяются они, в основном, когда это движение поступательное и реже вращательное. В качестве исполнительных двигателей могут использоваться гидроцилиндры возвратно-поступательного движения и реверсируемые гидромоторы. При возвратно-поступательном движении оба хода могут быть рабочими с осуществлением процесса резания с одной и той же скоростью или ход рабочий, а второй ход холостой без осуществления процесса резания и осуществляющийся с большой скоростью.

1.Определение сил действующих на гидродвигатели

Для расчета гидравлической системы привода необходимо определить наибольшую возможную нагрузку, которую должен преодолеть проектируемый привод. Для этого необходимо составить расчетную схему и приложить все действующие нагрузки на рабочий орган, т. е. силы тяжести, силы трения и силы инерции (для режима разгона и торможения). Затем составляется уравнение равновесия и определяется расчетная нагрузка и требуемое тяговое усилие, которое должен развивать проектируемый привод, чтобы обеспечить требуемый закон движения рабочего органа станка. Выбрав вид исполнительного гидравлического двигателя в зависимости от графика нагрузки и требуемого закона работы рабочего органа, рассчитываются основные параметры гидродвигателя. При этом расчетная сила давления в полости нагнетания гидравлического исполнительного двигателя выше расчетной нагрузки, действующей на рабочий орган, на величину, необходимую для преодоления усилия противодавления в полости слива и сил трения в гидродвигателе. Это учитывается перепадом давления на гидравлическом исполнительном двигателе и его механическим коэффициентом полезного действия. В курсовой работе для упрощения расчетов задано значение расчетной нагрузки. Сила трения 10%Fрастч

F= 5 кН; FТР=5·0,1= 0,5 кН;


FЦ =5 + 0,5 = 5,5 кН;


Рис.1.1. Расчетная схема усилий.

2. СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНОЙ СХЕМЫ

Рис.2.1. Расчетная схема


Исходной формулой для расчета параметров гидроцилиндра является:

F=РS;

Где Р – сила давления рабочей жидкости, МПа;

S – рабочая площадь поршня, мм2

Наибольшая нагрузка на штоке гидроцилиндра , которую может преодолеть гидропривод с учетом противодавления и механических потерь:

F = (РН·SН – Рс·Sс) ·; (2.1)

Где РН Рс – сила давления рабочей жидкости в напорной и сливной полостях, МПа;

SН Sс – рабочая площадь поршня в напорной и сливной полостях, мм2

- механический КПД, = 0,86

Для одноштокового гидроцилиндра рабочие полости напора и слива не равны, поэтому нагрузка на штоке гидроцилиндра будет иметь вид:
F = (РН – Рс·Sс /SН) · SН ·;

Где Р = РН – Рс·Sс /SН - полезный перепад давления, МПа.

Рабочая площадь гидроцилиндра определяется по формуле [1,c.9]:

S=F/(P·h) (2.2)

Исходной формулой для расчета параметров гидромотора является:

[1,c.12] (2.3)

3. Определение параметров гидродвигателей


Рабочая площадь гидроцилиндра определяется по формуле [1,c.9]:

S=F/(P·h), (3.1)

где – полезный перепад давления в гидроцилиндре ;

M=0,87– механический КПД гидроцилиндра [1,c.8];

Полезный перепад давления в гидроцилиндре определяем по формуле [1,c.9]: Рц=0.9 ·Рн , (3.2)

где Р = 6,3 Мпа – расчетное давление, дано заданием на проектирование.

Р=0.9 ·6,3 = 5,67 МПа.

Определяем диаметр поршня и диаметр штоков.

Для одноштокового гидроцилиндра рабочая площадь может быть найдена по формуле:

S=D2 /4 (3.3)

где D – диаметр поршня;

Можем найти значение диаметра цилиндра Ц по формуле:

D=2 · , (3.4)

D1=2 ·= 37,6 мм.

Округляем до стандартного значения в соответствии с ГОСТ 12447-80 – D = 40 мм.

Для простых цилиндров диаметр штока принимается[1,c.9]:

d=(0.3…0.5)D. (3.5)

Принимаем d=0,5 · D

Тогда диаметр штока:

d= 0.5 · 40 = 20 мм.

Что соответствует стандартному значению.

Для расчета параметров гидромотора:



где М – вращающий момент,

гидромотор М = 60 Нм



Принимаем по [2,c.62] гидромотор Г15-24Н

ТУ 2-053-1480-80Е.

Рабочий объем –80 см3.

Номинальный расход масла – 76,8 л/мин.

4.Определение требуемых полезных перепадов

  1. Для гидромотора

(1, с10.) (4.2)



  1. Расчет требуемых полезных перепадов одноштоковых гидроцилиндра Ц1


,(1, с10.) (4.1)

где D – диаметр поршня;

h- механический КПД, h= 0,87

;

5. Выбор и обоснование способа фильтрации и марки рабочей жидкости

Рабочим жидкостям станочных гидроцилиндров должны быть присущи хорошие смазочные и антикоррозиционные свойства, малое изменение вязкости в широком диапазоне температур, большой модуль упругости, химическая стабильность, сопротивляемость вспениванию, совместность с материалом гидросистемы, малая плотность, малая способность к растворению воздуха, хорошая теплопроводность, низкое давление их паров и высокая температура кипения, возможно меньший коэффициент теплового расширения, негидроскопичность и незначительная взаимная растворимость с водой, большая удельная теплоемкость и т.п.

Наиболее подходящей рабочей жидкостью является минеральное масло. Учитывая характер работы рассчитываемого гидропривода и соответствия характеристик масла вышеуказанным свойствам, а также учитывая опыт работы принимаем масло ИГП–18 (ТУ 38–101413–78), со следующими характеристиками:

tвсп Класс вязкости по ISO 3448 : 32.

Группа по ISO 6743/4–1981: НМ (масла с антикоррозионными, антиокислитель­ными и противоизносными присадками) ;

ИВ=90; КОН=0,6–1,0 мг/г; КОН=0,5 (изменение кислотного числа после окисления):

t=1700 С.; tз=-150С.; кг/м3.

Очистка масел с помощью фильтров в процессе работы гидропривода является наиболее эффективным средством поддержания РЖ в рабочем состоянии. Анализ разработанной схемы показывает, что можно применить полнопоточную фильтрацию РЖ на входе в систему после насоса (напорный фильтр), так как в системе нет участков с малыми расходами (до 0,5 л/мин) и нет малых дросселирующих отверстий, перед которыми необходимо дополнительно производить фильтрацию. Кроме этого на сливе устанавливаем сливной фильтр, который очищает РЖ, попадающую в бок от продуктов износа.

6. Описание разработанной гидравлической схемы

В данную принципиальную гидравлическую схему привода входят следующие основные элементы:

Описание цикла работы гидравлической схемы


Вращение ходового винта ГМ(РП1) и перемещение гидроцилиндра (Ц1)БП

Р2 РР2

БНФ1Р1(вкл. ЭМ1)(ОК)ДРК1Ц1\Ц1 РР1 Р1Ф2Б

Р3 РР3

БНФ1Р4(вкл. ЭМ5)(ОК)ДРК2ГМ\ГМ РР5 Р4Ф2Б

Р5 РР4

В исходном положении поршень гидроцилиндра находится в левомм положении. Электромагниты Э1, Э2 выключены.

Для осуществления начала цикла включаются электромагниты ЭМ1 и переключают распределитель Р1 в левое положение. Поток рабочей жидкости от насоса поступает с постоянным давлением, поддерживаемым предохранительным клапаном КП через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р1, обратный клапан дросселя ДРК1 и нагнетается под давлением в гидроцилиндр Ц1. Из сливной полости гидроцилиндра рабочая жидкость сливается в бак одновременно через распределители Р2-3, регулятор расхода РР1-3, распределитель Р1 и сливной фильтр Ф2. На гидромотор поток рабочей жидкости также поступает от насоса с постоянным давлением, поддерживаемым предохранительным клапаном КП1 через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р4(включен ЭМ5), обратный клапан дросселя ДРК2 и нагнетается под давлением в гидромотор ГМ. Из сливной полости гидромотора рабочая жидкость сливается в бак одновременно через распределитель Р4, регулятор расхода РР4-5, распределитель Р4 и сливной фильтр Ф2.

Вращение ходового винта ГМ(РП1) и перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 1



БНФ1Р1(вкл. ЭМ1)(ОК)ДРК1Ц1\Ц1 РР1 Р1Ф2Б

Р3 РР3

БНФ1Р4(вкл. ЭМ5)(ОК)ДРК2ГМ\ГМ РР5 Р4Ф2Б

Р5 РР4

При этом, для переключения рабочей подачи РП1 выключается распределитель Р2 и выключает регулятор расхода РР2.

Для осуществления начала цикла включаются электромагниты ЭМ1 и переключают распределитель Р1 в левое положение. Поток рабочей жидкости от насоса поступает с постоянным давлением, поддерживаемым предохранительным клапаном КП через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р1, обратный клапан дросселя ДРК1 и нагнетается под давлением в гидроцилиндр Ц1. Из сливной полости гидроцилиндра рабочая жидкость сливается в бак одновременно через распределители Р3, регулятор расхода РР1 и РР3, распределитель Р1 и сливной фильтр Ф2. На гидромотор поток рабочей жидкости также поступает от насоса с постоянным давлением, поддерживаемым предохранительным клапаном КП1 через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р4(включен ЭМ5), обратный клапан дросселя ДРК2 и нагнетается под давлением в гидромотор ГМ. Из сливной полости гидромотора рабочая жидкость сливается в бак одновременно через распределитель Р4, регулятор расхода РР4-5, распределитель Р4 и сливной фильтр Ф2.

Вращение ходового винта ГМ(РП2) и перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 2



БНФ1Р1(вкл. ЭМ1)(ОК)ДРК1Ц1\Ц1 РР1 Р1Ф2Б

БНФ1Р4(вкл. ЭМ5)(ОК)ДРК2ГМ\ГМ РР5 Р4Ф2Б
При этом, для переключения гидроцилиндра (Ц1) рабочей подачи РП2 выключается распределитель Р3 и выключает регулятор расхода РР3, а вращение ходового винта ГМ(РП2) выключается распределитель Р5 и выключает регулятор расхода РР4.

Для осуществления начала цикла включаются электромагниты ЭМ1 и переключают распределитель Р1 в левое положение. Поток рабочей жидкости от насоса поступает с постоянным давлением, поддерживаемым предохранительным клапаном КП через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р1, обратный клапан дросселя ДРК1 и нагнетается под давлением в гидроцилиндр Ц1. Из сливной полости гидроцилиндра рабочая жидкость сливается в бак через регулятор расхода РР1, распределитель Р1 и сливной фильтр Ф2. На гидромотор поток рабочей жидкости также поступает от насоса с постоянным давлением, поддерживаемым предохранительным клапаном КП1 через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р4(включен ЭМ5), обратный клапан дросселя ДРК2 и нагнетается под давлением в гидромотор ГМ. Из сливной полости гидромотора рабочая жидкость сливается в бак через регулятор расхода РР4, распределитель Р4 и сливной фильтр Ф2.

Реверс ходового винта ГМ и обратное перемещение гидроцилиндра (Ц1)



БНФ1Р1(вкл. ЭМ2)КО1Ц1\Ц1 ДРК 1 Р1Ф2Б

БНФ1Р4(вкл. ЭМ6) КО2ГМ\ГМ ДРК 2 Р4Ф2Б
При этом, для переключения гидроцилиндра (Ц1) обратного перемещения включается распределитель Р1(ЭМ2), а реверс ходового винта ГМ включается распределитель Р4(ЭМ6).

Для осуществления начала цикла включаются электромагниты ЭМ2 и переключают распределитель Р1 в правое положение. Поток рабочей жидкости от насоса поступает с постоянным давлением, поддерживаемым предохранительным клапаном КП через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р1, обратный клапан КО1 и нагнетается под давлением в гидроцилиндр Ц1. Из сливной полости гидроцилиндра рабочая жидкость сливается в бак через дроссель ДРК1, распределитель Р1 и сливной фильтр Ф2. На гидромотор поток рабочей жидкости также поступает от насоса с постоянным давлением, поддерживаемым предохранительным клапаном КП1 через фильтр Ф1. Далее рабочая жидкость проходит через распределитель Р4 (включен ЭМ6), обратный клапан КО2 и нагнетается под давлением в гидромотор ГМ. Из сливной полости гидромотора рабочая жидкость сливается в бак через дроссель ДРК2, распределитель Р4 и сливной фильтр Ф2.

7. Определение полезных расходов рабочей жидкости


Расчет параметров одноштоковых гидроцилиндров Ц1 [5], с. 15.

Для расчета расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра воспользуемся формулой:

Q (7.1)

где, S - рабочая площадь в полости цилиндра, мм2;

V - скорость движения поршня силового цилиндра, м/мин.

Расходы жидкости для быстрых перемещений (быстрых подводов при прямом ходе, быстрых отводов при обратном ходе) для полостей напора и слива определяются по формулам:

Q; Q

где, QmaxH и QmaxC – рабочий расход жидкости в напорной и сливной полости гидроцилиндра при зажиме, л/мин;

VБП –скорость быстрых перемещений хода поршня силового цилиндра, м/мин; VБП =5 м/мин.

Расходы жидкости для зажима гидроцилиндра Ц1

SН, SС, (7.2)

SН = 3,14 ·402/4 = 1256,6 мм2;

SС = 3,14 ·(402-202)/4 = 942,5 мм2.
Q= 6,28 л/мин;

Q= 4,712 л/мин.

Расходы жидкости для быстрого отвода гидроцилиндра Ц1

SС, SН,

SН= 3,14 ·(802-402)/4 = 3769.91мм2;

SС = 3,14 ·802/4 = 5026.32мм2.
Q= 4,712 л/мин.

Q= 6,28 л/мин;

VРП –скорость рабочих перемещений хода поршня силового цилиндра, м/мин; VРП1 = 0,3 м/мин,

Расходы жидкости для гидроцилиндра Ц1

SН, SС,

SН = 3,14 ·402/4 = 1256,6 мм2;

SС = 3,14 ·(402-202)/4 = 942,5 мм2.
Q= 0,38 л/мин;

Q= 0,28 л/мин.

VРП2 = 0,2 м/мин.

Расходы жидкости для гидроцилиндра Ц1

Q= 0,25 л/мин;

Q= 0,19 л/мин.
Расходы жидкости для рабочих перемещений гидромоторов ГМ1 и ГМ2 принимаем по каталогу,

Q.[1, с. 16] (7.3)

Прямое вращение: Qл/мин;

Обратное вращение: Qл/мин;

8. Выбор гидроаппаратуры.


Контрольно-регулирующая гидроаппаратура выбирается из каталогов и справочников по расчётным значениям расходов и давлений. Основным техническим параметром, определяющим расход, является диаметр условного прохода Dу.

Основные параметры гидроаппаратуры

Распределитель Р1. ГОСТ 24679 - 81 [6], табл. 4,4

ВЕ 6.574.41/.220/50; мм, Qн = 12,5 л/мин, Рн=15 МПа, = 0,8 МПа.

Распределитель Р2-3,5. ГОСТ 24679 - 81 [6], табл. 4,4

ВЕ 6.542.41/.220/50; мм, Qн = 12,5 л/мин, Рн=15 МПа, = 0,8 МПа.

Распределитель Р4. ГОСТ 24679 - 81 [6], табл. 4,4

ВЕХ 14.574.41/.220/50; мм, Qн = 12,5 л/мин, Рн=15 МПа, = 0,5 МПа.

Дроссель с обратным клапаном ДРК2 (КВМК 16G.10)

ТУ2-053-1753-87Е [6], табл.5,21;

мм, Qн=63 л/мин, Qмах=120 л/мин, Рн= 10 МПа,

= 0,5 МПа.

Дроссель с обратным клапаном ДРК1 (КВМК 10G.10)

ТУ2-053-1753-87Е [6], табл.5,21;

мм, Qн=60 л/мин, Qмах=120 л/мин, Рн= 10 МПа,

= 0,5 МПа.

Предохранительный клапан КП1 20-10-1к-УХЛ

ТУ2-053-1747-85 [6], табл. 5,6.

мм, Qн=100 л/мин, Рн= 32 МПа, = 0,4 МПа.

Регулятор расхода РР4-5 МПГ55-24 ГОСТ21352-75 [6], табл. 5,13

мм, Qмах=100л/минн= 10 МПа, = 0,3 МПа.

Регулятор расхода РР1-3 МПГ55-22 ГОСТ21352-75 [6], табл. 5,13

мм, Qмах=25л/минн= 10 МПа, = 0,25 МПа.

Фильтр сливной Ф2 ТУ2-053-1641-83Е [6], табл.8,6.

ФС Qн=100 л/мин, Рн=6,3 МПа, = 0,1 МПа.

Фильтр напорный Ф1 20-63-КВ ГОСТ 16026-80 [6], табл.8,9.

мм, Qн=160 л/мин, Рн=0,007 МПа,

= 0,1 МПа

Манометр МТП-60/1-ВУ-4-1,5 ГОСТ 8625-77

[6], табл.8,18.

Рmax=10 МПа, класс точности = 1,5.

Переключатель манометра ПМ-320 ТУ2-053-1707-84Е [6], с.323

Рн=32 Мпа, см3/мин.

9.Расчет параметров трубопроводов

Расчет параметров трубопроводов [5], с.17

При выборе конструктивных параметров трубопроводов учитывается, что с увеличением внутреннего диаметра трубы при одном и том же расходе уменьшаются потери давления, однако увеличиваются размеры и вес трубопроводов.

Внутренний диаметр трубопроводов для различных по назначению участков гидролиний определяется по максимальным расходам, проходящим по ним, и средним скоростям потоков рабочей жидкости в трубопроводах.

Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяется по формулам:



где, dН и dС - внутренние диаметры трубопроводов напора и слива, мм;

Qmax н и Qmax с - максимальные расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива, л/мин;

Qmax н = Qmax с= 76,8 л\мин.

VH и VC - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива, =3 м/мин.



Принимаем dH=dC=25 мм.

Принимаем по ГОСТ 8733-80.

трубу [1, с.307]

Внутренний диаметр трубопроводов во всасывающих линиях определяется по формулам:



VH и VC - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива, =1,5 м/мин.



Принимаем трубу 2-38 по ГОСТ 8733-80.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:





где,  - толщина стенки трубопровода, мм;

P - наибольшее давление в трубопроводе, МПа;

d - внутренний диаметр трубопровода, мм;

ВР - предел прочности на растяжение материала трубопровода для стальных труб, =300 МПа;

КБ  3 для участков с ненапряженным режимом работы.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:



10. Расчет потерь давления в трубопроводах и гидроаппаратах.


Расчет потерь в трубопроводах [5], с.20

Для каждого исполнительного гидравлического органа для линии напора и слива определяют суммарные потери давления на преодоление сил трения, местных сопротивлений и гидроаппаратуры



где, Pн и Pс – суммарные потери давления в линиях напора и слива;

Ртн и Ртс местных сопротивлениях в трубопроводах напора и слива;

Pан и Pас– потери давления в гидроаппаратах потоков напора и слива.

По средней скорости потока рабочей жидкости в трубопроводе при рабочем ходе определяется число Рейнольдса и устанавливается вид режима ее движения для линии напора и слива.



где QPH и QPC – расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин;

REH и REC – числа Рейнольдса для линий напора и слива;

dH и dc – внутренние диаметры трубопроводов линий напора и слива, мм;

– кинематическая вязкость рабочей жидкости, мм2/с;

 = 20 мм2/с;v– расчетная скорость потока рабочей жидкости, м/с2 .

В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов для линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока (Re 2300) по формуле:

Для турбулентного режима течения:

=0,316Re-0.25

Для гидроцилиндра Ц1 (Рабочая подача 1)



- режим течения – ламинарный.



Для гидроцилиндра Ц1 (Рабочая подача 2)



- режим течения – ламинарный.



Для гидромотора ГМ



- режим течения – турбулентный.



Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий напора и слива:

,

где PTH иРТС – потери давления на трение жидкости в трубопроводах напора и слива, МПа;

 - плотность рабочей жидкости,=880 кг/м3;

н с – коэффициенты сопротивления трению;

Lн и Lс – длины трубопроводов напора и слива, м;

Lн= 5,2 м, Lс = 4,8 м.

dн и dс –внутренние диаметры трубопроводов, мм;

dн =dс=25 мм.

Qрн и Qрс – расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин;

Для гидроцилиндра Ц1 (Рабочая подача1)



,

Для гидроцилиндра Ц1 (Рабочая подача2)



,

Для гидромотора ГМ





Расчет потерь давления на местные сопротивления производятся через суммарный коэффициент местных сопротивлений. Но для проектировочных расчётов применяем следующие формулы для расчета потерь давления на местные сопротивления:

,

где – Pмн и Pмс - потери рабочей жидкости на местные сопротивления в напорной и сливной магистралях соответственно, МПа;

Для гидроцилиндра Ц1 (Рабочая подача1)

,

Для гидроцилиндра Ц1 (Рабочая подача2)

,

Для гидромотора ГМ

,

Потери давления в гидроаппаратах определяются из графиков Pном= f(Qном) и с учетом того, что расход в линии для данного аппарата вероятней всего отличается от Qном выполняется расчет для определения действительных потерь в трубопроводах. Для гидрораспределителей:



Для предохранительных, переливных, обратных, дроссели и других нормально закрытых клапанов:



Суммарные потери давления в гидравлических аппаратах для линий напора и слива соответственно определяются следующим образом:



Расчет фактических потерь давления в гидроаппаратах:

        1. Вращение ходового винта ГМ(РП1) и перемещение гидроцилиндра (Ц1)БП

Р2 РР2

БНФ1Р1(вкл. ЭМ1)(ОК)ДРК1Ц1\Ц1 РР1 Р1Ф2Б

Р3 РР3

БНФ1Р4(вкл. ЭМ5)(ОК)ДРК2ГМ\ГМ РР5 Р4Ф2Б

Р5 РР4

Потери давления в напорной линии:

Р1 МПа.

Р4 МПа.

Ф1 МПа

КО(ДРК1) МПа.

КО(ДРК2) МПа.

Потери давления в сливной линии

Р1-3 МПа.

РР1-3 МПа.

РР4-5 МПа.

Р4-5 МПа.

Ф2 МПа.

        1. Вращение ходового винта ГМ(РП1) и перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 1



БНФ1Р1(вкл. ЭМ1)(ОК)ДРК1Ц1\Ц1 РР1 Р1Ф2Б

Р3 РР3

БНФ1Р4(вкл. ЭМ5)(ОК)ДРК2ГМ\ГМ РР5 Р4Ф2Б

Р5 РР4

Потери давления в напорной линии:

Р1 МПа.

Р4 МПа.

Ф1 МПа

КО(ДРК1) МПа.

КО(ДРК2) МПа.

Потери давления в сливной линии

Р1-2 МПа.

РР1,3 МПа.

РР4-5 МПа.

Р4-5 МПа.

Ф2 МПа.

        1. Вращение ходового винта ГМ(РП2) и перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 2

БНФ1Р1(вкл. ЭМ1)(ОК)ДРК1Ц1\Ц1 РР1 Р1Ф2Б

БНФ1Р4(вкл. ЭМ5)(ОК)ДРК2ГМ\ГМ РР5 Р4Ф2Б

Потери давления в напорной линии:

Р1 МПа.

Р4 МПа.

Ф1 МПа

КО(ДРК1) МПа.

КО(ДРК2) МПа.

Потери давления в сливной линии

Р1 МПа.

РР1 МПа.

РР4 МПа.

Р4 МПа.

Ф2 МПа.

        1. Реверс ходового винта ГМ и обратное перемещение гидроцилиндра (Ц1)

БНФ1Р1(вкл. ЭМ2)КО1Ц1\Ц1 ДРК 1 Р1Ф2Б

БНФ1Р4(вкл. ЭМ6) КО2ГМ\ГМ ДРК 2 Р4Ф2Б

Потери давления в напорной линии:

Р1 МПа.

КО1 МПа.

КО2 МПа.

Р4 МПа.

Ф1 МПа.

Потери давления в сливной линии

Р1 МПа.

Р4 МПа.

Ф2 МПа

ДРК1 МПа.

ДРК2 МПа.

Потери давления в гидролиниях

Для каждого исполнительного органа для линий напора и слива определяются суммарные потери давления от преодоления сил трения и гидроаппаратуры по формуле:

;

.

1.Вращение ходового винта ГМ(РП1)





Перемещение гидроцилиндра (Ц1)БП





2.Вращение ходового винта ГМ(РП1)





Перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 1





3.Вращение ходового винта ГМ(РП2)





Перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 2





4.Реверс ходового винта ГМ





Обратное перемещение гидроцилиндра (Ц1)





Так как из расчета визуально видно, что максимальные потери давления будут в напорной и сливной магистралях, подводимых к гидромотору ГМ, то по этим данным и будем вести дальнейшие расчёты.

11. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе


Расчет наибольшего рабочего давления [5], с.21.

Рассчитываем наибольшее рабочее давление которое необходимо создать на входе напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа. Формула для расчета по гидроцилиндру имеет вид.



для гидромотора

где Рр – наибольшее рабочее давление на входе в напорной линии гидравлического исполнительного органа;

Pн иPс – суммарные потери давления в линиях напора и слива;

P– требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе;

Sс и Sн– рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях гидроцилиндра.

Так как в гидросистеме для нескольких исполнительных гидравлических органов применяется один насос, то из наибольших рабочих давлений выбирается максимальное давление. По этому расчетному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан.

1.Вращение ходового винта ГМ(РП1)



Перемещение гидроцилиндра (Ц1)БП



2.Вращение ходового винта ГМ(РП1)



Перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 1



3.Вращение ходового винта ГМ(РП2)



Перемещение гидроцилиндра (Ц1) РП 2





4.Реверс ходового винта ГМ



Обратное перемещение гидроцилиндра (Ц1)



Давление настройки предохранительного клапана определяется по формуле:


12. Расчет объемных потерь и определение производительности насосной установки.


Расчет ведем [5], с.21

Рассчитываем потери, т.е. внутренние утечки для напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа. При этом суммируются объёмные потери не только на работающих участках системы, но и на аппаратах соединенных с линией параллельно. При проектных расчетах объёмные потери могут определяться для гидравлических аппаратов

Qуа=1,210-3Pа;

для гидроцилиндров

Qуц=(2,1...3,0)10-3Pц;

Определяем объемные потери на напорной линии для:

ГМ QГМ=2,110-35,03=0,011 см3/мин;

Ц QЦ=2,110-35,03=0,011 см3/мин;

Р1-3 см3/мин;

Р4-5 см3/мин;

ДРК1-2 см3/мин

РР1-3 см3/мин

РР4-5 см3/мин

Ф2 ,Ф1 см3/мин;

КП см3/мин;

Определим наибольшую производительность насосной установки

Наибольшая подача рабочей жидкости для каждого гидравлического исполнительного органа

Q=Qmax+Qyi

где Q - наибольшая подача рабочей жидкости; Qmax - максимальный расход рабочей жидкости для гидравлического исполнительного органа; Qyi - суммарные объёмные потери.

Расчёт объемных суммарных утечек будем производить для напорной магистрали, ведущей к поворотному гидродвигателю. В сливной магистрали определение этих потерь нецелесообразно, так, как, они не играют важной роли в общей работе гидропривода, а лишь ухудшают его эксплуатационные характеристики. В нашем случаи реверсивного движения будем учитывать потери и в сливной линии.

Суммарные утечки: Q=76,8+6,28+0,011+0,011+0,0223+0,0355+0,0152+0,0123+0,0352+0,00022

 83,1 л/мин.

13. Определение параметров насоса и его выбор


Выбранный насос должен иметь подачу не менее наибольшей подачи n и развивать давление больше, чем то значение, на которое настраивается предохранительный клапан:

Рнк ,

где Рн–давление на входе из насоса; Рк–давление настройки предохранительного клапана. Наибольшая подача рабочей жидкости равна:

Выбор насоса производим из следующих условий:

Выбранный насос должен иметь подачу Qн> 83,1 л/мин; развивать давление: Р > 8,3 МПа.

По рассчитанной наибольшей подаче рабочей жидкости и давлению на которое настраивается предохранительный клапан, выбираем по [6], с.18 табл. 2.1: насос пластинчатый нерегулируемый БГ12-25АМ ГОСТ 13167-82.

Основные параметры пластинчатого регулируемого насоса БГ12-25АМ:

Рабочий объем, см3 80

Подача, л/мин, не менее 102

Давление на выходе из насоса, МПа:

номинальное 12,5

предельное 14

Номинальная частота вращения, об/мин: 1450

Номинальная мощность, кВт 26

КПД при номинальном режиме работы:

объемный, не менее 0,9

полный, не менее 0,85

Определяем рабочую подачу насоса

;

л/мин.

14. Расчет мощности приводного электродвигателя и выбор электродвигателя

Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия



где, Nэ –мощность приводного электродвигателя, кВт;

Qн – подача насоса, л/мин;

Рк–давление настройки предохранительного клапана, МПа;

н–общий коэффициент полезного действия насоса,

Потребляемая насосом мощность определяется по формуле:

кВт.

Расчет производим [5], с.23.

По ГОСТ 19523-81 выбираем асинхронный электродвигатель [4], табл.5,1: тип- 4АН185М2У3; Nн = 20 кВт,n = 1500 мин-1

Для обеспечения синхронизации вращения насоса и электродвигателя применяем редуктор.

15. Построение диаграмм P и Q и определение КПД системы.

Определяем время работы гидроцилиндров Ц1

T=L/ V;

Где L-длинна пути, м;

V-скорость движения, м/мин;

Гидроцилиндр перемещение гидроцилиндра (Ц1)БП

L=0,3 м, V=5 м/мин. Т= 0,3/5  4 сек.

Гидроцилиндр перемещение гидроцилиндра (Ц1)РП1

L=0,3 м, V=0,3 м/мин. Т= 0,3/0,3  60 сек.

Гидроцилиндр перемещение гидроцилиндра (Ц1)РП2

L=0,2 м, V=0,2 м/мин. Т= 0,2/0,2  60 сек.

Гидроцилиндр перемещение гидроцилиндра (Ц1)БО

L=0,8 м, V=5 м/мин. Т= 0,8/5  10 сек.

Для гидромотора ГМ:

Так как в цикле работы должно бать обеспечено одновременность работы гидромотора и гидроцилиндра, то время работы гидромотора принимаем равным время работы гидроцилиндра на каждом движении.

Вращение ходового винта ГМ(РП1) Т= 64 сек.

Вращение ходового винта ГМ(РП2) Т= 60 сек.

Реверс ходового винта ГМ(БН) Т= 10 сек.



Рис.15.1 Диаграмма перепадов давления


Рис.15.1 Диаграмма расходов рабочей жидкости

16. Расчет КПД гидросистемы


Коэффициент полезного действия гидравлической системы гидропривода определяется как отношение полезной работы к затраченной



где , Qpj , tj– полезный перепад давления, рабочий расход жидкости, время работы в течение цикла каждого гидравлического исполнительного органа;

Pк– давление настройки предохранительного клапана;

tц–время цикла.


Коэффициент полезного действия гидравлической системы мал так как , существует наличие в местах соединений утечек рабочей жидкости, а также, из-за большого расхождения между расходом масла при быстрых перемещениях и рабочими ходами.

17. тепловой расчет привода


При работе гидропривода происходит нагрев рабочей жидкости из-за потерь мощности, так как энергия, затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидросистеме, превращается в теплоту, поглощаемой рабочей жидкостью. Тепловой режим гидропривода должен быть таким, чтобы превышение температуры в баке над температурой окружающей среды было в пределах допустимого. Полученная рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающею среду через стенки бака, а если этого недостаточно то устанавливается теплообменник. Среднее количество теплоты, выделяемое гидравлической системой в единицу времени, равно потере мощности.





Требуемая поверхность излучения и объем рабочей жидкости в баке

,

где, Sб - площадь поверхности излучения бака, м2;

V - объём рабочей жидкости в баке, л;

tб - разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды, можно принять tб=35 С;

Кб - коэффициент теплопередачи бака, Вт/(м2*с); можно принять Кб=23 Вт/(м2*с).



Для уменьшения объема бака применяется теплообменник, требуемая площадь поверхности охлаждения которого определяется по отводимому им избыточному количеству теплоты

где SТ – площадь поверхности излучения теплообменника, мм;

Т – количество теплоты, отводимое теплообменником, Дж;

tТ – расчетный перепад температур в теплообменнике, ОС;

КТ – коэффициент теплообмена в теплообменнике ,

КТ=50 Вт/м2*ОС.

Т= - б;

Принимаемый объем бака V=2,5-3QH=300 л.


Т= 13,57 – 6,0 = 7,57 кВт.




18.Выбор и обоснование основных конструктивных элементов гидродвигателя

В разработанной гидравлической схеме применен односторонний поршневой гидроцилиндр.

Гидроцилиндр состоит из крышек (поз.1 и 6), в которых устанавливается гильза гидроцилиндра (поз. 3 ) . Крепление гильзы гидроцилиндра и крышек осуществляется гайками (поз. 15). На штоке (поз. 8) располагается поршень (поз. 2), который закреплен упором (поз. 7) и разрезной гайкой (поз. 5) (гайка фиксируется с помощью винта (поз. 13)). Для уплотнения поршня и гильзы используются поршневые кольца (поз. 20) (3 шт.). Для герметизации штока применяется шевронное уплотнение(поз.17-19), натяг которых можно регулировать с помощью прижимам крышки (поз. 10) к корпусу (поз. 1). В самой крышке (поз. 10) для очищения штока от грязи и пыли применен грязесъемник (поз. 16), закрепленный с помощью крышки (поз. 12). Крепление гидроцилиндра происходит с помощью штифтов и винтов, устанавливаемых в отверстиях крышки (поз. 6) и кронштейна (поз. 9).

Рабочая жидкость поступает в гидроцилиндр через резьбовые отверстия К3/8“ в крышках (поз. 1) и (поз. 6).

На штоке используется присоединительная резьба М10х0,5-6g.

Литература




  1. Башта Т.М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. –М.: Машиностроение, 1982 – 423 с.

  2. Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. – Киев: Высш. школа, 1980. – 231с.

  3. Гидроприводы и гидрооборудование в станкостроении /А.Я. Оксененко, Наумчик Ф.А. и др. – М.: НИИмаш, 1982. –112 с.

  4. А. В. Кузьмин и др. ''Расчеты деталей машин'' Мн.: Выш. школа, 1986. – 400с.

  5. Методическое пособие по курсовому проектированию по дисциплине ''Гидравлика, гидропривод и гидропневмоавтоматика оборудование'' / под ред. В.И. Глубокий –Мн.1992

  6. Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы. - М.: Машиностроение, 1982. - 464 с.






БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации