Курсовая работа расчет объёмного гидропривода - файл n1.doc

Курсовая работа расчет объёмного гидропривода
скачать (955.5 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.doc956kb.07.07.2012 03:10скачать

n1.doc

Федеральное агенстсво по образованию

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)
Кафедра «Подъемно-транспортные, тяговые машины и гидропривод»


РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА

МОБИЛЬНЫХ МАШИН

Пояснительная записка

Выполнил: студент

Омск – 2010 г.
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ………………………………………………………………..2
1.Исходные данные для расчёта объёмного гидропривода…………….4


2.Описание принципиальной гидравлической схемы…………………..5
3. РАСЧЁТ ОБЪЁМНОГО ГИДРОПРИВОДА……………………...….5
3.1.Определение мощности гидропривода и насоса……………...……6
3.2.Выбор насоса……………………………………………………..…...6
3.3.Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей

движения жидкости………………………………………………............8
3.4.Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей

жидкости………………………………………………………...………..9
3.5.Расчёт потерь давления в гидролиниях………………………..…..12
3.6.Расчёт гидроцилиндров………………………………………...…...15
3.7.Тепловой расчёт гидропривода………………………………..…...18
ЗАКЛЮЧЕНИЕ……………………………………………………..…...22
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ……………………………………………….22


ВВЕДЕНИЕ

Объёмный гидропривод - это комплекс конструктивно сложных и

технологически трудоёмких устройств, для изготовления которых необходимы

высококачественные материалы, точные литые заготовки из чугуна и

алюминиевых сплавов, прецизионные агрегатные станки с ЧПУ и

автоматические линии термической, механической обработки и

гальванопокрытий, испытательные стенды, метрологическое обеспечение.

Для создания нового гидрооборудования и на его основе разработки

новых мобильных машин с объёмным гидроприводом надо иметь специальные

знания, обобщенные справочные данные, отражающие современные

достижения в этой области.

Под объемным гидроприводом понимают 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. Если рабочая жидкость подается

в объемный гидродвигатель насосами, то гидропривод называют насосным.

Часть насосного гидропривода, предназначенную для передачи движения от приводящего двигателя к механизмам машины, называют объёмной

гидропередачей.

По характеру движения выходного звена различают объёмные

гидроприводы вращательного, поступательного и поворотного движения.

По возможности регулирования различают гидроприводы регулируемые

и нерегулируемые, по способу регулирования – с ручным и автоматическим

регулированием, по циркуляции рабочей жидкости - с замкнутой и

разомкнутой циркуляцией. В регулируемом гидроприводе скорость

выходного звена объемного гидродвигателя может изменяться по

требуемому закону.

К основному гидрооборудованию объемного гидропривода относятся

гидромашины (насосы и насосы-моторы), гидродвигатели (гидроцилиндры и

гидромоторы), гидроаппараты (гидрораспределители, гидроклапаны,

регуляторы, делители и сумматоры потоков), кондиционеры рабочей

жидкости (очистители, теплообменники, гидробаки и гидроаккумуляторы),

гидролинии и их элементы (трубопроводы и соединительная арматура).

К вспомогательному гидрооборудованию относятся устройства,

предназначенные для подпитки насоса рабочей жидкостью (эжекторы),

выпуска воздуха из гидросистемы или для сообщения ее с атмосферой

(вентили, краны, фильтры сапуны), измерения расхода, давления,

температуры и уровня рабочей жидкости, частоты вращения и крутящего

момента гидромашин, для соединения трубопроводов (быстроразъемные

муфты и полумуфты) и др.


Объемный гидропривод имеет следующие преимущества.

1. Высокая компактность при небольших массе и габаритных размерах

гидрооборудования по сравнению с массой и габаритными размерами

механических приводных устройств той же мощности, что объясняется

отсутствием или применением в меньшем количестве таких элементов, как

валы, шестеренные и цепные редукторы, муфты, тормоза, канаты и др.

2. Возможность реализации больших передаточных чисел. В объемном

гидроприводе с использованием высокомоментных гидромоторов

передаточное число может достигать 2000.

3. Небольшая инерционность, обеспечивающая хорошие динамические

свойства привода. Это позволяет уменьшить продолжительность рабочего

цикла и повысить производительность машины, так как включение и

реверсирование рабочих органов осуществляются за доли секунды.

4. Бесступенчатое регулирование скорости движения, позволяющее по-

высить коэффициент использования приводного двигателя, упростить

автоматизацию привода и улучшить условия работы машиниста.

5. Удобство и простота управления, которые обусловливают небольшую

затрату энергии машинистом и создают условия для автоматизации не только

отдельных операций, но и всего технического процесса, выполняемого

машиной.

6. Независимое расположение сборочных единиц привода, позволяющее

наиболее целесообразно разместить их на машине. Насос обычно

устанавливают у приводного двигателя, гидродвигатели - непосредственно у

исполнительных механизмов, элементы управления - у пульта машиниста,

исполнительные гидроаппараты - в наиболее удобном по условиям

компоновки месте.

7. Надежное предохранение от перегрузок приводного двигателя, с

привода, металлоконструкций и рабочих органов благодаря установке

предохранительных и переливных гидроклапанов.

8. Простота взаимного преобразования вращательного и поступательного

движений в системах насос - гидромотор и насос - гидроцилиндр.

9. Применение унифицированных сборочных единиц (насосов,

гидромоторов, гидроцилиндров, гидроклапанов, гидрораспределителей,

фильтров, соединений трубопроводов и др.), позволяющее снизить

себестоимость привода, облегчить его эксплуатацию и ремонт, а также

упростить и сократить процесс конструирования машин.


  1. Исходные данные для расчёта объёмного гидропривода


ГИДРОПРИВОД ПОСТУПАТЕЛЬНОГО

ДВИЖЕНИЯ




№ варианта

параметры



4

Номинальное давление гидропривода

pном, МПа


10

Усилие на штоке гидроцилиндра

толкающем F, кН


-

Усилие на штоке гидроцилиндра тянущем,F, Н


25000

Скорость перемещения штока

гидроцилиндра V, м/с


0,2

Длины

гидролиний, м


всасывающей l вс

(от бака к насосу)


1,5

напорной l нап(от насоса к распределителю)


2

исполнительной l исп

(от распределителя к

гидроцилиндру)


4

сливной l сл

(от распределителя к баку)


2

Местные

сопротивления


угольник сверленый


2

угольник с поворотом 900


3

Штуцерприсоединительный


6

муфта разъемная


2

колено плавное 90 0


4

Температурный режим работы

(окружающей среды), 0С


-10….+40



  1. Описание принципиальной гидравлической схемы

Рис. 1. Схема гидропривода возвратно-поступательного движения

Типовая гидравлическая схема включает следующие элементы: масляный бак (7), насос постоянной производительности (1), секционный распределитель (2), гидроцилиндр (5) подъёма и опускания, обратный клапан (3),фильтр очистки масла(6).

3. РАСЧЁТ ОБЪЁМНОГО ГИДРОПРИВОДА

Для расчета гидропривода необходимы следующие основные исходные

данные:

- выходные параметры гидродвигателя, исполнительного механизма;

- номинальное давление в гидросистеме;

- режимы работы;

- принципиальная гидравлическая схема;

- значение температуры окружающего воздуха и др.

При расчете гидропривода принимается ряд допущений, основными из

которых являются следующие: рабочая жидкость считается несжимаемой;

температура жидкости, основные физические свойства жидкости (плотность,

вязкость, модуль объемной упругости и др.) принимаются постоянными;

рассматриваются установившийся режим работы гидропривода;

коэффициенты гидравлических сопротивлений постоянны; разрыв потока

жидкости при работе гидропривода не происходит; подача насоса,

питающего гидросистему, постоянна.

3.1. Определение мощности гидропривода и насоса

Мощность гидропривода определяют по заданным нагрузкам и

скоростям гидродвигателей, обеспечивающих привод исполнительных

механизмов.

Полезную мощность гидродвигателя возвратно-поступательного

действия (гидроцилиндра) определяют по формуле:

Nгдв = F V, (1)

где NГДВ – мощность гидродвигателя, кВт;

F – усилие на штоке, кН;

V – скорость движение штока, м/с.

Nгдв = 25000·0,2 = 5000Вт = 5 кВт.

На первом этапе расчёта гидропривода потери давления и расхода

рабочей жидкости учитывается коэффициентами запаса по усилию и по

скорости.

Коэффициент запаса по усилию учитывает гидравлические потери

давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний, а также потери

мощности на преодоление инерционных сил, сил механического трения в

подвижных соединениях и т.д.

Коэффициент запаса по скорости учитывает утечки рабочей жидкости,

уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме.

Полезную мощность насоса определяем исходя из мощности

гидродвигателя с учётом потерь энергии при её передаче от насоса к

гидродвигателю по формуле:

NНП = kзу kзс NГДВ , (2)

где NНП – мощность насоса, кВт;

kзу – коэффициент запаса по усилию, kзу = 1,2;

kзс – коэффициент запаса по скорости, kзс = 1,3. [6, стр.9]

NНП = 1,2·1,3·5 = 7,8 кВт

3.2. Выбор насоса

Зная необходимую полезную мощность насоса, и учитывая, что она

связана с номинальным давлением и подачей зависимостью Nнп = pном Qн ,

можно найти подачу и рабочий объём по формулам:
(3)

(4)

где Qн – подача насоса, дм3/с; Qн = qн nн;

pном – номинальное давление, МПа;

qном – рабочий объём насоса, дм3;

Nнп – мощность насоса, кВт;

nн – частота вращения вала насоса,= 25 об/с
Qн =7.8/10=0.78 дм3/об ; qн=7.8/10*25=19.5 cм3.
Выбираем насос по двум параметрам, ближайшим к расчётным:

номинальному давлению Рном = 10 МПа и рабочему объёму насоса qн = 19,5

см3. [2, стр.38, 39]



По технической характеристике выбранного насоса производим

уточнение действительной подачи насоса:
Qнд = qндnндήоб , (5)
где Qнд – действительная подача насоса, дм3/с;

qнд – действительный рабочий объем насоса, дм3 (дм3/об);

nнд – действительная частота вращение вала насоса, с-1 (об/с);

ήоб– объемный КПД насоса.
Qнд = 28,1·25·0,965=677,912см3/с = 0,678 дм3
Действительная частота вращения вала насоса nнд в формуле (5)

отличается от номинальной частоты вращения вала насоса из его

технической характеристики и берётся равной частоте nн , принятой в

формуле (4).

3.3. Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей

движения жидкости

Расчётные значения внутренних диаметров всасывающей, напорной и

сливной гидролиний определяем из уравнения неразрывности потока

жидкости с учётом размерностей по формуле:
(6)

где dp –расчетное значение внутреннего диаметра (напорной,

всасывающей и сливной) гидролиний, м;

Qнд – действительный расход жидкости (подача насоса), дм3/с;

VЖ – скорость движение жидкости в (напорной, всасывающей и

сливной) гидролиниях, м/с.

Скорость движение жидкости выбираем в зависимости от назначения

гидролинии таким образом, чтобы для уменьшения потерь давления на

гидравлическое трение режим движения был ламинарным или близким к

нему из технической литературы [3, стр.48]:
всасывающая……1,2 м/с;

сливная…………..2,0 м/с;

напорная…………5,0 м/с.
По вышеуказанной формуле (6) находим значения внутренних

диаметров каждой гидролинии:
dрвс===0,026м=26,83 мм;

dрсл===0,020м=20,78 мм;

dрнп===0,013м=13,14 мм;


По расчётным значениям внутреннего диаметра гидролиний производим

выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение

диаметра трубопровода будет больше расчётного, т.е d ? d сл ;d нп;d вс.
dвс, dсл, dнп – действительный диаметр (напорной, сливной и

всасывающей) гидролиний.
dвс = 27мм = 0,027 м;

dсл = 21мм = 0,021 м;

dнп = 14мм = 0,014 м.
Значение толщины стенки примем конструктивно равным 3 мм (0,003м)

из ГОСТ 8734-75.

Произведём определение действительных скоростей движения жидкости

в каждой из гидролиний по формуле:
(7)


где Vжд – действительное значение скорости движения жидкости, м/с;

d – действительное значение внутреннего диаметра гидролинии, м;

Qнд – действительный расход жидкости, дм3/с.
Vждвс =

Vждсл =

Vжднп =

3.4. Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Гидроаппаратуру (распределители, обратные клапаны, гидрозамки,

предохранительные клапаны и др.) будем выбирать по условному проходу и

номинальному давлению. Дополнительным параметром для

гидроаппаратуры является номинальный расход рабочей жидкости.

Под условным проходом dу по ГОСТ 16516-80 понимается округлённый

до ближайшего значения из установленного ряда диаметр круга, площадь

которого равна площади характерного проходного сечения канала устройства

или площади проходного сечения присоединяемого трубопровода.

Соотношение между условными проходами и действительными

внутренними диаметрами по ГОСТ 16516-80:

Всасывающая гидролиния – dувс = 32 мм = 0,032 м;

Сливная гидролиния – dусл = 25 мм = 0,025 м;

Напорная гидролиния – dунп = 16 мм = 0,016 м.

По известным нам условным проходам, номинальному давлению и

расходу рабочей жидкости выбираем гидроаппараты [2]




Основные параметры обратного клапана 61100.

Условный проход – 16мм; Номинальный расход – 63 дм3/мин Масса, кг – 0,52.
Основные параметры дросселя с обратным клапаном типа 62600.

Условный проход – 16мм;

Номинальный расход – 63 дм3/мин

Давление, МПа:

номинальное – 32;

максимальное – 35.

Масса, кг – 1,1.

Основные параметры дросселя с регулятором потока ПГ55-25.

Условный проход – 32мм;

Давление, МПа:

номинальное – 20;

минимальное:

при расходе до 50 % номинального – 0,5;

при расходе свыше 50 % номинального – 0,8;

Перепад давления в регуляторе, МПа, не менее – 0,15;

Расход рабочей жидкости, дм3/мин:

номинальный - 160;

минимальный – 0,20;

Допускаемое отклонение установленного расхода при изменении давления от

минимального до номинального, не более:

дм3/мин – 0,03 при расходе до 0,3;

% - ± 5 при большем расходе;

Утечки при полностью закрытом дросселе и номинальном рабочем давлении,

дм3/мин, не более – 0,18;

Масса, кг – 12,0.

В качестве кондиционера для очистки рабочей жидкости от

загрязняющих примесей в гидроприводе применим фильтр, который

выбираем в зависимости от требований, предъявляемых к чистоте рабочей

жидкости, по следующим параметрам: условному проходу (dусл = 25 мм =

0,025 м), номинальной тонкости фильтрации (25 мкм), номинальной

пропускной способности (52,1 дм3/мин) и номинальному давлению (16МПа).

Так как тонкость фильтрации для насоса необходима 25 мкм, а

номинальная пропускная способность 52,1 дм3/мин, то ближайший фильтр,

подходящий нашим условиям 1.1.25 – 25/16

Основные параметры и размеры фильтра 1.1.25-25/16

Присоединение резьбовое;

Номинальная пропускная способность, дм3/мин – 63;

Тонкость фильтрации, мкм – 25;

Номинальное давление, МПа – 1,6;

Фильтроэлемент:

Обозначение – 640-1-05;

Число элементов – 1;

Материал фильтрующей шторы – БФМ.
Характеристика предохранительного клапана прямого действия типа

520.20.10.01

Условный проход, мм – 251;

Диапазон регулирования давления, МПа – 10…32;

Расход рабочей жидкости, дм3/мин:

номинальный – 250;

максимальный – 400.

Выбор рабочей жидкости произведём на основе анализа режимов работы

и условий эксплуатации гидропривода с учётом конструктивных

особенностей установленного гидравлического оборудования, главным

образом – насоса.

Выбираем рабочую жидкость типа: АУ (ГОСТ 164275

(заменитель))

Плотность, кг/м3 – 886 – 896;

Кинематическая вязкость, мм2/с:

при +100 °С, не ниже – 3,9;

при +50 °С, не ниже – 12;

при – 15 °С, не ниже – 650;

при – 40 °С, не ниже – 20000;

при – 50 °С, не ниже – ---------.

Температура,°С:

застывание – -45;

вспышки – 163;

рабочий диапазон – -30 – +60;

Кислотное число, мг КОН на 1 г масла (без присадок) – 0,07;

Зольность, % не более – 0,005;
3.5. Расчёт потерь давления в гидролиниях

Определение потерь давления при движении жидкости в гидролиниях

необходимо для более точного расчёта гидродвигателя, а также для

определения гидравлического КПД гидропривода.

Потери давления определяют отдельно для каждой гидролинии

(всасывающей, напорной, сливной) при определённой температуре рабочей

жидкости. В соответствии с принципом наложения потерь потери давления в

гидролинии определяют по формуле:

p = ∆pl + ∆pм , (8)
где p – потери давления в гидролинии, МПа;

?pl - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа;

?pм потери давления в местных сопротивлениях, МПа.

Потери давления по длине гидролинии (путевые) определяются по

формуле:
(9)
где ? – коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси);

l - длина гидролиний, м;

p – плотность рабочей жидкости, кг/м3.

При подстановке в формулу (9) длины гидролинии следует учитывать,

что для всасывающей гидролинии l = l вс = 1,5 м;

напорной гидролинии l = l нап + l исп = 2,0 + 4,0= 6,0 м;

сливной гидролинии l = l сл + l исп = 2,0 + 4,0 = 6,0 м.
Коэффициент путевых потерь зависит от режима движения жидкости,

а) для ламинарного режима ? = 75 / Re, если Re < 2320; (10)

б) для турбулентного режима ? = 0,3164 / Re0.25 если Re > 2320 (11)

Число Рейнольдса определяется по формуле



(12)
где Vжд – действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

d – внутренний диаметр гидролинии, м;

? – кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м2/с.

Принимаем ? = 12 мм2/с = 12·10-6 м2/с, т.к. по условию температура

рабочей жидкости 35 – 65 оС.

Определяем число Рейнольдса:
Reвс=
Reсл=
Reнп=

Значит, в нашем случае в трубопроводах присутствует турбулентный

режим. Определяем коэффициент Дарси


?вс =
?сл =
?нп =
Теперь найдём потери давления по длине гидролинии:
?plвс = ?вс МПа;


?plсл = ?сл МПа;

?plнп = ?нп МПа;
Потери по длине во всех гидролиниях определяем по формуле:
?pl = ?plвс+ ?plсл+ ?plнп (13)

?pl = (1514,47+20225,581+134918,46)·10-6 =156658,51·10-6 МПа

Потери давления в местном сопротивлении определяются по формуле:



(14)

где ?рм – потери давления в местном сопротивлении, МПа;

? - коэффициент местного сопротивления;

Vжд – действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

? – плотность рабочей жидкости, кг/м3.

По условию:

Местные сопротивления: а)сверленый угольник – 2 шт.;

б) присоединительный штуцер – 6 шт.;

в) разъёмная муфта – 2 шт.;

г) угольник с поворотом 900 – 3шт.;

д) колено плавное 900–4шт.

Назначаем значения коэффициентов и распределяем местные

сопротивления по всей гидролинии [3, приложение 5 стр. 50].

?вс = 3,4;

?сл = 3,95;

?нп = 6,95.

?pмвс = ?вс*
?pмнп = ?нп*
?pмсл = ?сл*
Находим потери во всех местных сопротивлениях по формуле:
?pм= ?pмвс+?pмсл+?pмнп (15)
?pм= (2106,09+6685,7+ 59552,3)·10-6= 68344,09·10-6 МПа.
Общая потеря давления составляет:
?p = ?pl + ?pм = (140139,6 + 68344,09)·10-6 =208483,69·10-6 МПа.


3.6. Расчёт гидроцилиндров
Поршневые гидроцилиндры двустороннего действия с односторонним

штоком являются самыми распространёнными гидродвигателями

поступательного движения выходного звена.

Основными параметрами гидроцилиндров являются: усилии на штоке F,

скорость штока V, диаметр поршня D, диаметр штока d, и ход штока L.

Усилие на штоке, скорость штока и ход штока заданы, а диаметры поршня и

штока рассчитываются. Расчётная схема гидроцилиндра приведена на

рисунке 2.




Для гидроцилиндра со штоковой рабочей полостью Б (шток втягивается,

см. рисунок 2) диаметр поршня определим из формулы:



где F – усилие на штоке, Н;

р2 – давление в штоковой полости, Па, р2 = рном – ?pн , здесь рном –

номинальное давление, ?pн – потери давления в напорной

гидролинии;

D – диаметр поршня, м;

d – диаметр штока, м;

р1 – давление в поршневой полости, Па, р1 = ?pс , здесь ?pс – потери

давления в сливной гидролинии.

Решив уравнение (16) относительно диаметра поршня при выбранном

значении ? = d/D, получим


Задавшись значением коэффициента ? = d/D = 0,45 [6, стр.15] решим

данное уравнение.



Так как ? = d/D = 0,45, то d = D · ? = 0,064 · 0,45 = 0,0288м
Кроме определения диаметров поршня и штока из условия обеспечения

заданного усилия F, необходимо произвести ещё расчёт гидроцилиндра по

обеспечению заданной скорости движения штока V.

В этом случае диаметр поршня вторично определяется из уравнения

неразрывности потока жидкости (Qнд = VSэф , здесь Sэф – эффективная

площадь поршня) по формуле для гидроцилиндра со штоковой рабочей

полостью:

где D – диаметр поршня, м;

Qнд – расход жидкости, м3/с;

V – скорость движения штока, м/с;

? – коэффициент, ? = d/D.
D=D2=

По известным значениям диаметров поршня, полученным по

уравнениям (17) и (18), находим его среднее значение




Dср = (0,064 + 0,083)/2 = 0,0735 м,
значит среднее значение диаметра штока равна

d = D · ? = 0,0735 · 0,45 = 0,033м
Основные параметры гидроцилиндров, в том числе диаметры поршня и

штока, регламентируются ГОСТ 6540 – 68 «Гидроцилиндры и

пневмоцилиндры. Ряды основных параметров» и другими нормативно-

техническими документами, по которым и выбираются ближайшие к

средним расчётным значениям диаметры поршня D и штока d. Общие

технические требования к гидроцилиндрам определяются ГОСТ 16514 – 87.

Выбираем диаметры поршня и штока по ГОСТ 6540 – 68, получаем:
D = 0,070 м, d = 0,032 м .
По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d

определяем действительное усилие Fд, развиваемое гидроцилиндром, по

формуле (16).
Fд=9800308*
Действительную скорость движения штока определяем из уравнения

неразрывности потока жидкости по формуле:
Vд=Qнд/Sэф, (20)
где Vд – действительная скорость штока, м/с;

Qнд – расход жидкости, м3/с;

Sэф – эффективная площадь поршня, м2, Sэф = ?/4·(D2 – d2), здесь d и

D – стандартные значения диаметров штока и поршня

соответственно.
Sэф = ?/4·(0,0702 – 0,0322) = 0,003 м2;
Vд = 0,868?10?3 /0,003 = 0,289 м/с.


Произведём сравнение действительных и заданных параметров по

относительным величинам:



?V=1.89%
?F=


3.7. Тепловой расчёт гидропривода

Тепловой расчёт гидропривода приводятся с целью определения

температуры рабочей жидкости, объёма гидробака и выяснения

необходимости применения специальных теплообменных устройств.

Основными причинами выделения тепла в гидроприводе являются:

внутреннее трение рабочей жидкости, дросселирование жидкости при

прохождении различных элементов гидропривода, трение в

гидрооборудовании и др.

Количество тепла, выделяемое в гидроприводе в единицу времени,

эквивалентно теряемой в гидроприводе мощности.

Тепловой расчёт гидропривода ведётся на основе уравнения теплового

баланса:
Qвыд = Qотв , (23)
где Qвыд – количество тепла, выделяемого гидроприводом в единицу

времени (тепловой поток), Вт;

Qотв – количество тепла, отводимого в единицу времени, Вт.

Количество выделяемого тепла определяется по формуле:



где Qвыд – количество тепла, выделяемого гидроприводом в единицу

времени, Вт;

Nн – мощность привода насоса (потребляемая), Вт;

?гм – гидромеханический КПД гидропривода;

kв – коэффициент продолжительности работы гидропривода;

kд – коэффициент использования номинального давления;

Рном – номинальное давление, Па;

Qнд – действительная подача насоса, м3/с;

?н – полный КПД насоса из его технической характеристики.

Гидравлический КПД гидропривода находят по формуле:
?гм = ?гмн· ?гмгдв· ?г , (25)
где ?гмн , ?гмгдв – гидромеханические КПД насоса и гидродвигателя

соответственно;

?г – гидравлический КПД гидропривода, учитывающий потери

давления в гидролиниях.

Гидравлический КПД гидропривода равен:



где рном – номинальное давление, МПа;

?рн , ?рс , ?рвс – потери давления в напорной, сливной и

всасывающей гидролиниях соответственно, МПа.

Отсюда

Следует отметить, что в технических характеристиках насосов обычно

приводят значения полного и объёмного КПД. Поэтому гидромеханический

КПД определяем из выражения для полного КПД гидромашины:
?н = ?гм · ?мн· ?обн = · ?гмн· ?обн , (27)
где ?н – полный КПД насоса;

?гн – гидравлический КПД;

?мн – механический КПД;

?обн – объёмный КПД;

?гмн – гидромеханический КПД.

Из формулы (27), зная ?обн и ?н , находим ?гмн:
?гмн = ?н / ?обн = 0,91/0,965 = 0,943
Значения гидромеханического КПД гидроцилиндров примем равным

0,98.

Принимаем kв = 0,5; kд = 0,7. [6, табл.2 стр.21]

Зная значения ?гмн , ?г , ?гмгдв найдём гидромеханический КПД по

формуле (25):
?гм = 0,943·0,984·0,98 = 0,909.
Теперь можно определить количество выделяемого тепла по формуле

(24):
Qвыд=
Количество тепла, отводимого в единицу времени от поверхностей

металлических трубопроводов, гидробака при установившейся температуре

жидкости, определяют по формуле:




где Qотв – количество отводимого в единицу времени тепла, В.;

kтп – коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости в окружающий

воздух, Вт/(м2град);

tж – установившаяся температура рабочей жидкости, 0С, tж ? 60…70 0С;

tо – температура окружающего воздуха, 0С;

- суммарная площадь наружной теплоотводящей поверхности

трубопроводов (всасывающей, напорной, сливной гидролиний) м2,

Sri = ?(di + 2?i)li , здесь di – внутренний диаметр; ?i – толщина стенки; li -

длина i – го трубопровода;

Sб – площадь поверхности гидробака, м2.

Для практических расчётов принимаем kтп = 15 Вт/(м2·град), как

коэффициент при свободном обтекании воздухом элементов гидропривода

[6, стр.22]

Srвс= ?(dувс + 2?вс)lвс = 3,14 · (0,032 + 2·0,003) · 1,5 = 0,779 м2;

Srсл= ?(dусл + 2?сл)lсл = 3,14 · (0,025 + 2·0,003) ·6 = 0,584 м2;

Srнп= ?(dунп + 2?нп)lнп = 3,14 · (0,016 + 2·0,003) · 6 = 0,414 м2;

Т.к. нам известно, что по формуле (23) Qвыд = Qотв = 303,8 Вт. Из

формулы (28) определим площадь поверхности гидробака.
Расчётная площадь поверхности гидробака связана с его объёмом

следующей зависимостью:


Sб = 0,0653 V (29)


где Sб –площадь поверхности гидробака, м2;

V – объём гидробака, дм3.


Sб=м2
Так как число получилось отрицательное жидкость будет эфективно охлаждаться в гидролиниях соответственно установка теплообменнника не требуется.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной работе на конкретном методическом примере расчёта

объёмного гидропривода иллюстрируется, что для эффективного

решения подбора необходимых устройств объемного гидропривода (гидро-

машины, гидродвигатели, гидроаппараты, кондиционеры рабочей жидкости,

гидролинии и их элементы) необходимо произвести расчёт. Очень важно не

допускать ошибок в любых вычислениях и единицах измерения, т.к. при

ошибке можно выбрать такое устройство, которое в процессе эксплуатации

гидропривода не будет удовлетворять требованиям, предъявляемым к

агрегату в целом.

Результаты выполненной работы позволяют сделать вывод о

достаточной точности выполнения расчётов и выбора гидроаппаратуры.

Стоит отметить, что отношение объёма гидробака к номинальной подаче

насоса удовлетворяет тому условию, что для данного гидропривода нет

необходимости устанавливать теплообменник, что, в свою очередь делает

систему проще и не требует лишних затрат.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Башта Т.М., Руднев С.С., Некрасов Б.Б. и др. Гидравлика,

гидромашины и гидроприводы. – М.: Машиностроение, 1982. – 423 с.

2. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин:

Справочник. – М.: Машиностроение, 1983. – 301 с.

3. Курсовое и дипломное проектирование гидроприводов мобильных

машин с применением ЭВМ: Учебное пособие /Т.В.Алексеева, Н.С.Галдин,

Э.Б.Шерман. – Омск: ОмПИ, 1990. – 88 с.

4. Задания на курсовую работу по гидроприводу дорожно-строительных

машин /Сост.: Т.В.Алексеева, Н.С.Галдин, В.С.Башкиров, В.П.Шаронов;

СибАДИ. – Омск, 1984. – 36 с.

5. Приложения к заданиям на курсовую работу по гидроприводу

дорожно-строительных машин /Сост.: Т.В.Алексеева, Н.С.Галдин,

В.С.Башкиров, В.П.Шаронов; СибАДИ. – Омск, 1984. – 35 с.

6. Расчёт объёмного гидропривода мобильных машин: Методические

указания для курсового проектирования по дисциплинам «Гидравлика»,«Гидравлика и объёмный гидропневмопривод» /Сост. Н.С.Галдин; СибАДИ.– Омск, 2003. – 28 с.

7. Кузнецов Н.И. Международная система единиц (СИ). – Минск:

«Высшая школа», 1965. – 97 с.




Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации