Объемный гидропривод машины (работа 1)
1. Описание работы и свойств гидравлической схемы
В гидравлическую схему включены гидромашины (насосы, гидродвигатели), приборы, гидроаппараты, гидролинии, которые обеспечивают работу двухпо-точной объемной гидропередачи. Количество рабочих органов – 2, машины циклического действия. По заданию рабочие органы работают в цикле по 5 с. не одновременно, рабочий цикл составляет 15 с. Приводы рабочих органов – реверсивные, нерегулируемые.
1.1 Работа гидравлической системы
При электрогидравлическом управлении используют сочетание малого управляющего распределителя (пилота) с электрическим управлением и большого (силового) управляемого распределителя с гидравлическим управлением.
При подаче напряжения на обмотку одного из электромагнитов пилота его золотник перемещается, пилот становится в рабочую позицию и соединяет напорную линию с одним из торцов силового распределителя. Это приводит к постановке последнего в рабочую позицию. Жидкость большим потоком пойдет (для Р02):
Б-Н3,4-КП5-Р4-КП6-КП7-Ц – КП6-КП7-Р4-Р6-АТ-Ф1…ФЗ-Б.
Для выключения РО4 нужно убрать электросигнал с торца управляемого электрораспределителя, который переключится в нейтральное положение. Давление на торце силового распределителя исчезнет, и он встанет в нейтральное положение.
При гидравлическом управление распределителем (Р1).Элементы Н1, КП1, Р1 и М образуют силовую гидропередачу, а элементы Н2, Ф2, КП4, АК, Р2 и РЗ – систему сервоуправления. Блоки: А1 – система питания сервоуправления; А2 – колонка сервоуправления; АЗ – вторичная защита гидромотора М.
От насоса Н2 жидкость через напорный фильтр тонкой очистки Ф2 подается в колонку А2, содержащую управляющие распределители следящего действия Р2 и РЗ с мускульным управлением. При переводе, например, распределителя Р2 в рабочую позицию управляющий поток жидкости идет по пути:
Б – Н2 – Ф2 – Р2 – Р1 (под левый торец золотника). Давлением этой жидкости золотник распределителя Р1 переместится вправо, распределитель Р1 будет переведен в рабочую позицию, при которой силовой поток жидкости идет по пути:
Б – Н1 – Р1 – М – Р1 – Р6 – АТ – Ф1 – Б.
Так происходит включение гидромотора М. Если убрать усилие с рукоятки распределителя Р2, то он под действием пружины встанет в другую крайнюю позицию и жидкость из-под торца распределителя Р1 пойдет через Р2 на слив.
Пружина распределителя Р1 поставит его золотник в среднее положение и распределитель – в нейтральную запирающую позицию. Это приведет к остановке гидромотора М.
1.2 Основные свойства схемы
В схему включены два вида защиты от перегрузок:
А) Первичная защита выполнена в виде предохранительных клапанов КП1 КП5 и стоит между напорной и сливной линиями сразу за насосом (для каждой напорной линии).
Первичная защита защищает от активных перегрузок и инерционных при разгоне.
Б) Вторичная защита А3 и А5 выполнена в виде сочетания предохранительных и обратных клапанов. Она установлена между рабочими линиями после распределителя.
Вторичная защита предохраняет от реактивных, инерционных при торможении и температурных перегрузок.
Очистка жидкости производится четырьмя фильтрами. При засорении фильтров повышается давление в сливной линии, а когда давление достигнет давления настройки предохранительных клапанов КП, последние откроются и жидкость пойдет, минуя фильтры, в бак.
Для охлаждения жидкости в схеме установлен теплообменный аппарат АТ. В начале работы и при низкой температуре для прогрева рабочей жидкости АТ выключается с помощью термостата ТС, тогда жидкость пойдет в бак, минуя АТ.
Температура жидкости контролируется термометром, датчик которого стоит в баке.
2. Предварительный расчет гидропередачи. Выбор комплектующих
Цели: выбрать дизель, насосы, рабочие жидкости для зимы и для лета, гидродвигатели, трубопроводы, распределители, предохранительные клапаны.
Условия: комплектующие
выбраны на основе предварительного
статического расчета, выполненного при
установившихся движениях рабочих
органов. Нагрузки и скорости определены
заданием. Температура жидкости Т
=50
С.
Рисунок 1 – Расчетная схема к предварительному расчету
2.1 Мощность на рабочих органах
Мощность, подводимая
к рабочему органу вращательного действия
Р
,
Вт:
(1)
где
– момент сил, препятствующий вращению,
Н
м;
– угловая скорость
РО1, рад/с.
Р
= 25,6
10
1,56 = 33940
Вт=33,9
кВт
Мощность, подводимая
к рабочему органу поступательного
действия Р
,
Вт
,
(2)
где
– сила на рабочем органе, Н;
– линейная скорость движения
РО2, м/с.
Вт
= 99.76 кВт.
2.2 Выбор первичного двигателя и номинальных давлений
Дизель выбран по необходимой мощности на его валу, которая определена через максимальную мощность рабочих органов. Так как рабочие органы работают не одновременно, то дизель выбран по большей мощности, в нашем случае, по мощности РО2 поступательного действия.
Необходимая мощность дизеля, Вт
Р
=
Вт
= 164,07кВт
По учебнику [2] выбран дизель ЯМЗ-238М;
Завод изготовитель: Ярославский моторный завод
Номинальная мощность:
Р
= 170 кВт;
Номинальная частота
вращения вала n
= 35 об/с.
р
=
8
= 19,3 МПа
Для привода рабочего органа поступательно действия:
р
=
8
= 25,28 МПа
Номинальные давление для унификации для обеих передач назначены 20 Мпа.
Р
=
= 45.3 кВт
По учебнику принят аксиально-поршневой насос 310.112 [2].
Для рабочего органа поступательного действия РО2:
Р
=
=126,3 кВт.
По учебнику [2] выбраны 2 аксиально-поршневых насоса с наклонным диском РМНА 90/35.
Характеристики насосов представлены в таблице 1.
Так как номинальное давление принятого насоса больше номинального давления, принятого для гидропередач, то мощность на его валу уменьшаем пропорционально принятому давлению.
Р
=
= 78.94 КВт
Необходимая частота вращения вала насоса из условия получения необходимой мощности на привод гидромотора, об/с:
(8)
где
– КПД насоса гидромеханический (=
0.95);
– номинальное давление
гидропередачи, Па (
= 20
10
Па);
– рабочий обьем, м
(
= 12310
м),
n
=
об/с
Необходимая частота вращения вала насоса на приводе гидроцилиндра по формуле (8):
n
=
=20,83
об/с.
Передаточные отношения привода насоса
(10)
U
=
= 1.82
U
=
= 1,68
Дизель с насосом соединен через передачу.
Производительность насоса для привода и гидромотора:
где
– объемный КПД насоса (
= 0.95);
Q
=
м/с.
Производительность насоса для привода гидроцилиндра:
Q
=
=
3.610
м/с.
Таблица 1 – Технические характеристики насосов
|
Параметры |
310.112 |
РМНА 90/35 |
|
Рабочий
объем, см |
112 |
90 |
|
Номинальное давление, МПа |
20 |
32 |
|
Максимальное давление, МПа |
35 |
40 |
|
Номинальная частота вращения вала, об/с |
25 |
25 |
|
Максимальная частота вращения вала об/с |
50 |
40 |
|
Номинальная мощность насоса на валу, кВт |
56 |
74.5 |
|
КПД полный |
0.91 |
0.90 |
|
КПД объемный |
0.95 |
0.95 |
|
КПД гидромеханический |
0.96 |
0.95 |
Таблица 2 – частота и производительность насосов
|
Параметры |
РО1 |
РО2 |
|
Частота
вращения n |
19.2 |
20.83 |
|
Производительность
м |
2.04 |
3.6 |
,
об/с2.4 Выбор гидромотора для привода РО1
Необходимая мощность на валу мотора, Вт:
Р
=
(12)
где
– КПД передачи (
0.97);
Р=
=35.7
кВт.
По справочнику [1] выбран гидромотор радиально-поршневой МР-1800
Так как выбранный гидромотор имеет номинальное давление большее, чем в гидропередаче, поэтому его паспортную номинальную мощность уменьшаем пропорционально принятому давлению.
Р=
=35.64.
Рабочий объем:
q
=1809 см;
Давление максимальное:
р
=
25 МПа;
Давление номинальное:
р
=
21 МПа;
Частота вращения:
минимальная: n
= 1 об/с;
номинальная: n
= 80 об/с;
максимальная: n
= 220 об/с;
Номинальный крутящий
момент: Т
= 5436 Нм;
Номинальная мощность
мотора: Р=35.64
(уменьшенная);
КПД при номинальных параметрах
полный:
=
0.85;
гидромеханический:
= 0.90;
Частота вращения вала выборного гидромотора, об/с:
n
=
(13)
где
– расход жидкости, протекающий через
мотор (
= 2.0410
м/с)
n=
=1.07
об/с.
2.5 Выбор гидроцилиндра для привода РО2
Гидроцилиндр и
передача должны обеспечивать следующие
условия: сила на рабочем органе – F=
172 кН, скорость рабочего органа –
=0.58 м/с, и ход рабочего органа – Х
=
t
= 0.56
5
= 2.9 м.
В нашем случае
скорость на рабочем органе превышает
= 0.5 м/с, поэтому гидроцилиндр соединяется
с рабочим органом через передачу.
Первоначально принимаем скорость штока
=
0.8 м/с:
U
=
(14)
U=
Необходимый ход штока, м:
X
=X
U,
X=
2.9
0.55
= 1.611 м.
Длина цилиндра, м:
D
=
D
=
= 0.146 м.
По учебнику [2] принят гидроцилиндр для строительного и дорожного машиностроения:
D
= 160 мм,
d
= 100 мм, Х=
2000 мм.
Q
= 2.04
10
+ 3.6
10
= 5.64
10
м/с;
– скорость во всасывающей линии,
(=
1 м/с);
d
=
= 0.085 м.
Толщина стенки
принята в соответствии с ГОСТ 8734–75 из
ряда стандартных значений равной 2.5 мм.
Тогда наружный диаметр d
будет:
d
= 85 + 2
2.5
= 90 мм.
По справочнику [1] принят трубопровод:
d
= 90 мм; d
= 85 мм;
= 2.5 мм.
Подбор трубопроводов для напорных линий
Необходимый внутренний
диамерт трубопровода первой линии по
формуле (17) при Q=
2.04
10
м/с,
– скорость в напорной линии, (
= 4 м/с);
d
=
= 0.025 м.
=
0.004 м.
Толщина стенки
принята по ГОСТ 8734–75:
= 4 мм.
Тогда наружный диаметр по формуле (18) будет:
=
d
+ 2
= 25 + 2
2.5 = 30 мм.
По справочнику [3] принят трубопровод:
=
30 мм, d=
25 мм,
=
4 мм.
Необходимый внутренний диаметр трубопровода второй линии: м:
d
=
=
34 мм.
Минимальная толщина стенки, м:
=
0.006 м.
Толщина стенки
принята по ГОСТ 8734–75:
= 6 мм.
Тогда d
=
34 + 26
=42 мм.
По справочнику [3] принят трубопровод:
d
= 46 мм; d
= 34 мм;
= 6 мм.
2.7.3 Подбор трубопроводов для сливной линии
Необходимый внутренний
диаметр сливной линии при скорости
течения жидкости по ней
= 2 м/с, м:
d
=
= 60 мм.
Толщина стенки по
рекомендации [3] принята:
= 2.5
d
= 60 + 2
2.5 = 65 мм.
По учебнику [2] принят трубопровод:
d
= 65 мм; d
= 60 мм;
= 2.5 мм.
2.8 Выбор фильтров
Фильтровальная установка – общая для всех приводов машины. Ее пропускная производительность должна быть на 20% больше суммарной производительности всех насосов.
Фильтры выбраны по необходимой для насосов тонкости фильтрации, расходу жидкости и максимальному давлению.
Необходимая тонкость фильтрации 10 мкм;
Расход жидкости Q
= 336 л/мин.
Q
= 1.2
Q
,
Q
= 1.2
336 = 403 л/мин.
По учебнику [2] принято 3 параллельно соединенных фильтра 1.1.40.10.
Тонкость фильтрации 10 мкм.
Номинальный расход: 160 л/мин (для одного фильтра).
Выбор распределителей
Распределители выбраны по принципиальной схеме, расходу и давлению жидкости, а также по типу управления.
Распределитель Р1:
Схема – с открытым центром;
Давление – р
= 20 МПа;Расход – Q
= 2.04
10
м/с
= 122 л/мин.Вид управления – гидравлическое.
Принят распределитель [3]: В.И.16.64
Распределитель Р4:
Схема – закрытый центр;
Давление номинальное – р
= 20 МПа;Расход Q
= 3.6
10
м/с
= 216 л/мин.Вид управления – электрогидравлическое.
Принят распределитель [3]: В.ЕХ.16.44
Параметры принятых распределителей сведены в таблицу 4.
Таблица 4 – Параметры распределителей
|
Модель распределителя |
В.И.16.64 |
В.ЕХ.16.44 |
|
Диаметр условного прохода, мм |
16 |
16 |
|
Расход рабочей жидкости, л/мин: номинальный максимальный |
125 240 |
125 240 |
|
Номинальное давление в напорной линии, МПа |
32 |
32 |
|
Вид схемы |
с открытым центром |
закрытым центром |
|
Вид управления |
гидравлическое |
электрогидравлическое |
Выбор предохранительных клапанов
Предохранительные клапаны выбраны по максимальному давлению и расходу жидкости защищаемой линии. Клапаны первичной и вторичной защиты приняты непрямого действия.
Подбор клапана первичной защиты непрямого действия:
Q
= 122 л/мин; р=
30 МПа.
Принят клапан [3]: МКПВ 10/2Т2П3110ХЛ4.
Q
= 216 л/мин; р=
30 МПа.
Принят клапан [3]: МКПВ 20/2Т2П3110ХЛ4.
Подбор клапанов вторичной защиты непрямого действия:
Выбраны по давлению
вторичной настройки: р
=
33Мпа.
Приняты клапаны [3] МКПВ 20/2Т3П3110ХЛ4.
Параметры предохранительных клапанов сведены в таблицу 5.
Таблица 5 – Параметры предохранительных клапанов
|
Модель клапана |
МКПВ 10/2Т2П3110ХЛ4 |
МКПВ 20/2Т2П3110ХЛ4 |
|
Диаметр условного прохода, мм |
10 |
20 |
|
Расход жидкости, л/мин номинальный максимальный |
80 160 |
160 400 |
|
Номинальное давление настройки, МПа |
32 |
32 |
|
Вид действия клапана |
Непрямое |
прямое |
=
= 4.2 м/с.
Re
=
=
2856
Режим турбулентный (Re > 2330) Коэффициент линейного сопротивления определен:
=
=
=
0.043
Зная,
найдены линейные потери по формуле
(23):
= 0.135
10
Па.
Местные потери давления:
где
– коэффициент местного сопротивления:
=
По расчетной схеме
(рисунок 2) определен суммарный коэффициент
=120.1+17+30.2+50.6=24.8
Местные потери определяются по формуле (27):
=
=0.19510Па
Потери давления на участке Н-ГД определены по формуле (23)
=0.13510+0.19510=0.33010
Па
Потери давления от гидродвигателя до сливной линии:
=
+
(30)
Линейные потери давления при l=5 м:
=
=0.06810
Па
Коэффициент местного сопротивления:
=80.1+20.2+17+50.6=21.2
Местные потери:
=
=0.16610Па
Потери давления на участке ГД-СЛ определены по формуле (30):
=0.06810+0.16610
=0.23410
Па
Потери давления от сливной линии до бака:
=
+
Скорость жидкости
в сливной линии из формулы (25) при
d
=0.63 м,
Q=5.6410
м/с.
=
=1.7 м/с.
Число Рейнольдса по формуле (26)
Re=
=3683
Коэффициент гидравлического трения по формуле (27):
=0.041
Линейные потери давления при l = 5 м:
=0.041
=0.0040510Па
Коэффициент местного сопротивления на участке СЛ-Б:
=190.1+17+70.2+250+1+50.6=124.3
Местные потери давления
=0.16210
Па
Суммарные потери давления:
0.16210+0.23410+0.33010=0.726
МПа.
Результаты по расчету потерь давления представлены в таблице 6.
Таблица 6 – Результаты расчетов потерь давления
|
Уча- сток |
Номер Эле- менов |
L, м |
D, м |
м |
м/с |
Re |
|
|
|
МПа |
МПа |
|
Н-ГД |
1–15 |
10 |
0.025 |
2.04 |
4.2 |
2856 |
0.043 |
0.135 |
24.8 |
0.177 |
0.330 |
|
ГД-СЛ |
16–25 |
5 |
0.025 |
2.04 |
4.2 |
2856 |
0.043 |
0.068 |
21.2 |
0.151 |
0.234 |
|
СЛ-Б |
26–52 |
5 |
0.065 |
5.64 |
1.7 |
3683 |
0.041 |
0.004 |
124.3 |
0.156 |
0.162 |
|
Сумма
потерь давления
|
3.2 Вращающие моменты и силы на выходных звеньях гидродвигателей
Вращающий момент на
валу гидромоторв, Нм:
,
(32)
где
– гидромеханический КПД мотора, (=0.95);
q
– рабочий объем мотора, см,
(q=1809 см);
Нм.
Сила на штоке гидроцилиндра, Н:
,
(33)
где
– гидромеханический КПД гидроцилиндра,
(=0.95);
Мощность на выходных звеньях:
,
(34)
кВт.
(35)
кВт.
Проверено обеспечение требуемой мощности на рабочих органах. Должны соблюдаться условия:
(36)
(37)
Условия (36) и (37) выполнены, разница значений не превышает 5%.
3.3 Передаточное отношения приводов рабочих органов
Передаточные отношения определены из условия получения требуемых сил и моментов на рабочих органах:
Тогда
,
Сила на втором рабочем органе:
где
-
передаточное
отношение рабочего органа РО2:
=
171.6
кН.
,
=0.
Относительное отклонение:
Таблица 7 – Заданные и полученные характеристики приводов
|
Рабочий орган |
T |
|
n |
|
||
|
Получено |
Задано |
получено |
задано |
|||
|
РО1 |
5338 |
5274 |
1.2 |
1.07 |
1.14 |
3% |
|
РО2 |
171.6 |
172 |
0.3 |
0.56 |
0.56 |
0 |
F
Список литературы
Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник. М., 1983.301 с.
Мокин Н.В. Гидравлические и пневматические приводы: Учебник. Новосибирск, 2004. – 354 с.
Мокин Н.В. Объемный гидропривод: Методические указания по выполнению
курсовой работы. Новосибирск, СГУПС, 1999. 39 с.Свешников В.К. Станочные гидроприводы: Справочник. М., 1995. 448 с.
СТП СГУПС 01.01.2000. Курсовой и дипломный проекты. Требования к оформлению. Новосибирск, 2000. 41 с.