Разработка объемного гидропривода машины
СОДЕРЖАНИЕ
1. Введение
2 Разработка принципиальной гидравлической схемы
3. Расчеты
3.1 Расчет и выбор гидроцилиндра
3.2 Расчет и выбор гидронасоса
3.3 Выбор рабочей жидкости
3.4 Расчет и выбор гидроаппаратов
3.5 Расчет гидролиний
3.6 Тепловой расчет гидропривода
3.7 Расчет внешней характеристики гидропривода
Библиографический список
1. ВВЕДЕНИЕ
Применение гидравлического привода и средств гидроавтоматики является одним из перспективных направлений современного развития машиностроения. Около 70 % горных, строительных, дорожных, землеройных, подъемно-транспортных машин и установок оснащенных гидроприводом.
Под объемным гидроприводом понимается совокупность устройств, в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей, предназначенных для приведения в движение механизмов и машин с помощью рабочей жидкости под давлением. Основой насосного гидропривода является объемный насос, создающий напор рабочей жидкости, которая обладает в основном энергией давления. Эта энергия преобразовывается затем в механическую работу. Благодаря высокому объемному модулю упругости рабочее жидкости в объемном гидроприводе обеспечивается практически жесткая связь между его входными и выходными органами. Объемный насосный гидропривод с приводом от электродвигателя широко применяется в современных машинах и механизмах.
Это объясняется такими преимуществами гидропривода как: высокая компактность при небольших габаритах и массе, приходящейся на единицу мощности; возможность реализации больших передаточных чисел; хорошие динамические свойства привода; возможность плавного и широкого регулирования скорости движения исполнительного органа; надежное предохранение приводного электродвигателя от перегрузок; простота преобразования вращательного и поступательного движения друг в друга; высокое быстродействие и малое время разгона подвижных частей; гидропривод легко управляется и автоматизируется. Благодаря обильной и постоянной смазке гидропривод долговечен и надежен. Он позволяет плавно, в широком диапазоне регулировать движение исполнительного органа, Объемный гидропривод допускает достаточно произвольное расположение его элементов на машине, что чрезвычайно важно для мобильных машин, работающих в сложных условиях.
К недостаткам гидропривода относятся: сравнительно невысокий КПД; необходимость высокой герметичности гидроаппаратов, а следовательно, точность обработки деталей, что обусловливает их относительно повышенную стоимость; возможность нестабильной работы, вызываемой температурными колебаниями вязкости рабочей жидкости.
2. Разработка принципиальной гидравлической схемы
Тех. требования к гидросистеме: насос разгружен дополнительным гидрораспределителем, фиксация промежуточных положений штока двусторонним гидрозамком, фильтр установлен в сливной гидролинии.
3. Расчеты
3.1 Расчет и выбор гидроцилиндра
Расчетное значение диаметра гидроцилиндра D>2>>p>,мм определяется по формуле:
(3.1)
где Р>2>>p> - расчетное давление рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр, МПа; F>2> - усилие на штоке,Н; η>мах> - механический КПД гидроцилиндра (рекомендуется принимать η>мах>=0,95...0,96). Принимаем η>мах>=0,95. Давление Р>2>>p> предварительно принимается равным:
(3.2)
где Рн - номинальное давление в гидросистеме, МПа.
Давление жидкости, возникающее в штоковой полости гидроцилиндра, не учитываем из-за его малого значения. По расчетному значению диаметра D>2>>p> из табл. 3.1, в которой приведены параметры гидроцилиндров для давлений Рн = 16 и 20 МПа, принимают ближайшее большее значение диаметра D>2>. Диаметр штока d>2> принимают по табл. 3.1, предварительно задавшись значением параметра (φ =1,25 или 1,6.) Принимаем φ =1,25.
Таблица 3.1 - Параметры гидроцилиндров общего назначения
|
D>2>, мм |
63 |
80 |
100 |
110 |
125 |
140 |
160 |
180 |
200 |
|
|
d>2>,мм φ |
При 1,25 |
28 |
36 |
45 |
50 |
56 |
63 |
70 |
80 |
90 |
|
φ |
1,6 |
40 |
53 |
60 |
70 |
80 |
90 |
100 |
110 |
125 |
Из таблицы вибираем D>2 >=100 мм, d>2> =45 мм.
Для принятого диаметра D>2> рабочее давление жидкости Р>2>, МПа у идроцилиндра составит:
(3.3)
Расход жидкости, подводимой в поршневую полость гидроцилиндра Q>2Р>, м3/с составит:
(3.4)
где V>2> - заданная скорость движения поршня м/с; η>0>- объемный КПД гидроцилиндра, который для новых гидроцилиндров с манжетными уплотнениями можно принять η>0>=1.
3.2 Расчет и выбор гидронасоса
Расчетная подача гидронасоса Q>1>>p> определяется из условия неразрывности потока жидкости, которое с точностью до утечек в гидролиниях и гидроаппаратуре, что допустимо на стадии предварительного расчета, имеет вид
(3.5)
Тогда расчетный рабочий объем гидронасоса V>op>, м3 определяют по формуле
(3.6)
где n
- номинальная частота вращения вала
насоса, с-1,
-
объемный КПД гидронасоса, который
предварительно можно принять равным
η>01> = 0,9...0,95.
Принимаем η>01>
= 0,925.
При выборе типа гидронасоса необходимо в первую очередь учитывать уровень номинального давления. Аксиально-поршневые гидронасосы рассчитаны на высокие значения номинального давления. Они имеют также более высокие объемный и полный КПД по сравнению с гидронасосами других типов. Поэтому для условий задания на контрольно-курсовую работу целесообразно ориентироваться на аксиально-поршневые гидронасосы. Выбираем гидронасос из табл. 3.2.
Таблица 3.2 Основные параметры аксиально-поршневых гидронасосов
|
Тип насоса |
Рабочий объем, V>01>,см3 |
Номиналь-ное давле- ние, МПа |
Частота вращения, мин |
КПД |
Масса, кг |
|
|
n, мин-1 |
Объемный η>0> |
Полный η |
||||
|
МНА |
10 |
20 |
1500 |
0,94 |
0,91 |
6,6 |
|
16 |
20 |
1500 |
0,95 |
0,91 |
16,5 |
|
|
25 |
20 |
1500 |
0,95 |
0,91 |
17,5 |
|
|
40 |
20 |
1500 |
0,95 |
0,91 |
59,0 |
|
|
63 |
20 |
1500 |
0,95 |
0,91 |
59,5 |
|
|
100 |
20 |
1500 |
0,95 |
0,91 |
93,0 |
|
|
125 |
20 |
1500 |
0,95 |
0,91 |
93,0 |
|
|
210 |
11,6 |
16 или 20 |
3000 |
0,95 |
0,85 |
5,5 |
|
28,1 |
16 или 20 |
2000 |
0,95 |
0,91 |
12,5 |
|
|
54,8 |
20 |
1500 |
0,95 |
0,91 |
23,0 |
|
|
107 |
20 |
1500 |
0,95 |
0,91 |
52,0 |
|
|
225 |
20 |
1500 |
0,95 |
0,91 |
100,0 |
|
|
310 |
56 |
20 |
1500 |
0,96 |
0,91 |
23,0 |
|
112 |
20 |
1500 |
0,96 |
0,91 |
41,0 |
|
|
224 |
20 |
1500 |
0,96 |
0,91 |
86,0 |
|
|
НА |
33 |
16 |
1500 |
0,91 |
0,85 |
14,0 |
Выбираем насос тапа НА: рабочий объем, V>01>=33см3, номинальное давле- ние 16 МПа, частота вращения n=1500 мин-1, КПД: объемный η>0>=0,91, полный η=0,85, масса 14 кг.
С учетом фактических параметров принятого гидронасоса действительная его подача будет равна, м3/с:
(3.7)
где V>01> и η>0>- рабочий объем и объемный КПД принятого типоразмера гидронасоса; n - частота вращения вала гидронасоса по условиям задания, с-1
3.3 Выбор рабочей жидкости
Первоначально необходимо выбрать условия применения гидрофицированной машины или оборудования: при отрицательных температурах; при положительных температурах в закрытых помещениях; при положительных температурах на открытом воздухе.
Аксиально-поршневые насосы работают на чистых (тонкость фильтрации 25 мкм) рабочих жидкостях ВМГЗ, МГ-20 или МГ-30 в зависимости от условий применения гидропривода. Технические характеристики этих рабочих жидкостей приведены в табл. 3.3.
Таблица 3.3 - Технические характеристики рабочих жидкостей
|
Марка |
Плотность ρ при 50 оС, кг/м3 |
Кинематическая вяз- кость v при 50 °С, 10-4 м/с |
Температурные пределы применения аксиально-поршневых насосов, °С |
Условия применения |
|
ВМГЗ |
860 |
0,1 |
-40-+65 |
При отрицательных температурах |
|
МГ-20 |
985 |
0,2 |
-10-+80 |
При положительных температурах в закрытых помещениях |
|
МГ-30 |
980 |
0,3 |
+5 - +85 |
При положительных температурах на открытом воздухе |
Выбирам рабочую жидкость марки МГ-20. Плотность при 50 оС: ρ=985 кг/м3; кинематическая вязкость при 50 °С: v=0,2∙10-4 м/с; температурные пределы применения аксиально-поршневых насосов: от -10 °С до +80 °С; условия применения: при положительных температурах в закрытых помещениях.
3.4 Расчет и выбор гидроаппаратов
Выбор гидроаппаратуры производится, прежде всего, по давлению и расходу рабочей жидкости в точке установки. Необходимо учитывать также функциональные особенности подбираемой гидроаппаратуры. Из таблиц выбираем гидроаппаратуру.
Гидрораспределитель служит для включения, выключения и реверсирования движения штока гидроцилиндра. Выбираем распределитель типа Р-16:
|
Параметры |
Типоразмер |
|
Р-16 |
|
|
1 Расход жидкости, л/мин |
63 |
|
2 Давление номинальное, МПа |
16 |
|
3 Внутренние утечки, не более, л/мин |
0,05 |
|
4 Потери давления, МПа |
0,2 |
Предохранительный гидроклапан предназначен для защиты гидропривода от давления, превышающего установленное. Выбираем гидроклапан БГ52-14:
|
Параметры |
Типоразмер БГ 52-14 |
|
1 Расход, л/мин |
70 |
|
2 Давление номинальное, МПа |
5-20 |
|
3 Масса, кг |
7 |
Гидрозамок представляет собой управляемый обратный клапан и служит для фиксации штока выключенного гидроцилиндра в требуемом положении. Выбираем гидрозамок типа КУ-20:
|
Параметры |
Типоразмеры КУ-20 |
|
1 Расход, л/мин |
63 |
|
2 Давление номинальное, МПа |
32 |
|
3 Потери давления, не более, МПа |
0,4 |
|
4 Утечки в сопряжении клапан-седло, см У мин |
4,98 |
|
5 Масса, кг |
13,1 |
Фильтр служит для очистки рабочей жидкости от твердых загрязнителей. Выбор типа фильтра производится по требуемой тонкости очистки, расходу рабочей жидкости через фильтр и давлению в гидролинии гидропривода. Выбираем фильтр типа 1.1.20-25:
|
Тип фильтра |
Тонкость фильтрации, мкм |
Номинальный расход, л/мин |
Давление, МПа |
|
1.1.20-25 |
25 |
63 |
20 |
Гидробак служит для размещения рабочей жидкости, дополнительной очистки жидкости от загрязнений за счет оседания твердых частиц, а также охлаждения жидкости выделением тепла через внешние поверхности бака в окружающую среду.
Объем бака ориентировочно определяется по формуле:
V>Б>=(2...3).Q>1> , дм3 (3.8)
где Q>1> - подача гидронасоса, л/мин.
V>Б>=2,5∙45=112,5 дм3
Номинальную вместимость бака принимают в соответствии с рекомендациями ГОСТ 16770 из ряда значений (дм3):
25; 40, 63; 100; 125; 160; 200; 250; 320; 400; 500; 630; 800
Выбыраем V>Б>=125 дм3.
3.5 .Расчет гидролиний
Расчетный диаметр d>P>, мм гидролиний определяется по формуле:
=
(3.9)
где Q - расход жидкости на рассматриваемом участке, м3/с Vд - допускаемая скорость движения рабочей жидкости в трубопроводе: для всасывающего трубопровода V>Д>=0,5...1,5 м/с; для сливного Vд=1,5..,2,5 м/с; для напорного при Рн≥10 МПа и l<10 м допускаемая скорость V>Д>=5...6 м/с. Расчетное значение диаметра (в мм) округляется до ближайшего по ГОСТ 8732 или ГОСТ 8734: ... 7; 9; 12; 15; 16; 22; 28, 36; 44; 56; 67; 86,.... Эти значения диаметров выбираются при номинальных давлениях от 10 до 20 МПа.
Определим расчетный диаметр для всасывающего трубопровода:
По ГОСТу принимаем
=36
мм.
Определим расчетный диаметр для сливного трубопровода:
По ГОСТу принимаем
=22
мм.
Определим расчетный диаметр для напорного трубопровода:
По ГОСТу принимаем
=15
мм.
По принятому диаметру определяется действительная скорость, м/с движения жидкости в напорном, сливном и всасывающем трубопроводах:
(3.10)
Определим действительную скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе:
Определим действительную скорость движения жидкости в сливном трубопроводе:
Определим действительную скорость движения жидкости в напорном трубопроводе:
Расчет гидравлических потерь в напорной гидролииии производится с учетом потерь давления по длине трубопровода ΔР>т>, потерь давления в местных сопротивлениях трубопровода ΔР>м> и потерь давления в гидроаппаратах ДРгд.
Потери давления, ∆Р>Т>, Па по длине трубопровода определяются по формуле Дарси-Вейсбаха
(3.11)
где р - плотность рабочей жидкости, кг/м3; λ - коэффициент гидравлического трения ; l - длина гидролинии, м; v - скорость движения жидкости, м/с; d - диаметр напорной гидролинии, м.
Для определения коэффициента гидравлического трения сначала необходимо определить режим движения жидкости, для чего определяется значение числа Рейнольдса по формуле
(3.12)
где v - кинематическая вязкость рабочей жидкости, м2/с.
Так как Rе<2300 ,то режим движения жидкости ламинарный.
При ламинарном движении жидкости коэффициент гидравлического трения с учетом теплообмена с окружающей средой через стенки трубопровода определяется по формуле Пуазейля:
(3.13)
Потери давления ∆Р>Т> по длине трубопровода:
Потери давления в местных сопротивлениях определяются по формуле
(3.16)
Где ξ - коэффициент местного сопротивления. В качестве местных сопротивлений учитываются: входы в гидрораспределитель, гидрозамок и гидроцилиндр (ξ>1>= ξ>2>=ξ>3>=0,8...0,9);
место присоединения гидролинии предохранительного гидроклапана к напорной гидролинии (ξ>4>=0,2) и два закругленных колена (ξ>5>= ξ>6>=0,15).
Потери давления в местных сопротивлениях:
=3∙7561+1779+2∙1334=27130
Па = 0,027 МПа
Действительные потери давления в гидрораспределятеле и гидрозамке определяются по формулам:
(3.17)
(3.18)
где ΔР>PH> и ΔР>ЗН> номинальные потери давления в гидрораспределителе и гидрозамке в соответствии с их техническими характеристиками; Q>PH> и Q>ЗН> номинальные расходы рабочей жидкости через гидрораспределитель и гидрозамок в соответствии с их техническими характеристиками; Q>1> - подача гидронасоса рассчитанная по формуле (3.7).
Суммарные
потери давления в гидроаппаратах
(3.19)
Суммарные потери давления в напорном трубопроводе определяются по формуле
(3.20)
ΔР=0,06+0,027+0,3=0,387 МПа
В правильно рассчитанной напорной гидролинии суммарные потери давления не должны превышать 5...6 % номинального давления. 0,387 МПа составляет меньше 6 % от 16 МПа, следовательно гидролиния рассчитана правильно.
При этом
Р>1> = Р>2> + ΔР < Р>H>, (3.21)
где P>2> - давление у гидроцилиндра, рассчитанное по формуле (3.3):
Р>1>=13,4+0,387=13,787<16.
3.6 Тепловой расчет гидропривода
Энергия, затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидроприводе, в конечном итоге превращается в теплоту, что вызывает нагрев рабочей жидкости и нежелательное снижение ее вязкости. Приближенно считается, что полученная с рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающую среду через поверхность бака.
Тепловой поток через стенки бака эквивалентен потерянной мощности ΔN
ΔN = N>1> – N>2П >(3.22)
где N>1> - мощность гидронасоса; N>2П> - полезная мощность на штоке гидроцилиндра.
Мощность гидронасоса, Вт
(3.23)
где Q>1> - подача гидронасоса, определенная по формуле (3.7); Р>1> - давление гидронасоса, рассчитанное по формуле (3.21); η>1> - полный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой.
Полезная мощность, Вт определяется по формуле
N>2> = F>2>V>2> (3.24)
где F>2> - усилие на штоке в соответствии с заданием, Н; V>2> - действительная скорость движения штока, м/с.
Действительная скорость движения штока V>2> определяется по формуле
(3.25)
где ΔQ>p> - утечки рабочей жидкости в гидрораспределителе, принимаемые в соответствии с его технической характеристикой.
м/с.
Полезная мощность:
N>2> =100∙103∙0,095=9500 Вт
Тепловой поток через стенки бака эквивалентен потерянной мощности:
ΔN=12165-9500=2665 Вт
Потребная площадь поверхности охлаждения
(3.26)
где k>0> - коэффициент теплопередачи, который при отсутствии обдува не превышает 15 Вт/м2, t>Ж> - температура жидкости (60...70°С), t>В> - температура воздуха.
3.7 Расчет внешней характеристики гидропривода
Применительно к проектируемому гидроприводу под внешней характеристикой понимают зависимость скорости перемещения штока гидроцилиндра от усилия на штоке V=ƒ(F>2>). Для построения графика внешней характеристики необходимо задаться несколькими (не менее 4...5) значениями F>2>>i> в пределах 0≤F>2>>i>≤F>2>. Каждому значению усилия F>2>>i> соответствует давление Р>2>>i> гидроцилиндра, которое определяется по формуле
(3.27)
Поскольку потери давления в напорном трубопроводе практически не зависят от давления в напорном трубопроводе, то соответствующие значения давления ΔP>2>>i> у гидронасоса определяются по формуле
P>1>>i> = P>2>>i> + ΔP (3.28)
где ΔР - потери давления, рассчитанные по формуле (3.20).
С увеличением давления P>1>>i> возрастают утечки рабочей жидкости в гидронасосе ΔQ>1>>i>> >и в гидрораспределителе ΔQ>pi> Поэтому действительная подача рабочей жидкости в гидроцилиндр с возрастанием усилия F>2>>i> уменьшается. В связи с этим уменьшается и скорость движения штока V>2>>i> значение которой определяется по формуле
(3.29)
где Q>1>>T> - теоретическая подача гидронасоса; ΔQ>Ni> и ΔQ>Pi> – утечки рабочей жидкости в гидронасосе и гидрораспределителе.
При этом:
(3.30)
(3.31)
(3.31)
где a>1> и a>2> - коэффициенты утечек для гидронасоса и гидрораспределителя.
Коэффициенты утечек определяются по формулам
(3.33)
, (3.34)
где η>01> - объемный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой; ΔQ>p>> >- утечки принятого гидрораспределителя в соответствии с его технической характеристикой; Р>н> - номинальное давление.
Рассчитаем коэффициенты утечек и теоретическую подачу гидронасоса (так как они одинаковы для всех скоростей):
Рассчитаем скорости перемещения штока гидроцилиндра для следующих значений усилия на штоке: F>2 >>i> = 0; 25; 50; 75; 100 кН.
1) F>20 >= 0 кН.
P>20>=0
P>10>=0+0,387=0,387 МПа
∆Q>H>>0>=0,18∙10-12∙0,387∙106=0,06∙10-6
∆Q>Р0>=0,05∙10-12∙0,387∙106=0,01∙10-6
2) F>21 >= 25 кН.
P>11>=
+0,387=3,7
МПа
∆Q>H>>1>=
∙3,7∙106=0,66
∙10-6
∆Q>Р1>=
∙3,7∙106=0,185∙10-6
3) F>2>>2>> >= 50 кН.
P>12>=6,7+0,387=7,087 МПа
∆Q>H>>2>=∙7,087
∙106=1,27 ∙10-6
∆Q>Р2>=∙7,087
∙106=0,35∙10-6
4) F>23 >= 75 кН.
P>13>=10+0,387=10,387 МПа
∆Q>H>>3>=∙10,387
∙106=1,9 ∙10-6
∆Q>Р3>=∙10,387
∙106=0,5∙10-6
5) F>24 >= 100 кН.
P>14>=
+0,387=13,787
МПа
∆Q>H>>4>=∙13,787
∙106=2,48∙10-6
∆Q>Р4>=∙13,787
∙106=0,69∙10-6
По полученным данным построим график зависимости V = ƒ(F>2>). Далее необходимо оценить степень снижения скорости движения штока при изменении усилия F>2>>i> от нуля до F>2>.
(3.35)
где V>20> - скорость движения штока при F>2> = 0.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта