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 D2
p
,мм определяется по формуле:

(3.1)

где Р2
p
- расчетное давление рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр, МПа; F2
- усилие на штоке,Н; ηмах
- механический КПД гидроцилиндра (рекомендуется принимать ηмах
=0,95...0,96). Принимаем ηмах
=0,95. Давление Р2
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 D2
p
из табл. 3.1, в которой приведены параметры гидроцилиндров для давлений Рн = 16 и 20 МПа, принимают ближайшее большее значение диаметра D2
. Диаметр штока d2
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

D2 , мм		63	80	100	110	125	140	160	180	200
d2 ,мм φ	При1,25	28	36	45	50	56	63	70	80	90
φ	1,6	40	53	60	70	80	90	100	110	125

Из таблицы вибираем D2
=100 мм, d2
=45 мм.

Для принятого диаметра D2
рабочее давление жидкости Р2
, МПа у идроцилиндра составит:

(3.3)

Расход жидкости, подводимой в поршневую полость гидроцилиндра Q2Р
, м3
/с составит:

(3.4)

где V2
- заданная скорость движения поршня м/с; η0
- объемный КПД гидроцилиндра, который для новых гидроцилиндров с манжетными уплотнениями можно принять η0
=1.

3.2 Расчет и выбор гидронасоса

Расчетная подача гидронасоса Q1
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 Vop
, м3
определяют по формуле

(3.6)

где n - номинальная частота вращения вала насоса, с-1
, - объемный КПД гидронасоса, который предварительно можно принять равным η01
= 0,9...0,95. Принимаем η01
= 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, V01 ,см3	Номиналь-ное давле- ние, МПа	Частота вращения, мин	КПД		Масса, кг
n,мин-1	Объемный η0	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, V01
=33см3
, номинальное давле- ние 16 МПа, частота вращения n=1500 мин-1
, КПД: объемный η0
=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 V01
и η0
- 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 о С, 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 о
С: 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	"2">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:

VБ
=(2...3).
Q1
, дм3
(3.8)

где Q1
- подача гидронасоса, л/мин.

VБ
=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 VБ
=125 дм3
.

3.5 .Расчет гидролиний

Расчетный диаметр dP
, 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 VД
=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 VД
=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 ΔРт
, потерь давления в местных сопротивлениях трубопровода ΔРм
и потерь давления в гидроаппаратах ДРгд.

Потери давления, ∆РТ
, 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 ∆РТ
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 (ξ1
= ξ2
=ξ3
=0,8...0,9);

место присоединения гидролинии предохранительного гидроклапана к напорной гидролинии (ξ4
=0,2) и два закругленных колена (ξ5
= ξ6
=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 ΔРPH
и ΔРЗН
номинальные потери давления в гидрораспределителе и гидрозамке в соответствии с их техническими характеристиками; QPH
и QЗН
номинальные расходы рабочей жидкости через гидрораспределитель и гидрозамок в соответствии с их техническими характеристиками; Q1
- 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

Р1
= Р2
+ ΔР < РH
, (3.21)

где P2
- давление у гидроцилиндра, рассчитанное по формуле (3.3):

Р1
=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 = N1
– N2П
(3.22)

где N1
- мощность гидронасоса; N2П
- полезная мощность на штоке гидроцилиндра.

Мощность гидронасоса, Вт

(3.23)

где Q1
- подача гидронасоса, определенная по формуле (3.7); Р1
- давление гидронасоса, рассчитанное по формуле (3.21); η1
- полный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой.

Полезная мощность, Вт определяется по формуле

N2
= F2
V2
(3.24)

где F2
- усилие на штоке в соответствии с заданием, Н; V2
- действительная скорость движения штока, м/с.

Действительная скорость движения штока V2
определяется по формуле

(3.25)

где ΔQp
- утечки рабочей жидкости в гидрораспределителе, принимаемые в соответствии с его технической характеристикой.

м/с.

Полезная мощность:

N2
=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 k0
- коэффициент теплопередачи, который при отсутствии обдува не превышает 15 Вт/м2
, tЖ
- температура жидкости (60...70°С), tВ
- 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(F2
). Для построения графика внешней характеристики необходимо задаться несколькими (не менее 4...5) значениями F2
i
в пределах 0≤F2
i
≤F2
. Каждому значению усилия F2
i
соответствует давление Р2
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 ΔP2
i
у гидронасоса определяются по формуле

P1
i
= P2
i
+ ΔP (3.28)

где ΔР - потери давления, рассчитанные по формуле (3.20).

С увеличением давления P1
i
возрастают утечки рабочей жидкости в гидронасосе ΔQ1
i
и в гидрораспределителе ΔQpi
Поэтому действительная подача рабочей жидкости в гидроцилиндр с возрастанием усилия F2
i
уменьшается. В связи с этим уменьшается и скорость движения штока V2
i
значение которой определяется по формуле

(3.29)

где Q1
T
- теоретическая подача гидронасоса; ΔQNi
и ΔQPi
– утечки рабочей жидкости в гидронасосе и гидрораспределителе.

При этом:

(3.30)

(3.31)

(3.31)

где a1
и a2
- коэффициенты утечек для гидронасоса и гидрораспределителя.

Коэффициенты утечек определяются по формулам

(3.33)

, (3.34)

где η01
- объемный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой; ΔQp
- утечки принятого гидрораспределителя в соответствии с его технической характеристикой; Рн
- 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: F2
i
= 0; 25; 50; 75; 100 кН.

1) F20
= 0 кН.

P20
=0

P10
=0+0,387=0,387 МПа

∆QH
0
=0,18∙10-12
∙0,387∙106
=0,06∙10-6

∆QР0
=0,05∙10-12
∙0,387∙106
=0,01∙10-6

2) F21
= 25 кН.

P11
=+0,387=3,7 МПа

∆QH
1
=∙3,7∙106
=0,66 ∙10-6

∆QР1
=∙3,7∙106
=0,185∙10-6

3) F2
2
= 50 кН.

P12
=6,7+0,387=7,087 МПа

∆QH
2
=∙7,087 ∙106
=1,27 ∙10-6

∆QР2
=∙7,087 ∙106
=0,35∙10-6

4) F23
= 75 кН.

P13
=10+0,387=10,387 МПа

∆QH
3
=∙10,387 ∙106
=1,9 ∙10-6

∆QР3
=∙10,387 ∙106
=0,5∙10-6

5) F24
= 100 кН.

P14
=+0,387=13,787 МПа

∆QH
4
=∙13,787 ∙106
=2,48∙10-6

∆QР4
=∙13,787 ∙106
=0,69∙10-6

По полученным данным построим график зависимости V= ƒ(F2
). Далее необходимо оценить степень снижения скорости движения штока при изменении усилия F2
i
от нуля до F2
.

(3.35)

где V20
- скорость движения штока при F2
= 0.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта