СОДЕРЖАНИЕ
Введение
1. Исходные данные
2. Расчёт нерегулируемого объёмного гидропривода возвратно-поступательного движения
2.1. Выбор рабочего давления в гидросистеме
2.2. Определение расчётного давления в гидросистеме
2.3. Определение диаметра цилиндра D и штока d
2.4. Определение расхода рабочей жидкости в гидроцилиндре
2.5. Определение потребной подачи насоса
2.6. Определение наибольшего и наименьшего расходов рабочей жидкости
2.7. Выбор диаметров трубопроводов
2.8. Выбор рабочей жидкости
2.9. Выбор гидроаппаратуры
2.10. Определение потерь давления в гидролиниях
2.11. Определение усилий трения гидродвигателя
2.12. Определение величины давления нагнетания
2.13. Выбор насоса
2.14. Определение объёмных потерь (утечек) жидкости
2.15. Определение гидравлических потерь в гидросистеме во время рабочего хода
2.16. Определение КПД гидропривода
3. Тепловой расчёт гидросистемы
Список литературы
ВВЕДЕНИЕ
гидропривод возвратный поступательный насос
В данной работе производится гидравлический расчёт гидросистемы зажима бревна гидравлической тележкой ПРТ8-2 по исходным данным.
Гидравлические системы широко используются в разных отраслях промышленности. Использование методов гидравлики гораздо легче, надёжнее и практичнее.
Гидроприводом называется совокупность гидроаппаратуры, предназначенной для передачи механической энергии и преобразования движения при помощи жидкости.
Описание работы гидропривода.
Гидронасос создаёт давление нагнетания на напорной линии, которое ограничивается соответственно обратным клапаном, после чего рабочая жидкость поступает на гидрораспределитель, а с него в штоковую полость гидроцилиндра, который совершает рабочий ход при входе штока в гидроцилиндр. При совершении обратного хода, жидкость через гидрораспределитель и дроссель подаётся в нештоковую полость гидроцилиндра. Для контроля давления установлен манометр.
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:
Р – усилие на штоке гидроцилиндра, кН……………………………...15
Vрх
– скорость рабочего хода, м/с……………………………………0,08
Vхх
– скорость холостого хода, м/с…………………………………..0,05
Напорная линия: длина lн
, м…………………………………………….7
Исполнительная линия: длина lн
, м……………....................................3
Сливная линия: длина lн
, м…………………….....................................5
Местные потери напора в процентах от линейных………………….40
Температура рабочей жидкости t, о
С……………………...................70
Температура воздуха t, о
С……………………………………………..20
Произвести гидравлический расчет гидросистемы зажима бревна гидравлической тележкой ПРТ8-2 по исходным данным.
Рис. 1. Схема гидравлическая принципиальная механизма зажима бревна гидравлической тележки ПРТ8 - 2: 1 – гидробак; 2 – насос; 3 – фильтр; 4 – гидрораспределитель; 5 – гидроцилиндр; 6 – клапан предохранительный; 7 – золотник включения манометра; 8 – манометр; 9 – всасывающая линия; 10 – напорная линия; 11 – исполнительная линия; 12 – сливная линия.
2. ПОРЯДОК РАСЧЕТА НЕРЕГУЛИРУЕМОГО ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
2.1. Выбор рабочего давления в гидросистеме
Таблица 1
Рекомендуемые рабочие давления в зависимости от усилия на штоке гидроцилиндра
| Усилие на штоке гидроцилиндра Р
, кН |
рр
– давление, МПа |
|
| Длястационарных машин | для мобильных машин | |
| 10 – 30 | 1,6 – 3,2 | 5,0 – 7,0 |
| 30 – 50 | 3,2 – 5,0 | 8,0 – 10,0 |
| 50 – 100 | 5,0 – 10,0 | 10,0 – 15,0 |
Принимаем рабочее давление в гидроцилиндре Рр
=2.5 МПа 2.2. Определение расчетного давления в гидроцилиндре, МПа:
.
2.3. Определение диаметра цилиндра D и штока d
По величине расчетного давления в гидроцилиндре рр
определяем отношение D/d. Рациональное соотношение между рр
и d/D следующее:
| Рр
, МПа |
1,5 | 1,5 – 5,0 | 5,0 – 10 |
| d/D | 0,3 – 0,35 | 0,5 | 0,7 – 0,75 |
Таблица 2
Ряд внутренних диаметров D для гидроцилиндров по ГОСТ 6540-68
| Основной ряд,мм | 10 100 |
12 125 |
16 160 |
20 200 |
25 250 |
32 320 |
40 400 |
50 500 |
62 630 |
80 800 |
| Дополнительный ряд, мм | 36 280 |
45 360 |
56 450 |
70 560 |
90 710 |
110 900 |
140 | 180 |
Таблица 3
Ряд рекомендуемых диаметров штока d по ГОСТ 6540-68
| Основной ряд,мм | 12 | 16 | 20 | 25 | 32 | 40 | 50 | 63 | 80 | 100 |
| Дополнительныйряд,мм | 14 | 18 | 22 | 28 | 36 | 45 | 56 | 70 | 90 | 110 |
В машинах лесной промышленности широко используются одноштоковые гидроцилиндры двухстороннего действия с демпфированием в конце хода поршня.
Для случая, когда рабочий ход поршня совершается при входе в гидроцилиндр:
,
или
Принимаем D = 110 мм
задавшись соотношением d/D, определяем d
Принимаем d = 56 мм
2.4. Определение расхода рабочей жидкости в гидроцилиндре
Таблица 4
Расчетные формулы для определения расхода рабочей жидкости в гидроцилиндрах
| Тип гидроцилиндра | Расчетная формула для определения расхода рабочей жидкости в гидроцилиндрах Qц
(м3 /с) при |
|
| выходе штока из гидроцилиндра | входе штока в цилиндр | |
| Одностороннего действия с односторонним штоком | ||
| Двухстороннего действия с односторонним штоком | ||
| Двухстороннего действия с двухсторонним штоком | ||
2.5. Определение потребной подачинасоса,
.
где Ку
– 1,1 - 1,3 – коэффициент утечек, учитывающий суммарно все утечки в элементах гидросистемы от насосов до гидроцилиндра;
Z – количество гидроцилиндров в гидросистеме.
2.6. Определение наибольшего Qнаиб
и наименьшего Qнаим
расходов рабочей жидкости (для гидроцилиндров двухстороннего действия)
,
.
Таблица.5.
Распределение расхода рабочей жидкости в магистралях гидросистемы с гидроцилиндром двухстороннего действия с односторонним штоком.
| Наименование магистрали | Обозначение магистрали | Расход, м3
/с при |
|
| Выходе штока из гидроцилиндра | Входе штока в гидроцилиндр | ||
| Напорная | н - р | 422.4 · 10-6
|
422.4 · 10-6
|
| Исполнительная, соединяет распределитель и нештоковые полости гидроцилиндров. | р - нш | 760 · 10-6
|
352 · 10-6
|
| Исполнительная, соединяет распределитель и штоковые полости гидроцилиндров. | р - ш | 105.6 · 10-6
|
760 · 10-6
|
| Сливная | р - б | 105.6 · 10-6
|
1689.6 · 10-6
|
2.7. Выбор диаметров трубопроводов
Внутренний диаметр трубопровода определяют по формуле
,
где Q – наибольший расход на расчетном участке гидролинии, м3
/с;
V – допускаемая скорость движения жидкости, м/с.
Для напорной линии:
принимаем dн-р
= 16 мм
Для исполнительной линии, соединяющий распределитель и нештоковые полости гидроцилиндров:
принимаем dр-нш
= 16 мм
Для исполнительной линии, соединяющий распределитель и штоковые полости гидроцилиндров:
принимаем dр-ш
= 20 мм
Для сливной линии:
принимаем dр-б
= 40 мм
2.8 Выбор рабочей жидкости
Таблица 6.
Техническая характеристика рабочей жидкости.
| Марка рабочей жидкости | Удельный вес, Н/м3
при 20 о С |
Коэффициент кинематической вязкости ν∙106
м2 /с при температуре о С |
Температура о
С |
Диапазон рабочих температур о
С |
||||
| +50 | +20 | -20 | -40 | застывания | вспышки | |||
| МГ-30 | 8850 | 30 | 140 | 7000 | -- | -35 | 190 | -20 - +80 |
2.9. Выбор гидроаппаратуры
2.9.1. Выбор реверсивного золотникового гидрораспределителя.
Таблица 7.
Техническая характеристика гидрораспределителя.
| Типоразмер | Qmax
∙103 ,м3 /с |
Рраб
, МПа |
∆р, МПа | ∆Qут
, см3 /мин |
| Г74-16 | 2.84 | 0.3 – 8 | 0,2 | До 50 |
2.9.2. Выбор фильтра
Таблица 8.
Техническая характеристика фильтра.
| Типоразмер | Тонкость фильтрации | Qm
in
·105 , м3 /с при ∆р=0,1 МПа и ν0 =80·10-6 , м2 /с |
∆р, МПа | рном
, МПа |
| 0,2Г41 - 14 | 0,2 | 117 | 0,2 | 6,4 |
,
где ∆р – перепад давления на фильтре при максимальном расходе;
Qмакс
– пропускная способность фильтра при перепаде ∆р и определенной вязкости жидкости;
Qф
– фактический расход через фильтр.
2.9.3. Выбор предохранительного клапана.
Таблица 9.
Техническая характеристика предохранительного клапана.
| Типоразмер | Q∙103
, м3 /c, min - max |
р, МПа, перед клапаном | ∆р, МПа, при Qmax
|
| БГ54 – 14 | 0,05 – 1.17 | 0.6 - 5 | 0,6 |
2.9.4. Выбор манометра
Таблица 10.
Техническая характеристика манометра.
| Типоразмер | Диаметр корпуса | Класс точности | Верхние предельные измерения, МПа | Основная допустимая погрешность, % | Расположение фланца |
| МТ – 1 | 60 | 4 | 1; 1,6; 2,5; 4,0 | ±4,0 | Без фланца |
2.10. Определение потерь давления в гидролиниях
Потери напора на каждом участке гидролинии определяем при рабочем ходе как сумму линейных и местных сопротивлений.
Линейные потери напора определяем по формуле
,
где - удельный вес рабочей жидкости, Н/м3
;
- коэффициент сопротивления трения по длине;
ℓ
- длина магистрали, м;
dт
– диаметр трубопровода, м;
S – площадь сечения потока в трубопроводе, м2
;
Q – расход рабочей жидкости через магистраль, м3
/с.
Определение линейных потерь напора для напорной линии:
Определение линейных потерь напора для исполнительной линии.
Определение линейных потерь напора для сливной линии:
Местные потери напора ∆рм
определяем по формуле
,
Для напорной линии:
Для исполнительной линии:
Для сливной линии:
Определив линейные и местные потери на данном участке трубопровода, находим (суммированием) общие потери на участке магистрали.
Для напорной линии:
Для исполнительной линии:
Для сливной линии:
2.11. Определение усилий трения в гидродвигателе.
Усилие трения в гидроцилиндре равно:
,
где Rп
и Rш
– усилия трения соответственно в уплотнениях поршня и штока.
Расчет сил трения в уплотнениях поршня или штока ведут по приближенной формуле.
Для резиновых колец круглого сечения
,
где d – диаметр уплотняемой поверхности, м;
qр
– сила трения на 1 м длины уплотнения, МН/м.
Значения qр
в зависимости от диаметра сечения резинового кольца d и давления рабочей жидкости при предварительном (монтажном) сжатии определяется по номограмме (рис. 2).
Выбор резиновых манжет для уплотнений гидроцилиндров производят по ГОСТ 6969-54, а резиновых колец – по ГОСТ 9833-61.
2.12. Определение величины давления нагнетания
Величину давления нагнетания определяют по силовой характеристике гидроцилиндра.
Силовой характеристикой гидроцилиндра является зависимость между давлениями в полостях цилиндра; усилием трения поршня и штока и усилием на штоке.
Рис. 2. Номограмма для определения qр
Силовые характеристики, например, гидроцилиндра двухстороннего действия с односторонним штоком (рис. 3) имеют вид:
- при выходе штока из цилиндра:
,
- при входе штока в цилиндр:
,
где рнш
и рш
– давление в нештоковой и штоковой полостях цилиндра;
Fнш
и Fш
– площади поперечных сечений цилиндра и штока;
Rтр
– сила трения в уплотнениях поршня и штока;
Рвых
и Рвх
– полезные усилия на штоке при выходе штока из гидроцилиндра или входе в него.
Рис. 3. Схема силового гидроцилиндра двухстороннего действия с односторонним штоком
При расчете конкретных гидросистем с конкретным гидроцилиндром, например, двухстороннего действия с односторонним штоком (см. рис. 2 и 3), когда рабочий ход совершается при входе штока в гидроцилиндр, давления рнш
и рш
будут равны:
,
.
В формулах рн-р
; рр-нш
; рр-б
– потери давления в магистралях: соответственно насос – распределитель; распределитель – нештоковая полость; распределитель – бак.
∆рдр
, ∆рр
,∆рф
– потери давления соответственно в дросселе, распределителе, фильтре при соответствующих расходах рабочей жидкости.
2.13. Выбор насоса
Таблица 11.
Техническая характеристика насоса.
| Типоразмер | Рабочий объём q, 10-3
м3 /с |
Рабочее давление МПа | Частота вращения об/мин | Потребляемая мощность кВт | Объёмный КПД |
| БГ11 – 24 | 1,17 | 2,5 | 1450 | 5/4,5 | 0,85 |
2.14. Определение объемных потерь (утечек) жидкости
Общие потери жидкости в гидросистеме складываются из потерь в насосе ∆Qут.н
, гидрораспределителе ∆Qут.р
, дросселе ∆Qут.др
и потерь в гидроцилиндре ∆Qут.ц
(см. рис. 12), т.е.:
Каждый из перечисленных видов потерь можно выразить через удельную утечку, которая представляет собой величину утечки (м3
/с), отнесенную к единице давления. В паспортах на гидравлическое оборудование приводятся утечки ∆Qут
при номинальном (или максимальном) давлении, поэтому удельные утечки будут равны
Удельные утечки в насосе определяются по формуле
,
где q – рабочий объем насоса (удельная подача насоса за один оборот), м3
/об;
n – число оборотов насоса, об/с;
Qmax
и (рн
)max
– соответственно максимальная подача и максимальное давление насоса;
η0
– объемный КПД насоса.
Общие потери жидкости в гидросистеме будут:
,
где .
МПа
2.15. Определение гидравлических потерь в гидросистеме во время рабочего хода
2.16. Определение КПД гидропривода
Гидравлический КПД гидропривода:
Объемный КПД гидропривода:
.
Механический КПД гидропривода учитывает механические потери в насосе и гидроцилиндрах. Механический КПД насоса ηмн
равен 0,99. Механический КПД гидроцилиндра:
,
где Р
п
– полезное усилие, создаваемое поршнем от давления в полости цилиндра. Оно равно:
Н
Здесь .
Механический КПД гидропривода будет:
.
Общий КПД гидропривода:
.
3. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ГИДРОСИСТЕМЫ
Тепловой расчет гидросистемы производится для уточнения теплового режима рабочей жидкости в необходимости установки в гидросистеме теплообменника (холодильника). Мощность, Вт, превращаемая в тепло:
,
где Nн
= рн
Qн
– мощность насоса, Вт;
рн
– давление насоса, Н/м2
;
Qн
– подача насоса, м3
/с;
η – общий КПД гидропривода.
Потери мощности в гидросистеме и есть количество выделенного тепла, т.е.
.
Суммарная поверхность теплообменника (или бака), необходимая для поддержания заданной температуры рабочей жидкости, при известной температуре окружающей среды будет:
,
где Крг
= τрг
/τс
– коэффициент продолжительности работы гидропривода под нагрузкой;
τрг
– время работы гидропривода под нагрузкой, ч;
τс
– полное время смены, ч;
к – коэфиициент теплопередачи от жидкости к воздуху через наружную поверхность гидробака;
к = 10 - 15 Ккал/м2
∙°С = (10 – 15)1,163 Вт/ м2
∙°С – для гидробаков с естественным воздушным охлаждением (открытая вентилируемая поверхность);
tж
, tв
– температура соответственно масла и окружающего воздуха, °С.
Чтобы установить необходимость принудительного охлаждения, сначала нужно сконструировать бак.
Если поверхность наружных стенок бака Sб
окажется меньше вычисленной, то необходима установка холодильника.
Объем бака Vб
принимают равным двух – трехминутной производительности наоса Qн
, т.е.:
.
Задаемся соотношением ширины, высоты и длины бака в виде прямоугольного параллелепипеда, как 1:2:3. Обычно бак заполняется рабочей жидкостью на 0,8 высоты. Если обозначить ширину бака через x
, объем жидкости в баке Vб
= x
2(0,8x
)3 x
= 4,8x
3
.
Определяем размеры бака: ширина , высота 2x
, длина 3x
.
Находим площадь поверхности бака, участвующую в охлаждении рабочей жидкости:
,
где S1
– суммарная площадь поверхностей бака, омываемых жидкостью;
S2
– суммарная площадь боковых поверхностей, не омываемых жидкостью. У этих поверхностей эффект охлаждения в 2 раза меньше.
S1
= 15,8 x
2
= 15.8 ∙ 0.0562
= 0.05 м2
;
S2
= 3,2 x
2
= 3,2 ∙ 0.0562
= 0.01 м2
.
Из сравнения поверхностей Sт
и Sб
делается заключение о необходимости установки холодильника, т.к. Sт
>Sб
, необходима установка холодильника.
ЛИТЕРАТУРА
1. Лебедев Н.И. Объемный гидропривод машин лесной промышленности. - М.: Лесн. пром-сть, 1986.
2. Халтурин В.М., Мамаев В.В., Пушкарева О.Б. Гидрооборудование машин лесной промышленности: учеб. Пособие, Екатеринбург, 2001.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. - М.: Машиностроение, 1980.
4. Вильнер Я.М., Ковалев Я.Т., Некрасов Б.Б. и др. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам. Минск: Вышайшая школа, 1976.
Размещено на