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, Нм;
– 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, об/с |
19.2 |
20.83 |
| Производительность м/с |
2.0410 |
3.610 |
2.4 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.
1. Необходимая тонкость фильтрации 10 мкм;
2. 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:
1. Схема – с открытым центром;
2. Давление – р = 20 МПа;
3. Расход – Q = 2.04 10 м/с = 122 л/мин.
4. Вид управления – гидравлическое.
Принят распределитель [3]: В.И.16.64
Распределитель Р4:
1. Схема – закрытый центр;
2. Давление номинальное – р = 20 МПа;
3. Расход Q = 3.6 10 м/с = 216 л/мин.
4. 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:
1. Q = 122 л/мин; р= 30 МПа.
Принят клапан [3]: МКПВ 10/2Т2П3110ХЛ4.
2. 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/с |
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 0.726 МПа |
|||||||||||
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 F |
|
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 |
Список литературы
1. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник. М., 1983.301 с.
2. Мокин Н.В. Гидравлические и пневматические приводы: Учебник. Новосибирск, 2004. – 354 с.
3. Мокин Н.В. Объемный гидропривод: Методические указания по выполнению курсовой работы. Новосибирск, СГУПС, 1999. 39 с.
4. Свешников В.К. Станочные гидроприводы: Справочник. М., 1995. 448 с.
5. СТП СГУПС 01.01.2000. Курсовой и дипломный проекты. Требования к оформлению. Новосибирск, 2000. 41 с.