Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Гидропривод - совокупность устройств (в число которых входит одни или несколько гидродвигателей), предназначенных для приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением. В качестве рабочих жидкостей в гидроприводах используются в основном минеральные масла. Так же используются синтетические жидкости, эмульсии, растительные масла, вода и жидкие металлы.

Широкое использование гидроприводов определяется рядом их существенных преимуществ перед приводом других типов, прежде всего, возможностью получения больших усилий и мощностей при ограниченных размерах гидродвигателей. Гидроприводы обеспечивают широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости, возможность работы в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов, защиту систему от перегрузки и точный контроль действующих усилий. С помощью гидроцилиндров удается получить прямолинейное движение без кинематических преобразований, а также обеспечить определенное соотношение скоростей прямого и обратного ходов. Недостатки, которые ограничивают их использование - это потери на трение и утечки, снижающие КПД гидропривода и вызывающие повышение температуры рабочей жидкости. Внутренние утечки через зазоры подвижных элементов в допустимых пределах улучшают условия смазывания и теплоотвода, в то время как наружные - приводят к повышению расхода рабочей жидкости, загрязнению гидросистемы и рабочего места.

Попадание воздуха и воды в минеральное масло приводит к вспениванию рабочей жидкости и, впоследствии, к нарушению работоспособности гидросистемы. Изменение вязкости масла при его разогреве приводит к изменению скорости движения рабочих органов (при отсутствии специальных средств стабилизации расхода).

1. Выбор гидропривода

По техническому заданию необходимо спроектировать гидравлический привод ленточного конвейера. Выбор гидропривода по виду управления определяет мощность на исполнительном органе.

Определим мощность на валу гидромотора:

, (1)

где P - мощность на валу гидромотора, Вт;

Т=5000 - момент на валу приводящего двигателя, Нм;

- угловая скорость вала гидромотора, с-1.

Определим угловую скорость вала гидромотора:

, (2)

где - угловая скорость вала гидромотора, с-1;

максимальная скорость ленты, м/с;

- диаметр барабана, м.

Определим мощность на валу гидромотора:

По полученному значению мощности применяем гидропривод с закрытым кругом циркуляции рабочей жидкости. Используем схему с регулируемым насосом и нерегулируемым гидромотором. Такая схема используется при небольшом диапазоне регулирования скорости и обеспечивает постоянное значение момента на валу гидромотора. Так же особенностью такой схемы является плавное изменение частоты вращения вала гидромотора при реверсировании.

Для устранения возможных неполадок конвейера необходимо обеспечить реверсирование гидропривода. Оно обеспечивается реверсивным гидромотором, нереверсивным насосом и гидрораспределителем 64 схемы исполнения.

Система регулирования насоса запитывается от малорасходного насоса с низким номинальным давлением, который также запитывает систему подпитки и фильтрует жидкость.

Гидропривод с объемным управлением способен развивать мощность от 1.5 до 200 кВт. Гидропривод с дроссельным управлением вследствие низкого КПД применяется с обеспечением полезной мощности на исполнительном органе, не превышающей 5…7 кВт. [1]

2. Гидравлический расчет

2.1 Определение установившейся скорости и ускорения исполнительного органа

Суммарное время выполнения операции равно:

, (3)

Где - суммарное время выполнения операции, с;

- время разгона, с;

- время установившегося движения, с;

- время торможения, с.

Установившееся значение угловой скорости вращения вала исполнительного органа:

, (4)

Где уст - установившееся значение угловой скорости вращения вала исполнительного органа, с-1;

=1,6 - скорость ленты, м/с;

Dб=0,5 - диаметр барабана, м.

(5)

Определим угловое ускорение разгона вала исполнительного органа:

(6)

2.2 Определение мощности на исполнительном органе объекта

Уравнение движения вала гидромотора:

(7)

Где - движущий момент, приложенный к валу исполнительного органа, Нм;

- инерционная составляющая движущего момента, Нм;

-момент сопротивления вращению вала исполнительного органа, Нм.

(8)

где =0,1 - приведенный момент инерции вала исполнительного органа, кгм2; [2]

- угловое ускорение разгона вала исполнительного органа, с-2; (Рассчитано по формуле 6)

, (9)

Где -момент сопротивления вращению вала исполнительного органа, Нм.

- постоянный момент, Нм;

Tц -момент силы упругости, Нм;

-момент силы сухого трения, Нм;

-момент силы вязкого трения, Нм.

Момент силы упругости принимаем равным нулю, т.к. объект большой массы и его можно считать абсолютно жестким.

Моменты сил сухого и вязкого трения принимаем равными 10% от постоянного момента [2]:

Поскольку инерционная составляющая движущего момента много меньше момента сопротивления, пренебрегаем ей.

Полезная мощность на валу гидромотора:

(10)

2.3 Выбор гидромотора

Гидромоторы преобразуют энергию потока жидкости в механическую энергию вращения вала. Скорость вращения вала должна изменяться в широких пределах, но только немногие из гидромоторов способны успешно применяться при малых и больших частотах вращения. Поэтому гидромоторы подразделяются на тихоходные (0,5...1000 мин-1) и быстрходные (500...10000 мин-1) [1]. Крутящий момент, развиваемый гидромотором, зависит от его рабочего объёма и перепада давления между входом и выходом . Мощность определяется крутящим моментом и прямо пропорциональна частоте вращения вала гидромотора.

Тихоходные гидромоторы даже при малых частотах вращения развивают большие крутящие моменты.

Выбираемый гидромотор должен удовлетворять следующим параметрам:

Т дв= 6000 Нм -крутящий момент на валу гидромотора;

nм= 30,6 об/мин - частота вращения вала;

По [2] выбираем радиально-поршневой нерегулируемый гидромотор MSE 08.

Его характеристики:

V М = 1248см3 - рабочий объем;

Т Мmax = 7950 Нм - максимальный крутящий момент;

р Мmax = 400бар = 40МПа - максимальное давление

nmax = 145 об/мин - максимальная частота вращения вала;

Рmax = 29кВт - максимальная мощность;

з Мt = 0.9 - общий КПД гидромотора.

Перепад давления определяется по расчетному моменту :

. (11)

Расчетные и каталожные параметры гидромотора удовлетворяют следующим неравенствам:

; ; .

2.4 Определение диаметров трубопроводов

По известным параметрам гидродвигателя определяется расход рабочей жидкости, необходимый для обеспечения расчетной скорости выходного элемента гидродвигателя:

, (12)

Где - суммарный расход гидромотора, м3/с;

- рабочий объем гидромотора, м3;

- расчетная скорость вращения вала гидромотора, об/с;

- объемный кпд гидромотора;

Поскольку гидромотор реверсивный, устанавливаем напорный и сливной трубопроводы одного сечения.

По расходу рабочей жидкости определяется внутренний диаметр тубопровода:

(13)

Где - средняя скорость жидкости в трубопроводе, м/с.

Рекомендуемая средняя скорость имеет следующие численные значения: для всасывающих трубопроводов - 0,5...1,5 м/с; для напорных трубопроводов - 5...10 м/с; для сливных трубопроводов - 3...5 м/с [1].

Меньшее значение средней скорости в напорном трубопроводе выбирается при давлении, превышающем 10 МПа, и длине трубопровода более 10 м.

Назначаем .

.

Назначаем диаметр трубопровода d=23мм.

По ГОСТ 8732-78 выбираем трубу с наружным диаметром 28мм, толщиной стенок 2.5мм, длинной, кратной 1000мм, обычной точности изготовления, из стали марки 10, изготавливается по группе Б ГОСТ 8731-74.

Труба ;

Найдем скорость движения жидкости с учетом назначенного диаметра трубопровода:

(14)

2.5 Выбор рабочей жидкости

Рабочая жидкость должна удовлетворять следующим параметрам:

перепад давления в гидромоторе, 30,6 МПа;

максимальное значение температуры рабочей жидкости, 60 оС;

Выбираем масло МГЕ-46В (ТУ 38 001347-83). Его характеристики:

Плотность 890 кг/см3.

Кинематическая вязкость 50,6 сСт;

Максимальное давление 35МПа;

Температура вспышки 190 оС;

Температура застывания -32 оС;

Кислотное число 0,7 - 1,5 мг КОН/г;

Индекс вязкости ИВ 90;

Тонкость фильтрации 12.

2.6 Выбор насоса

Номинальное давление на выходе из насоса рассчитывается как сумма перепада давления в гидромоторе и потерь давления в линиях подвода и отвода рабочей жидкости от гидромотора, обусловленных гидравлическими сопротивлениями.

Перепад давления в насосе:

, где (15)

- перепад давления в насосе, Па;

- перепад давления на гидромоторе, Па;

- потери в гидросистеме, Па.

, где (16)

- потери давления на местных сопротивлениях, Па;

- потери давления по длине трубопровода, Па.

Потери давления на местных сопротивлениях определяются потерями давления в гидроаппаратуре и потерями давления в трубопроводе, связанными с изменением направления движения потока жидкости. Поскольку потери давления в трубопроводе, связанные с изменением направления движения потока жидкости, малы по сравнению с потерями давления в гидроаппаратуре, считаем их равными нулю.

Выбираемый распределитель Р1 должен удовлетворять следующим параметрам:

qм = 0,70710-3 - расход гидромотора м3/с;

рм= 30,6 - перепад давления в гидромоторе, МПа;

По [3] выбираем 4/3 гидрораспределитель, выполненный по 64 схеме, с электрическим управлением управлением, диаметром условного прохода 32 мм: ВЕ32.64. Н.УХЛ4 1Р323.

Его характеристики:

qn=330 - 700- номинальный расход, л/мин;

qmax=600 - 900- максимальный расход, л/мин;

pn=32 - номинальное давление, МПа;

=0,05 - потери давления в гидрораспределителе, МПа;

=0,05 МПа

Потери давления по длине трубопровода определяются по формуле Дарси-Вейсбаха [4]:

(17)

где - коэффициент сопротивления трения;

l=10м - длина напорного трубопровода;

d=23мм - диаметр напорного трубопровода;

- скорость в трубопроводе;

Найдем число Рейнольдса для данного трубопровода:

(18)



Полученное значение числа Рейнольдса показывает, что движение жидкости в трубе - турбулентное, следовательно, коэффициент сопротивления трения можно найти по формуле:

(19)

Найдем потери давления по длине трубопровода:

Потери давления в гидросистеме:

Перепад давления в насосе:

Выбираемый насос должен удовлетворять следующим параметрам:

- перепад давления в насосе,

qм =0,707 - расход жидкости в гидромоторе, м3/с;

По [3] выбираем радиально поршневой насос PV 075.

Его характеристики:

Рабочий объем насоса, ;

Максимальное давление на выходе из насоса, 45 МПа;

Максимальная частота вращения вала насоса, 4165 об/мин;

Максимальная потребляемая мощность, 224 кВт;

Определим фактическую угловую скорость вала насоса:

(20)

Фактическая частота вращения вала насоса:

(21)

Фактический расход насоса:

По [2] подбираем насос подпитки:

Выбираем нерегулируемый пластинчатый насос НПл16/6.3.

Его характеристики:

Рабочий объем насоса, ;

Номинальная подача, 12.7 л/мин;

Номинальное давление на выходе из насоса, 6,3 МПа;

Номинальная частота вращения вала насоса, 950 об/мин;

Максимальная частота вращения вала насоса, 1500 об/мин;

Минимальная частота вращения вала насоса, 600 об/мин;

Номинальная мощность, 1,9 кВт;

;

Масса насоса, 9,7 кг.

2.7 Выбор приводящего двигателя

Ленточный конвейер - стационарная гидравлическая система, поэтому в качестве приводящего двигателя выбираем асинхронный двигатель.

Поскольку к приводящему двигателю подключено два насоса, для определения мощности на валу приводящего двигателя, складываем мощности насосов:

(23)

Мощность на валу основного насоса:

(24)

Где - номинальный расход насоса, м3/с;

- общий кпд насоса;

- номинальное давление на выходе насоса, Па;

- коэффициент запаса.

С учетом того, что в расчете была пренебреженна инерционная составляющая движущего момента, приложенного к валу исполнительного органа, назначаем коэффициент запаса k=1,1 [1].

Мощность на валу приводящего двигателя:

По полученным данным выбираем электродвигатель асинхронный, трехфазный: АИР200L6 [4]:

Мощность, 30 кВт;

Номинальная частота вращения, 1000 об/мин;

Скольжение, 2.5 %;

КПД, 90 %;

Для обеспечения рассчитанной частоты вращения вала основного насоса, между электродвигателем и насосом устанавливаем редуктор с передаточным отношением i=1.78 Подключение основного насоса и насоса подпитки к электродвигателю показано на рисунке 2.

1 - Основной насос Н1;

2 - Насос подпитки Н2;

3 - Редуктор;

4 - Электродвигатель ЭД1

Рисунок 2. Подключение основного насоса и насоса подпитки к электродвигателю

гидропривод мощность двигатель трубопровод

3. Тепловой расчет гидропривода

Работа гидропривода сопровождается потерями энергии в насосе, гидродвигателе, гидроаппаратах и трубопроводах, идущими на нагрев жидкости, температура которой может повышаться до недопустимых значений. С ростом температуры понижается вязкость рабочей жидкости, увеличиваются утечки при дросселировании в зазорах, что ведет к дальнейшему повышению температуры. Высокая температура способствует более интенсивному протеканию окислительного процесса рабочей жидкости, уменьшению прочности смазочной пленки между трущимися поверхностями и, следовательно, снижению надежности гидропривода.

Часть тепловой энергии рассеивается в окружающую среду теплопередачей от поверхности гидробака, трубопроводов и гидроагрегатов. Поэтому необходимо, чтобы в гидросистеме был установлен соответствующий тепловой баланс, определяемый равенством притока и оттока тепла, причем при расчете этого баланса в первом приближении не следует принимать во внимание возможность аккумулирования тепла в гидробаке.

Тепловой расчет разомкнутого гидропривода на практике можно свести к расчету минимально необходимого объема рабочей жидкости в гидробаке, при котором перепад температур не превысит допустимой величины, или определения установившейся температуры после длительной работы гидропривода, если известен объем жидкости, и сравнения ее с допустимой температурой нагрева. Поддержание температуры рабочей жидкости в норме достигается также применением теплообменников.

Определим КПД гидропривода:

(25)

где =19200 - мощность на валу гидромотора, Вт (Рассчитано по формуле 10);

- мощность на валу насоса, Вт (Рассчитано по формуле 24);

Мощность, затраченная на нагрев рабочей жидкости:

(26)

Поскольку мощность, затраченная на нагрев рабочей жидкости, много меньше мощности гидропривода, и гидролинии имеют достаточную длину, необходимость в установке теплообменника отсутствует.

Для системы подпитки выбираем бак объемом, равным объему жидкости, прошедшей через насос подпитки в течении 5 минут:

(27)

Назначаем . Размеры бака: 0,4х0,4х0,4 м.

4. Прочностной расчет трубопровода

Материал трубопроводов сталь 10, .

Определим временное сопротивление растяжению материала напорного трубопровода:

, (28)

Где - давление в гидросистеме, Па; ;

- коэффициент безопасности (для участков с ненапряженным режимом работы); ;

- толщина стенок трубопровода, м; .

.

Условие прочности:

, (29)

Условие прочности выполняется.

5. Оценка надежности спроектированного ГП

Оценку надежности будем выполнять по методу структурных схем.

Цель расчета заключается в определении количества показателей надежности гидравлического устройства в целом по известным показателям надежности составляющих элементов.

Суть метода структурных схем заключается в определении надежности. Задача решается в 2 этапа. На первом этапе составляется структурная схема надежности гидравлического устройства. На втором этапе на основе структурной схемы надежности находится формула для определения показателей надежности.

На стадиях испытаний и эксплуатации расчет надежности производят для оценки достигнутых показателей надежности и для поиска пути повышения надежности гидравлического устройства.

Структурная схема надежности:

При составлении структурной схемы надежности необходимо сформулировать условие отказа: Гидропривод откажет, если откажет любой из элементов гидропривода.

Формирование исходных данных t=3000 ч.

Элемент гидропривода	Интенсивность отказов, ? (), 1/час
Мотор (М1)	4
Переливной клапан(ПК1)	8,1
Переливной клапан(ПК2)	8,1
Распределитель (Р1)	2,5
Обратный клапан(ОК1)	14
Обратный клапан(ОК2)	14
Фильтр(Ф1)	4
Переливной клапан(ПК3)	8,1
Насос(Н1)	20
Насос(Н2)	13
Гидробак (Б1)	1,5
Гидроцилиндр(Ц1)	0,01
Распределитель(Р2)	0,05
Гидролинии (ГЛ1)	78

Определяем показатели надёжности:

(30)

(4+8,1+8,1+14+14+4+8,1+20+13+2,5+0,01+0,05+1,5+78)*=

=175* 1/час

Вероятность безотказной работы гидропривода при последовательном соединении элементов определяется как:

(31)

где t - заданное время работы гидропривода = 3000 ч.

P(t=3000) = =0,59

Время безотказной работы до отказа определяется как:

= 5702 час, (32)

6. Гидроаппаратура

Предохранительные клапаны (ПК1), (ПК2), (ПК3) выбираем по давлению и расходу в сети . Назначаем предохранительный клапан DBD*20K1X/** ввертной. Диаметр условного прохода Dy= 20мм. Максимальное давление pmax=40 МПа. Максимальный расход Qmax=200л/мин. Изготовитель - Rexroth. [5]

Фильтр (Ф1) выбираем по давлению в системе подпитке и по расходу: pn= 6,3 МПа, qn= 12.7 л/мин. Назначаем фильтр RFBN/HCO160G10*2.X/* , Максимальный расход Qmax=160л/мин. Максимальное давление pmax=6,3 МПа. Тонкость фильтрации 14. Изготовитель - Rexroth. [5]

Обратные клапаны (ОК1), (ОК2) выбираем по давлению и расходу в сети . Назначаем обратный клапан Г51-31. Номинальный расход qn=16 л/мин. Максимальное давление pmax=32 МПа. [3]

Гидрораспределитель Р1 выбираем по давлению и расходу в сети . Назначаем 4/3 гидрораспределитель, выполненный по 64 схеме, с электрическим управлением, диаметром условного прохода 32 мм: ВЕ32.64. Н.УХЛ4 1Р323 . Номинальный расход qn=330 - 700 л/мин. Максимальный расход qmax=600 - 900 л/мин. Номинальное давление pn=32 МПа. [3]

Гидрораспределитель Р2 выбираем по давлению в системе подпитке и по расходу: pn= 6,3 МПа, qn= 12.7 л/мин. Назначаем дросселирующий 4/3 гидрораспределитель 44 схема исполнения с механическим управлением (Р2): 4WS*2Е*10- 4X/*B******. Диаметр условного прохода Dy= 10мм. Максимальное давление pmax=31,5 МПа. Максимальный расход Qmax=20л/мин. Потери давления в гидрораспределителе=0,05 МПа. Изготовитель - Rexroth. [5]

Список литературы

1. Квашнин А.И. Гидравлический привод и средства автоматика. Проектирование объемного гидропривода: учеб.-метод. пособие /Квашнин А.И. - Пермь: Изд-во Перм. гос. техн. ун-та, 2007 г. - 82с.

2. Свешников В.К. Станочные приводы: справочник: Библиотека конструктора /Свешников В.К. - 4-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2004. - 512 с.

3. POCLAIN HYDRAULICS. Справочник-каталог 2005 . - URL: http://www.hydrapac.com/netcat_files/File/poclain_hp.pdf

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. Т.3. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001. - 864 с.: ил.

5. Свешников В.К. Гидрооборудование: Международный справочник. Книга 2. Гидроаппаратура: Номенклатура, параметры, размеры, взаимозаменяемость. ООО «Издательский центр «Техинформ» МАИ» - 2002 508 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru

...