Гидропривод возвратно-поступательного действия

Размещено на http://www.allbest.ru

Содержание

Введение

1. Исходные данные для расчёта объёмного гидропривода

2. Описание принципиальной гидравлической схемы

3. Расчёт объёмного гидропривода

3.1. Определение мощности гидропривода и насоса

3.2. Выбор насоса

3.3. Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

3.4. Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

3.5. Расчёт потерь давления в гидролиниях

3.6. Расчёт гидроцилиндра

Заключение

Список литературы

Введение

Приводом называется устройство для приведения в движение механизмов и машин.

Привод, в котором носителем энергии является жидкость, называется гидравлическим (сокращенно гидропривод). Различают два типа гидравлических приводов: объемный гидропривод и гидродинамический привод.

Объемным гидроприводом называют совокупность устройств, предназначенных для приведения в движение исполнительных механизмов и машин с помощью рабочей жидкости под давлением. Объемным гидропривод называется потому, что передача движения от источника энергии (насоса) к исполнительному механизму (гидродвигателю) осуществляется за счет перемещающихся внутри системы объемов жидкости, т.е. рабочая жидкость обеспечивает кинематические связи (перемещение, скорость) в системе путем вытеснения замкнутых объемов жидкости.

В состав объемного гидропривода входят следующие устройства:

· один или несколько насосов;

· один или несколько гидродвигателей (гидроцилиндров, гидромоторов, поворотных гидродвигателей);

· гидроаппаратура (клапаны, дроссели, гидрораспределители и др.);

· кондиционеры рабочей жидкости (фильтры, теплообменники и др.);

· гидроемкости (гидробаки, гидроаккумуляторы);

· гидpолинии.

Насосы преобразуют механическую энергию приводных двигателей (тепловых, электрических и других) в энергию потока жидкости.

Объемные гидродвигатели (гидроцилиндры, гидромоторы и поворотные гидродвигатели) преобразуют энергию потока рабочей жидкости в механическую энергию выходных звеньев (исполнительных механизмов) привода.

Гидроаппараты (клапаны, дроссели, распределители) предназначены для управления потоком рабочей жидкости. Под этим понимается изменение или поддержание заданных значений давления или расхода рабочей жидкости, либо изменение направления, пуск и остановка потока рабочей жидкости, а также открытие или перекрытие отдельных гидролиний. При помощи гидроаппаратуры осуществляется управление гидроприводом и его защита от перегрузок.

Кондиционеры рабочей жидкости обеспечивают поддержание ее необходимых качественных показателей и состояния. К ним относятся фильтры, теплообменники (охладители и нагреватели), влагоотделители и др.

Гидроемкости (гидробаки, гидроаккумуляторы) служат для хранения рабочей жидкости, которая используется в процессе работы гидропривода.

Гидролинии предназначены для движения рабочей жидкости или передаче давления от одного устройства гидропривода к другому или внутри устройства от одной полости (камеры) к другой. Различают гидролинии всасывающие, напорные, сливные, исполнительные, дренажные, управления и каналы. Конструктивно гидролинии представляют собой трубы, рукава, каналы и соединения.

Все гидравлические устройства должны быть оснащены уплотнениями для герметизации соединений.

Принцип действия объемного гидропривода основан:

- на практической несжимаемости рабочей жидкости (высоком модуле объемной упругости рабочей жидкости);

- использовании закона Паскаля;

- применении уравнения Бернулли, учитывающего течение реальной жидкости в гидросистеме.

К достоинствам гидропривода можно отнести:

· снижение металлоёмкости и габаритов машины из-за отсутствия или сокращения числа валов, редукторов, муфт, фрикционов и т.п.;

· простую и более совершенную компоновку машин с гидроприводом;

· малую инерционность гидропривода, которая обеспечивает высокое быстродействие, позволяет производить включение и реверсирование гидродвигателей за доли секунды;

· упрощение кинематики машины;

· возможность бесступенчатого плавного регулирования скорости выходных звеньев в широком диапазоне;

· возможность получения больших передаточных отношений;

· простоту преобразования вращательного движения ведущего звена в поступательное движение ведомого звена;

· возможность разветвления мощности простыми средствами для совмещения различных операций по времени;

· легкость управления и регулирования, возможность автоматизации и дистанционного управления машинами с высокой точностью;

· простоту предохранительных устройств и их высокую надежность;

· возможность унификации и стандартизации основных элементов, что облегчает процесс конструирования, эксплуатации и ремонта гидропривода;

· применение минеральных масел в качестве рабочей жидкости, что обеспечивает самосмазываемость элементов гидропривода, повышает их долговечность и эксплуатационные качества;

· высокая механическая жесткость по отношению к нагрузке (из-за большого значения модуля объёмной упругости жидкости), что сохраняет стабильные значения скоростей движения выходных звеньев при изменении величины и знака нагрузки.

Гидроприводы имеют следующие недостатки:

- зависимость характеристик гидропривода от вязкости рабочей жидкости, которая изменяется от температуры;

- наличие газа (воздуха) в жидкости резко ухудшает нормальную работу гидропривода, приводит к уменьшению значения модуля объёмной упругости жидкости, жёсткости гидропривода, появлению запаздывания действия гидропривода, нарушению плавности движения приводимых механизмов, понижению подачи насосов;

- наличие внутренних и наружных утечек рабочей жидкости приводит к снижению КПД гидроприводов;

- повышенные требования к точности изготовления отдельных элементов гидропривода увеличивает его стоимость;

- относительная сложность монтажа, трудности выявления неисправностей и ремонта в условиях эксплуатации, высокие расходы на обслуживание и ремонт.

Внутренние утечки рабочей жидкости через зазоры подвижных соединений в допустимых пределах полезны, так как улучшают условия смазывания и теплоотвода.

1. Исходные данные для расчета объемного гидропривода

Навесной одноковшовый экскаватор

Привод рукояти

Номинальное давление гидропривода, МПа	14,0
Усилие на штоке гидроцилиндра тянущем, кН	20,0
Скорость перемещения штока гидроцилиндра, м/с	0,25
Длины гидролиний, м:
а) всасывающей (от бака к насосу)	0,7
б) напорной (от насоса к распределителю)	4
в) исполнительной (от распределителя к гидродвигателю)	3
г) сливной (от распределителя к баку)	5
Местные сопротивления, шт:
а) переходник	4
б) штуцер	4
в) разъемная муфта	6
г) плавное колено 90	8
д) дроссель	5
Температурный режим работы (окружающей среды) ,C	-20…+25

2. Описание принципиальной гидравлической схемы

Принципиальная гидравлическая схема определяет полный состав элементов и связей между ними и дает детальное представление о принципах работы изделия.

Насос 1 по гидролиниям нагнетает рабочую жидкость из гидробака 2 в четырехзолотниковый гидрораспределитель 3. От насоса 1 через первые три золотника гидрораспределителя 3 рабочая жидкость подводится к гидроцилиндру ковша 4. Для предохранения насоса и всей гидросистемы от перегрузок в гидрораспределителе 3 установлен предохранительный клапан 5. Для контроля за работой гидросистемы на напорной гидролинии насоса 1 установлен манометр 6. На сливной гидролинии гидросистемы установлен фильтр 7 со встроенным переливным клапаном. О степени загрязнения фильтра, повышении его сопротивления и необходимости очистки или замены фильтра можно судить по показаниям манометра 8. Контроль за температурой рабочей жидкости в гидробаке 2 экскаватора осуществляется с помощью датчика давления 9.

3. Расчёт объёмного гидропривода

3.1 Определение мощности гидропривода и насоса

Полезную мощность гидродвигателя возвратно-поступательного действия (гидроцилиндра) Nгдв, кВт, определяют по формуле:

Nгдв=FV, (1)

где F - усилие на штоке, кН:

V - скорость движения штока, м/с.

Nгдв=200,25=5 кВт

Полезную мощность насоса Nнп, кВт, определяют по формуле:

Nнп = k_зуk_зс Nгдв, (2)

где k_зу - коэффициент запаса по усилию, учитывающий гидравлические потери давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний, а также потери мощности на преодоление инерционных сил, сил механического трения в подвижных сопротивлениях (1,1…1,2);

k_зс - коэффициент запаса по скорости, учитывающий утечки рабочей жидкости, уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме (1,1…1,3).

Nнп=1,11,15=6,05 кВт

3.2 Выбор насоса

Подача насоса Qн , дм/с, определяют по формуле:

Qн = Nнп / pном , (3)

где pном - номинальное давление, МПа.

Qн=6,05/14=0,432 дм/с

Рабочий объём насоса q_Н, дм/об, определяется по формуле:

q_Н= Nнп /( p_НОМn_Н), (4)

n_Н - частота вращения вала насоса, с (n_Н =1500 об/мин = 25 с).

q_Н=6,05/1425=0,017 дм/об

Выбираем насос НШ - 32-4 по подходящим параметрам p_НОМ и q_Н .

Таблица 1. Техническая характеристика шестеренного насоса типа НШ32-4

Рабочий объем, см3	31,5
Давление на выходе, МПа:
номинальное	20
максимальное	25
Давление на входе в насос, МПа:
минимальное	0,08
максимальное	0,15
Частота вращения вала, с-1
минимальное	5
номинальная	24
максимальная	30
Номинальная потребляемая мощность, кВт	33,2
КПД насоса	0,85
Объемный КПД	0,94
Класс чистоты рабочей жидкости ГОСТ 17216-71	15
Номинальная тонкость фильтрации рабочей жидкости, мкм, не более	25
Масса, кг	6,4

По технической характеристике выбранного насоса производим уточнение действительной подачи насоса Qнд , дм/с, по формуле:

Q_нд = q_ндn_ндоб, (5)

где q_нд - действительный рабочий объём насоса, дм;

n_нд - действительная частота вращения насоса, с;

об - объемный КПД насоса.

Q_нд=0,0315250,94=0,74 дм/с.

3.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

Зададимся скоростями движения жидкости [3,4].

Для всасывающей гидролинии примем Vвс = 1,2 м/с.

Для сливной гидролинии примем Vсл = 2 м/с.

Для напорной гидролинии примем Vнап = 5,0 м/с.

Расчетное значение диаметра гидролинии d_р , м, определяется по формуле:

(6)

Для всасывающей гидролинии:

d_рвс = = 0.028м

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_рвс = 28мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75. Значение толщины стенки трубопровода примем 3 мм.

Для сливной гидролинии:

d_рсл == 0.022 м

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_рсл = 22мм

Производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75. Значение толщины стенки трубопровода примем 3 мм.

Для напорной гидролинии:

d_рн == 0.014 м

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии

d_рнап = 14мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75. Значение толщины стенки трубопровода примем 3 мм.

Действительная скорость движения жидкости Vжд , м/с, определяется по формуле:

, (7)

Для всасывающей гидролинии:

V_{жд вс} ==1.202 м/с

Для сливной гидролинии:

V_{жд вс} ==1.948 м/с

Для напорной гидролинии:

V_{жд вс} ==4.81 м/с

3.4 Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Таблица 2. Техническая характеристика секционного гидрораспределителя типа Р, [2,3].

Параметр	Значение
Давление, МПа: номинальное максимальное	16 17,5
Расход рабочей жидкости, дм/мин: номинальный максимальный	100 125
Условный проход, мм	20
Управление	Ручное
Давление в сливной гидролинии, МПа, не более	0,8

Таблица 3. Техническая характеристика Предохранительного клапана прямого действия К21002.

Параметр	Значение
Условный проход, мм	16
Номинальный расход, дм/мин	10
Максимальный расход рабочей жидкости, дм/мин	120
Масса, кг	1

Таблица 4. Техническая характеристика линейного фильтра типа 1.1.25-25

Параметр	Значение
Условный проход, мм	25
Номинальный расход через фильтр при вязкости р/ж 20…30 сСт, дм/мин	63
Номинальная тонкость фильтрации, мкм	25
Номинальное давление, МПа	0,63
Номинальный перепад давления, МПа	0,8
Перепад давления на фильтроэлементе, МПа	0,3
Ресурс работы фильтроэлемента, ч	200
Масса сухого фильтра, кг	8

Таблица 5. Характеристика рабочей жидкости - масло МГ-30

Параметр	Значение
Плотность при 20С, кг/м	885
Вязкость при 50С, сСт	27..33
Температура застывания, С	-35
Температура вспышки, С	190

3.5 Расчет потерь давления в гидролиниях

Потери давления определяются отдельно для каждой гидролинии при определенной температуре рабочей жидкости по формуле

(8)

где - потери давления в гидролинии, МПа;

- сумма путевых потерь, МПа;

- сумма потерь в местных сопротивлениях, МПа;

Потери давления по длине гидролинии определяются по формуле

, (9)

где - потери давления по длине, МПа;

- плотность рабочей жидкости,

- коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси);

l - длина гидролинии, м;

d - внутренний диаметр гидролинии, м;

- скорость движения жидкости, кг/м3.

Коэффициент путевых потерь ? (коэффициент Дарси) определяется по формуле

Для турбулентного режима:

; (10)

Для ламинарного режима:

; (11)

Число Рейнольдса определяется по формуле:

 (12)

где - скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

d- внутренний диаметр гидролинии, м;

- кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м2/с.

Для напорной гидролинии:

Re_н==2693.6

Для сливной гидролинии:

Re_сл==1714.2

Для всасывающей гидролинии:

Re_вс==1347.4

Так как полученное число Рейнольдса Re = 2683>2320, то движение жидкости в напорной гидролинии турбулентное.

Определяем коэффициент путевых потерь ? (коэффициент Дарси) для турбулентного режима по формуле (10):

Так как полученное число Рейнольдса Re = 1714<2320, то движение жидкости в сливной гидролинии ламинарное.

Определяем коэффициент путевых потерь ? (коэффициент Дарси) для ламинарного режима по формуле (10):

Так как полученное число Рейнольдса Re = 1347<2320, то движение жидкости во всасывающей гидролинии ламинарное.

Определяем коэффициент путевых потерь ? (коэффициент Дарси) для ламинарного режима по формуле (10):

Определяем путевые потери для напорной гидролинии по формуле (9):

МПа

Определяем путевые потери для сливной гидролинии по формуле (9):

МПа

Определяем путевые потери для всасывающей гидролинии по формуле (9):

МПа

Потери давления в местном сопротивлении определяются по формуле:

 (13)

где - потери давления в местном сопротивлении, МПа;

- коэффициент местного сопротивления;

- скорость движения жидкости, м/с;

- плотность рабочей жидкости, кг/м3.

Местные сопротивления
Золотниковый распределитель (напорная) Фильтр (сливная)	2 2….3

Распределение заданных видов местных сопротивлений по гидролиниям (напорной, сливной) производим произвольно.

Местные сопротивления напорной гидролинии: переходник - 2 шт., штуцер - 2 шт., разъемная муфта - 3 шт., плавное колено 90- 4 шт., дроссель - 3 шт.

Местные сопротивления сливной гидролинии: переходник - 2 шт., штуцер - 2 шт., разъемная муфта - 3 шт., плавное колено 90- 4 шт., дроссель - 2 шт.

Определяем потери давлении в местных сопротивлениях для напорной гидролинии по формуле (13):

МПа

Определяем потери давлении в местных сопротивлениях для сливной гидролинии по формуле (13):

МПа

Определяем потери давлении в местных сопротивлениях для всасывающей гидролинии по формуле :

МПа

Потери давления в гидролинии p, МПа, определяется по формуле (8):

Для напорной гидролинии:

МПа

Для сливной гидролинии:

МПа

Для всасывающей гидролинии:

МПа

3.6 Расчет гидроцилиндра

Для расчета гидроцилиндра воспользуемся расчетной схемой (Рисунок 2).

Рисунок 2. Гидроцилиндр со штоковой рабочей полостью

Диаметр поршня гидроцилиндра с штоковой рабочей полостью определяем из уравнения равновесия сил, действующих на шток:

, (14)

где - усилие на штоке, F₂=20000 Н;

- давление в поршневой полости, Па, , здесь - потери давления в сливной гидролинии;

D - диаметр поршня, м;

- давление в штоковой полости, Па, , здесь - потери давления в напорной гидролинии;

d - диаметр штока, м.

Задавшись значением коэффициента и решив уравнение (14) относительно диаметра поршня, получим следующее выражение:

(15)

м

Из уравнения неразрывности потока жидкости вторично определяют диаметр поршня

(16)

где D - диаметр поршня, м;

Qнд - расход жидкости, /с;

V - скорость движения штока, м/с.

м

Находим среднее значение диаметра поршня D, м, по формуле:

(17)

м

На основании полученных диаметров штока и поршня выберем поршневой цилиндр. гидропривод насос давление гидролиния

Таблица 7. Поршневой цилиндр двухстороннего действия У4564.210А.

Параметр	Значение
Диаметр поршня D, мм	63
Диаметр штока d, мм	40

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определим действительное усилие , Н, развиваемое гидроцилиндром по формуле (14):

где - давление в поршневой полости, Па ();

- давление в штоковой полости, Па, определяется по формуле:

(19)

Па

H

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительную скорость V_д, м/с, по формуле:

где S_эф - эффективная площадь поршня, м, определяется по формуле:

, (20)

м,

м/с

Сравниваем действительные и заданные параметры по относительным величинам:

(21)

где V - заданная скорость штока, м/с.

Отклонение действительного значения скорости от заданного не превышает 10%.

(22)

В связи с тем, отклонение действительного значения усилия от заданного составляет 26%, то рекомендуемое давление должно составлять:

,

Па.

Заключение

В результате проведенного исследования были произведены расчеты и выбраны следующие устройства, аппаратура и рабочая жидкость:

· Насос шестеренного типа НШ32-4

· Гидрораспределитель типа Р

· Предохранительный клапан прямого действия К21002

· Фильтр 1.1.25-25

· Рабочая жидкость - масло МГ-30

· Гидроцилиндр двухстороннего действия с односторонним штоком со штоковой рабочей областью

Список литературы

1. Галдин Н.С. Расчет объемного гидропривода мобильных машин. Методические указания для курсового проектирования по дисциплинам «Гидравлика», «Гидравлика и гидропневмопривод», Омск издательство СибАДИ 2003.

2. Галдин Н.С. Элементы объемных гидроприводов мобильных машин. Справочные материалы. Учебное пособие. Омск издательство СибАДИ 2005.

3. Галдин Н.С. Гидравлические машины и объемный гидропривод. Учебное пособие. Омск издательство СибАДИ 2007.

4. Семенова И.А. Галдин Н.С. Гидравлические схемы мобильных машин. Омск издательство СибАДИ 2010.

5. Галдин Н.С. Кукин А.В. Атлас гидравлических схем мобильных машин и оборудования. Учебное пособие. Омск издательство СибАДИ 2006.

Размещено на Allbest.ru

...