Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический университет

Кафедра “Металлорежущие станки и инструменты”

Курсовой проект

По курсу «Гидро и пневмоприводы»

на тему

“Разработка гидравлического привода с тремя цилиндрами, расположенными вертикально и горизонтально”

Исполнитель

студент гр.103530

Мироновский А.В.

Руководитель

Бачанцев А.И.

Минск 2013



Аннотация

В данной курсовой работе спроектирован гидравлический привод. Цикл работы: Ц3-зажим Ц1 -БП- РП1-РП2 - БО.

Ц2: БП-МП -РП1-РП2- БО Ц3- разжим.

Так же приведены расчет и выбор гидродвигателя, параметров трубопровода, расходов рабочей жидкости, потерь давления, выбор гидроаппаратуры, расчет КПД, тепловой расчет гидропривода. Разработана гидравлическая схема, позволяющая осуществить данный цикл работы гидропривода, выбраны комплектующие гидропривода и приведено описание ее работы.

В графической части представлены чертежи:

Лист 1 - принципиальная гидравлическая схема,

Лист 2- спроектированный гидроцилиндр;

• Оглавление
• Введение
• 1. Составление расчетных схем. Определение сил, действующих на гидроцилиндры
• 2. Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей
• 2.1 Определение параметров одноштокового гидроцилиндра Ц1
• 2.2 Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц2
• 2.3 Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц3
• 3. Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в гидродвигателях
• 3.1 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в одноштоковом гидроцилиндре Ц1
• 3.2 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в двухштоковом гидроцилиндре Ц2
• 3.3 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в двухштоковом гидроцилиндре Ц3
• 4. Описание работы разработанной гидравлической схемы
• 5. Обоснование и выбор рабочей жидкости, способов и степени ее очистки
• 6. Обоснование и выбор гидроаппаратуры и способа ее монтажа
• 7. Расчет параметров и выбор трубопроводов
• 8. Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе
• 9. Определение объемных потерь и подачи насосной установки
• 10. Расчет и выбор насоса, и гидроаккумулятора
• 11. Расчет мощности и выбор приводного электродвигателя
• 12. Определение КПД гидравлического привода
• 13. Тепловой расчет гидропривода
• Литература
• Приложение

Введение

В настоящее время в приводах станков широкое применение получили гидравлические приводы. Их преимуществом является малая масса и объем, приходящийся на одну единицу мощности, высокий КПД, надежность, возможность создавать большие тяговые усилия, плавность перемещений, возможность плавного регулирования скорости перемещения и простоты обеспечения автоматизированного управления.

Гидродвигатели обладают хорошей динамичностью. Время их реверса составляет 0,03-0,05 секунд. Для гидродвигателя поступательного действия возможно реверсирование до 1000 раз в минуту.

Важным преимуществом гидропривода является возможность бесступенчатого регулирования в широком диапазоне в комбинации со ступенчатым регулированием.

Гидроприводы относительно несложны в изготовлении и конструкции, а также просты в эксплуатации, что позволяет использовать гидроприводы в приводах станков. Применение гидропривода позволяет упростить кинематику станков, снизить металлоемкость, повысить надежность и уровень автоматизации.



1. Составление расчетных схем. Определение сил, действующих на гидроцилиндры

гидродвигатель трубопровод цилиндр привод

Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1, расположенного горизонтально при быстром подводе (БП)

Рисунок 1.1 Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при быстром подводе

Согласно указанным в задании данным расчетная нагрузка, действующая на гидродвигатель, составляет 8кН. Для расчета гидравлической системы привода необходимо определить наибольшую расчетную нагрузку, которую должен преодолеть проектируемый привод. Для этого составляем план сил, действующих на гидродвигатель и из уравнения равновесия определить эту силу.

На цилиндр будут действовать сила инерции и сила трения .

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

,

где

m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=150 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f- коэффициент трения; f=0,1.

,

где

m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

- ускорение, ;

.

.

G=mg=15x9.81=1471.5.

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

.

Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1, расположенного горизонтально при рабочих перемещениях (РП1 и РП2)

Рисунок 1.2 Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при рабочих перемещениях

На цилиндр будут действовать сила трения ,сила тяжести G, сила инерции и усилие .

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

,

,

где

m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=150 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f- коэффициент трения; f=0,1.

,

где m - масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=150 кг;

а - ускорение, ;

При РП1 и РП2 ускорение будет равно:

.

Ускорения очень малы, поэтому силой инерции пренебрегаем

,

где усилие на штоке гидроцилиндра, Н; (дано по заданию).

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

.

Расчетная схема одноштокового цилиндра Ц1, расположенного горизонтально при быстром отводе (БО)

Рисунок 1.3 Расчетная схема одноштокового гидроцилиндра при быстром отводе

На цилиндр будут действовать сила инерции и сила трения .

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

,

где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=150 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f- коэффициент трения; f=0,1.

,

где

m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=150 кг;

a - ускорение, ;

.

.

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

.

Соответственно наибольшая нагрузка, которую должен преодолеть цилиндр Ц1, равна:

.

Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2, расположенного горизонтально при быстром подводе (БП)

Рисунок 1.4 Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при быстром подводе

На цилиндр будут действовать сила инерции и сила трения .

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

,

где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f- коэффициент трения; f=0,1.

,

где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

.

.

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

.

Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2, расположенного горизонтально при рабочих перемещениях (РП1 и РП2)

Рисунок 1.5 Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при рабочих перемещениях

На цилиндр будут действовать сила трения , сила инерции и усилие .

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

,

,

где

m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f- коэффициент трения; f=0,1.

При РП1 и РП2 ускорение будет равно:

.

Ускорения очень малы, поэтому силой инерции пренебрегаем

,

где усилие на штоке гидроцилиндра, Н; (дано по заданию).

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

.

Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц2, расположенного горизонтально при быстром отводе (БО)

Рисунок 1.6 Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра при быстром отводе

На цилиндр будут действовать сила инерции и сила трения .

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:



,

где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f- коэффициент трения; f=0,1.

,

.

.

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

.

Наибольшая нагрузка, которую должен преодолеть цилиндр Ц2, равна:

.

Расчетная схема двухштокового цилиндра Ц3, расположенного горизонтально.

Рисунок 1.7 Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра одностороннего действия при быстром подводе

На цилиндр будут действовать сила инерции , сила трения и сила упругости пружины .

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

,

где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=200 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f- коэффициент трения; f=0,1.

,

где m-масса исполнительного органа, шток гидроцилиндра; m=100 кг;

a - ускорение, ;

.

.

.

Расчетная схема двухштокового цилиндра одностороннего действия Ц3, расположенного горизонтально при зажиме

Рисунок 1.8 Расчетная схема двухштокового гидроцилиндра одностороннего действия при зажиме

На цилиндр будут действовать усилие и сила упругости пружины .

С учетом вышеизложенного находим наибольшую нагрузку, действующую на гидроцилиндр:

,

,

где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=200 кг;

g- ускорение свободного падения, ; g=9,81:

f- коэффициент трения; f=0,1.

,

где m-масса исполнительного органа, посаженного на шток гидроцилиндра, кг; m=100 кг;

a - ускорение, ;

.

.

усилие на штоке гидроцилиндра, Н; (дано по заданию).

Подставляем найденные значения. Получаем, что нагрузка будет равна:

F_заж=15000+18,5+196,2=15214,7H.

Соответственно наибольшая нагрузка, которую должен преодолеть цилиндр Ц3, равна: F_заж=15214,7H

2. Расчет и выбор основных параметров гидравлических двигателей

2.1 Определение параметров одноштокового гидроцилиндра Ц1

Определение параметров одноштокового гидроцилиндра Ц1 производим по формуле согласно расчетной схеме и методике расчета [1, c.22]:

F_Р=,

где - полезный перепад давления, МПа;

S_H- площадь (рабочая) полости нагнетания, мм²;

- механический КПД привода;

Рабочая площадь поршня полости нагнетания определяется по формуле:

, [1, c.23]

Принимаем=0,9 3,2=2,88 МПа;

При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра обычно является полостью напора, поэтому диаметр поршня определяется по формуле:

;

Принимаем по ГОСТ 6540 D=110 мм.

Диаметр штока принимаем:

d=(0,3…0,5)·D=0,51·110=56 мм;

Определяем рабочие площади:

-полость нагнетания:

мм²;

-полость слива:

мм².

Длинна хода поршня L=900 мм.

2.2 Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц2

Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц2 производим по формуле согласно расчетной схеме и методике расчета [1, c.22]:

F_Р=,

где - полезный перепад давления, МПа;

S_H- площадь (рабочая) полости нагнетания, мм²;

- механический КПД привода;

Рабочая площадь поршня полости нагнетания определяется по формуле:

;

Принимаем=0,8 3,2=2,56 МПа;

При рабочем ходе штоковая полость цилиндра обычно является полостью напора, поэтому диаметр поршня определяется по формуле:

;

Принимаем по ГОСТ 6540 D=110мм.

Диаметр штока принимаем:

d=(0,3…0,5)·D=0,5·100= 56 мм;

Определяем рабочие площади полостей нагнетания и слива:

мм².

Длинна хода поршня L=600 мм.

2.3 Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц3

Определение параметров двухштокового гидроцилиндра Ц2 производим по формуле согласно расчетной схеме и методике расчета [1, c.22]:

F_Р=,

где - полезный перепад давления, МПа;

S_H- площадь (рабочая) полости нагнетания, мм²;

- механический КПД привода;

Рабочая площадь поршня полости нагнетания определяется по формуле:

;

Принимаем=0,8 3,2=2,56 МПа;

При рабочем ходе штоковая полость цилиндра обычно является полостью напора, поэтому диаметр поршня определяется по формуле:

;

Исходя из конструктивных соображений принимаем по ГОСТ 6540 D=110 мм.

Диаметр большего штока принимаем:

d₁=(0,3…0,5)·D=56 мм;

Диаметр меньшего штока принимаем:

d₂=(0,3…0,5)·D=20 мм;

Определяем рабочие площади полостей нагнетания:

мм².

Определяем рабочие площади полостей нагнетания и слива:

мм².

Длинна хода поршня L=300 мм.



3. Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в гидродвигателях

3.1 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в одноштоковом гидроцилиндре Ц1

Для одноштокового гидроцилиндра определяем полезный перепад давления для быстрого подвода и отвода, рабочих перемещений по формуле [1, c. 26]:

При быстром подводе:

МПа;

При рабочих перемещениях:

МПа;

При быстром отводе:

МПа.

Расчет расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра возвратно-поступательного движения производим по формуле [1, c.37]:



где Q - расход рабочей жидкости в полости цилиндра, лмин.;

S - рабочая площадь в полости цилиндра, мм²;

v - скорость движения поршня силового цилиндра, ммин.;

Максимальные расходы жидкости для быстрых перемещений:

лмин;

лмин;

Расходы жидкости для рабочих ходов при действии рабочей нагрузки для полостей напора:

лмин;

лмин.

Для полостей слива:

лмин;

лмин.

3.2 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в двухштоковом гидроцилиндре Ц2

Для двухштокового гидроцилиндра определяем полезный перепад давления для быстрого подвода и отвода, рабочих перемещений рассчитан по формуле:

При быстром подводе

МПа;

При рабочих перемещениях:

МПа;

При быстром отводе:

МПа.

Расчет расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра возвратно-поступательного движения производим по формуле:

где Q - расход рабочей жидкости в полости цилиндра, лмин.;

S - рабочая площадь в полости цилиндра, мм²;

v - скорость движения поршня силового цилиндра, ммин.

лмин;

Максимальные расходы жидкости для быстрых перемещений. Расходы жидкости для рабочих ходов при действии рабочей нагрузки для полостей напора и слива:

лмин;

лмин;

3.3 Расчет требуемых расходов рабочей жидкости и полезных перепадов давлений в двухштоковом гидроцилиндре Ц3

Для двухштокового гидроцилиндра определяем полезный перепад давления для быстрого подвода и отвода, рабочих перемещений по формуле:

При быстром подводе:

МПа;

При зажиме:

МПа;

Расчет расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра возвратно-поступательного движения производим по формуле:

где Q - расход рабочей жидкости в полости цилиндра, лмин.;

S - рабочая площадь в полости цилиндра, мм²;

v - скорость движения поршня силового цилиндра, ммин.

Максимальный расход жидкости для быстрых перемещений:

лмин;

Найденные значения перепадов давления изображаем на диаграмме (рис. 3.1), и расходов на диаграмме (рис. 3.2).

Рисунок 3.1 Диаграмма расходов

Рисунок 3.2 Диаграмма давления



4. Описание работы разработанной гидравлической схемы

Разработанная гидравлическая схема обеспечивает цикл движения: Ц3: быстрый подвод - зажим; Ц1: быстрый подвод - рабочая подача 1 - рабочая подача 2 - быстрый отвод; Ц2: быстрый подвод - рабочая подача 1 - быстрый отвод - быстрый подвод - рабочая подача 2 - быстрый отвод; Ц3: разжим.

Применение аккумулятора позволяет использовать насос меньшей рабочей подачи, уменьшать потребляемую мощность и снизить нагрев масла. Реле давления РД2 настроено на наибольшее давление в системе, реле РД1 - на наименьшее. Клапан КП1 настроен на Р=2,5 МПа, клапан КП2 - на Р=8 МПа.

Рисунок 4.1 Разработанная гидравлическая схема

Скорости быстрого подвода и отвода регулируются независимо друг от друга. Зажим Ц3 Vб.п.=10 м/мин регулируется ДРК (Q=23,12 л/мин, включены ЭМ9 и ЭМ11). Быстрый подвод Ц1 Vб.п.=10 м/мин регулируется ДР2 (Q=91,845 л/мин, включен ЭМ1). Рабочая подача-1 Ц1 Vр.п. =0,4 м/мин регулируется РР1 (Q=3,8 л/мин, включены ЭМ1 и ЭМ5). Рабочая подача-2 Ц1 Vр.п. =0,5 м/мин регулируется РР2 (Q=4,749 л/мин, включены ЭМ1 и ЭМ6). Быстрый отвод Ц1 Vб.п.=9 м/мин регулируется ДР1 (Q=63,33 л/мин, включен ЭМ2). Быстрый подвод Ц2 Vб.п.=8 м/мин регулируется ДР4 (Q=56,29л/мин, включен ЭМ3). Рабочая подача-1 Ц2 Vр.п.=0,1 м/мин регулируется РР3 (Q=0,7036 л/мин, включены ЭМ3 и ЭМ7). Быстрый отвод Ц2 Vб.п.=8 м/мин регулируется ДР3 (Q=56,29 л/мин, включен ЭМ4). Быстрый подвод Ц2 Vб.п.=0,8 м/мин регулируется ДР4 (Q=56,29 л/мин, включен ЭМ3). Рабочая подача-2 Ц2 Vр.п. =0,4 м/мин регулируется РР4 (Q=2,8146 л/мин, включены ЭМ3 и ЭМ8). Быстрый отвод Ц2 Vб.п.=8 м/мин регулируется ДР3 (Q=56,29 л/мин, включен ЭМ4). Разжим Ц3 осуществляется путем включения ЭМ 10.

В нагнетающей магистрали и на сливе установлены фильтры - грубой и тонкой очистки соответственно, обеспечивающие требуемую степень очистки рабочей жидкости от механических загрязнений.

В линии нагнетания после насоса установлен два предохранительных клапана непрямого действия с электромагнитной разгрузкой, настроенные на предельные давления и предохраняющий гидросистему от перегрузок и сливающие излишки рабочей жидкости в бак. Применение данных аппаратов обеспечивает возможность остановки привода в любой момент времени.

Для настройки гидроаппаратуры на заданное давление в систему включён манометр, который благодаря соответствующему переходнику позволяет настраивать аппараты в требуемых точках гидросистемы.



5. Обоснование и выбор рабочей жидкости, способов и степени ее очистки

Рабочим жидкостям станочных гидроприводов должны быть присущи хорошие смазочные и антикоррозионные свойства, малое изменение вязкости в широком диапазоне температур, большой модуль упругости, химическая стабильность, сопротивляемость вспениванию, совместимость с материалами гидросистемы, малая плотность, малая способность к растворению воздуха, хорошая теплопроводность, низкое давление их паров и высокая температура кипения, возможно меньший коэффициент теплового расширения, не гигроскопичность и незначительная взаимная растворимость с водой, большая удельная теплоёмкость, не токсичность и отсутствие резкого запаха, прозрачность и наличие соответствующей окраски. Жидкость должна иметь также низкую стоимость и производиться в достаточном количестве. Наиболее подходящей жидкостью является минеральное масло.

По рекомендациям справочной литературы принимаем в качестве рабочей жидкости минеральное масло ИГП-30 ТУ101413-78, которое изготовлено из нефти и достаточной селективной очистки, содержит антиокислительную, противоизносную и противопенную присадку. Данное масло имеет следующие характеристики:

- вязкость при температуре 50^?С равную 28..31 мм²/с;

- плотность 885 кг/м³;

- температура вспыхивания 200^?С;

- температура застывания -15^?С.

Степень очистки обеспечивается фильтрами:

Фильтр ФН в напорной линии Ф7МВ 25-5/200:

-номинальная пропускная способность 100 л/мин

-диаметр условного прохода 20мм

-номинальная тонкость фильтрации 5мкм

Фильтр ФС в сливной линии 0,16 А С42-53:

-номинальная пропускная способность 100 л/мин

-диаметр условного прохода 20мм

-номинальная тонкость фильтрации 160мкм



6. Обоснование и выбор гидроаппаратуры и способа ее монтажа

Контрольно-регулирующая аппаратура подбирается по расчётным значениям рабочего давления и расходов. При выборе гидроаппаратуры необходимо учитывать, на каких участках гидролиний они должны устанавливаться. Имеются участки гидролиний, служащие только для нагнетания или слива и участки, служащие для нагнетания и слива, периодически изменяющие своё назначение. Кроме того, имеются вспомогательные участки, на которых устанавливаются предохранительные клапана, дроссели в ответвлении.

Выбираем контрольно- регулирующую гидравлическую аппаратуру [2]:

Фильтр ФН в напорной линии Ф7МВ 25-5/200:

-номинальная пропускная способность 100 л/мин

-диаметр условного прохода 20мм

-номинальная тонкость фильтрации 5мкм

Фильтр ФС в сливной линии 0,16 А С42-53:

-номинальная пропускная способность 100 л/мин

-диаметр условного прохода 20мм

-номинальная тонкость фильтрации 160мкм

Регулятор расхода РР1…РР4 МПГ55-22:

-диаметр условного прохода 10мм

-расход масла: максимальный 25 л/мин

-минимальный 0,04 л/мин

Гидрораспределитель Р1, Р2 типа Р203-АЛ-575-Р-Г220-50Ш:

-диаметр условного прохода 20мм

-расход масла: максимальный 170 л/мин

-номинальный 160 л/мин

Гидрораспределитель Р3, Р4 типа Р203-АЛ-64А-Р-Г220-50Ш:

-диаметр условного прохода 20мм

-расход масла: максимальный 170 л/мин

-номинальный 160 л/мин

Гидрораспределитель Р5, Р6 типа Н102-ЕЛ-573-P-Г220:

-диаметр условного прохода 10мм

-расход масла: максимальный 70 л/мин

-номинальный 40 л/мин

Пилоты типа ПЕ644 В 220Н УХЛ4:

-расход масла: максимальный 10-12,5 л/мин

-номинальный 10-12,5 л/мин

Дроссель ДР1…ДР4 типа ПГ 77-14:

-диаметр условного прохода 16мм

-расход масла: максимальный 80 л/мин

-номинальный 63 л/мин

Дроссель ДРК с ОК типа ПГ 55-62:

-диаметр условного прохода 10мм

-расход масла: максимальный 32 л/мин

-минимальный 0,08 л/мин

Предохранительный клапан КП1, КП2 типа 20-10-1К-УХЛ4:

-расход масла: максимальный 140 л/мин

-номинальный 100 л/мин

Клапан обратный К01…К04 типа Г51-31:

-номинальный расход масла: 16 л/мин

Клапан обратный К05типа Г51-32:

-номинальный расход масла: 32 л/мин

Манометр типа МТИ-1246:

-максимальное давление: 10 МПа

Реле давления БПГ 62-11:

-диапазон давления 0,8…10 МПа

Переключатель манометра типа ПМ-320:

-номинальное давление: 32 МПа

7. Расчет параметров и выбор трубопроводов

Внутренний диаметр трубопроводов для различных по назначению участков гидролиний определяется по максимальным расходам проходящих по ним и рекомендуемым средним скоростям потоков рабочей жидкости в трубопроводах. В зависимости от рабочего давления и вида трубопровода рекомендуемая средняя скорость потока не должна превышать во всасывающих линиях 1,0... 1,5 м/с, в сливных 2 м/с и в напорных 3...5 м/с.

Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяется по формулам [1, c. 44]:

где d_H и d_c - внутренние диаметры трубопроводов напора и слива, мм;

и - максимальные расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива, л/мин;

V_H и V_c - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива.

Одноштоковый гидроцилиндр Ц1 Внутренний диаметр трубопровода определяем по формуле: принимаем среднюю скорость потока: для напорных линий м/мин;для сливных м/мин. Тогда:

;

мм

где - максимальный расход рабочей жидкости трубопровода, л/мин;

v - средняя скорость потока рабочей жидкости, м/мин.

Принимаем мм, мм.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода определяется по формуле [1, c.44]:

где -толщина стенки трубопровода, мм;

-наибольшее давление в трубопроводе, МПа;

-внутренний диаметр трубопровода, мм;

-предел прочности на растяжение материала трубопровода, МПа. Для трубопровода принимаем материал сталь 20 ГОСТ 1050-88 с =115МПа.

-коэффициент безопасности. Принимаем =3.

Напорная линия:

Принимаем мм.

Сливная линия:

Принимаем мм.

Двухштоковый гидроцилиндр Ц2

Внутренний диаметр трубопровода определяем по формуле:

Принимаем среднюю скорость потока: для напорных линий м/мин;для сливных м/мин. Тогда:

;

Принимаем d_H=d_C=16 мм.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода определяется по формуле [1, c.44]:

где -толщина стенки трубопровода, мм;

-наибольшее давление в трубопроводе, МПа;

-внутренний диаметр трубопровода, мм;

-предел прочности на растяжение материала трубопровода, МПа. Для трубопровода принимаем материал сталь 20 ГОСТ 1050-88 с =115МПа.

-коэффициент безопасности. Принимаем =3.

Напорная и сливная линия:

Принимаем мм.

Одноштоковый гидроцилиндр Ц3

Внутренний диаметр трубопровода определяем по формуле:

Принимаем среднюю скорость потока: для напорных линий м/мин;для сливных м/мин. Тогда:

;



Принимаем мм,

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода определяется по формуле [1, c.44]:

где -толщина стенки трубопровода, мм;

-наибольшее давление в трубопроводе, МПа;

-внутренний диаметр трубопровода, мм;

-предел прочности на растяжение материала трубопровода, МПа. Для трубопровода принимаем материал сталь 20 ГОСТ 1050-88 с =115МПа.

-коэффициент безопасности. Принимаем =3.

Напорная линия:

Принимаем мм



8. Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях. Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе

Предварительно принимаем рабочую жидкость масло ИГП - 30, с вязкостью .

Потери давления на трение жидкости в трубопроводах определяются для линий напора и слива в зависимости от расхода и режима течения рабочей жидкости по этим линиям при рабочем ходе исполнительного органа. По средней скорости потока рабочей жидкости в трубопроводе при рабочем ходе определяется число Рейнольдса и устанавливается вид режима её движения для линий напора и слива.

Потери давления рассчитываются в той линии, где имеется наибольший перепад давления, т.е. для линии цилиндра Ц2:

,

где -расход рабочей жидкости при рабочем ходе, л/мин.;

-внутренний диаметр трубопровода, мм;

=30мм²/с- кинематическая вязкость рабочей жидкости.

Напорная линия:

Сливная линия:

Так как 2300, то режим течения ламинарный. При R_e>2300 коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов линии напора и слива рассчитывается по формуле:

Если , то коэффициент сопротивления трению по длине

трубопроводов линии напора и слива рассчитывается по формуле:

где и - числа Рейнольдса для линии напора и слива;

и - коэффициенты сопротивления трению по длине трубопроводов линии напора и слива.

Напорная линия:

Сливная линия:

Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах [1, c.46]:

где -плотность рабочей жидкости, кг/м³;

Q_P - рабочей жидкости при рабочем ходе, л/мин.;

-внутренний диаметр трубопровода, мм;

коэффициент сопротивления трения;

длина трубопроводов,мм.

По заданию длины трубопроводов 40 м; 30 м;

Напорная линия:

МПа;

Сливная линия для:

Мпа

Определяем потери в направляющей гидроаппаратуре:

Распределитель Р2

напорная линия МПа;

Распределитель Р4

напорная линия МПа;

Расчет фактических потерь давления для остальных гидроаппаратов определяется по формуле:

Регулятор расхода:

МПа;

Клапан предохранительный:

МПа;

Фильтр сливной:

МПа;

Фильтр напорный:

МПа;

Определяем суммарные потери давления:

;

где р_Т - потери давления на трение в трубопроводе, МПа;

р_М - потери давления на местные сопротивления, МПа;

р_А - потери давления в гидравлических аппаратах, МПа.

Местные потери:

где - суммарный коэффициент местных потерь.

МПа

МПа

Потери давления в напорной линии:

=0,004918+0,00016+0,038+0,00152+0,0019+0,0000768=0,0465 МПа;

Потери давления в сливной линии:

=0,007678+0,00016+0,0019+0,0000375=0,0268 МПа;

Рассчитывается наибольшее давление, которое необходимо создать на входе напорной линии каждого гидравлического исполнительного органа и определяется для двухштоковых цилиндров:

,

где и - суммарные потери давления на линиях напора и слива;

- требуемый полезный перепад давления в гидравлическом исполнительном органе.

Для рабочего гидроцилиндра рабочей подачи:

Мпа;

По расчётному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан, то есть:

;

МПа,

принимаем МПа.



9. Определение объемных потерь и подачи насосной установки

Объемные потери в цилиндре Ц2:

Рассчитываем объемные потери в распределителях:

.

Объемные потери в дросселе:

Объемные потери в предохранительном клапане:

Объемные потери в фильтре:

Рассчитываются объемные потери для всех остальных гидроаппаратов, по формуле:

Определяем наибольшую производительность насосной станции:



10. Расчет и выбор насоса, и гидроаккумулятора

Рис. 10.1 Схема насоса

Определяем максимальный объем для выбора аккумулятора

Максимальный объем рабочей жидкости необходим для быстрого подвода:

V_БП=Q_БПt_БП,

где Q_Бп - расход при быстром подводе, л/мин; t_Бп - время, мин.

Для нижней границы:

1) Vрп1(1) = 6,2*45/60 = 4,65 литра;

2) Vрп2 (1) = 5,25*36/60 = 3,15 литра;

3) Vрп1 (2) = 9,3*120/60 = 18,6 литра;

4) Vрп2 (2) = 7,2*30/60= 3,6 литра;

Выбираем по каталогу пластинчатый нерегулируемый насос БГ12-24АМ, со следующими характеристиками:

рабочий объём, см³ 25;

номинальная частота вращения, мин^-1 1500;

номинальная подача, л/мин 33;

номинальная мощность, кВт 10,8;

полный К.П.Д. 0,8;

Для верхней границы:

1) Vбп(1) = 75,5*2/60 = 2,51 литра;

2) Vбп (2) = 46,31*1,43/60 = 1,1 литра;

3) Vбп (3) = 81,8*1,8/60 = 1,45 литра;

4) Vбо (1) = 50,3*1,53/60 = 1,28 литра;

5) Vбо (2) = 46,29*4,5/60 = 2,47 литра;

Для повышения КПД можно применить гидроаккумулятор, который будет выполнять функцию дополнительного источника энергии, и заряжаться во время рабочего хода, благо время рабочего хода велико.

Для более эффективной работы, в соответствии с рассчитаным рабочим давлением выберем Аккумулятор объемом 10 литров

10/16 ТГЛ10 843.

Давление зарядки (Рз=0,2 МПа) выберем согласно графиков в [5, с. 370-371] и диаграммы давлений рис.2, данный аккумулятор при зарядке (Рз=0,6 МПа) при рабочих подачах наполнится на 8 литров, чего вполне достаточно для обеспечения быстрого подвода и быстрого отвода, без насоса.

Рис. 10.2 Процессы

Рис. 10.3 Аккумуляторы



11. Расчет мощности и выбор приводного электродвигателя

Потребляемая насосом мощность определяется по формуле [1, c.52]:

Qр =

По ГОСТ 19523-81 выбираем асинхронный электродвигатель 4А80В2У3

(N_H=2,2кВт, n=2865 мин^-1)^.



12. Определение КПД гидравлического привода

К.П.Д. определяется по формуле [1, c.54]:

где - полезный перепад давления, МПа;

- рабочий расход, л/мин;

t_i - время работы исполнительного органа в течение цикла, мин;

При КП1 (Р=2,5 МПа):

Принимаем %.

При КП2 (Р=8 МПа):

Принимаем %.



13. Тепловой расчет гидропривода

Среднее количество теплоты, выделяемое гидросистемой в единицу времени, равно [1, c. 55]:

Поверхность измерения бака [1,c.55]:

где С -разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды;

-коэффициент теплопередачи бака;

Объем бака:

По ГОСТ 12448-80 принимаем V=65л.

Фактическое количество теплоты, отводимое в окружающую среду через стенки бака [1, c.56]:

где V_б - объем бака.

Т.к. фактическое количество теплоты, отводимое в окружающую среду через стенки бака больше количества теплоты, выделяемое гидросистемой в единицу времени, то требуется теплообменник не требуется.



Литература

1. Глубокий В.И. Расчет гидроприводов. Методическое пособие по курсовому проектированию. - Мн: БГПА.,1992

2. Якимович А.М., Клевзович В.И., Бачанцев А.И. Проектирование гидравлических приводов: Метод. Пособие к выполнению курсовых работ.-Мн.:БНТУ,2002.-71 с.

3. Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы. - М.: Машиностроение,1982.

Размещено на Allbest.ru

...