Проектирование автоматизированного гидропривода станка для резки арматуры

Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АРХИТЕКТУРНО-СТРОИТЕЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет автомобильно-дорожный

Кафедра Наземных транспортно-технологических машин

Дисциплина: Гидропривод СДМ

Курсовой проект

Проектирование автоматизированного гидропривода станка для резки арматуры

Выполнил

студент группы МАС-4

Соловьев В. А.

Руководитель проекта

Чмиль В.П.

СПб 2012



ИСХОДНЫЙ ДАННЫЕ

1. Максимальный диаметр разрезаемой арматуры: .

2. Материал арматуры - стать Ст5

3. Производительность (число рабочих ходов в минуту) П = 22.

4. Рабочее давление в гидросистеме .

5. Длинна гидролиний:

всасывающего участка ;

нагнетательного участка ;

сливного участка .

6. Суммарный коэффициент местных сопротивлений:

всасывающего участка ;

нагнетательного участка

сливного - .

7. Высота всасывания

8. Высота нагнетания

9. Максимальная температура окружающей среды

10. Рабочая жидкость - МГ-20 (станок эксплуатируется в помещении).

насос привод нагрузка прочность



1. ВЫБОР НАСОСА И ЕГО ХАРАКТЕРИСТИКА

Допускаемое напряжение на срез ,

где , для стали Ст5 составляет

Допускаемое напряжение на срез:

Условие прочности арматуры в опасном сечении площадью при срезе:

Отсюда находим допустимое технологическое усилие:

Сила полезного сопротивления при резке арматуры:

Где k_Д - коэффициент динамичности (запаса), в зависимости от диаметра арматуры k_Д = 1,3…1,5.

Ход поршня Х гидроцилиндра (подвижного ножа) принимаем равным диаметру арматуры , т.е. Х = 30 мм = 0,03 м.

Скорость перемещения поршня



где путь подвижного ножа L = 2ПХ = 2•22•30 = 1320 мм = 1,32 м

Здесь: 2 - число ходов рабочего цикла; П = 22 - число рабочих ходов в минуту (дано); Х = 30 мм - ход поршня (подвижного ножа).

Тогда скорость поршня (подвижного ножа) будет равна:

Потребная мощность привода насоса вращательного движения для работы гидроцилиндра станка определяем по формуле:

кВт,

где = 0,9 - гидромеханический КПД насоса; = 0,94 (при заданном рабочем давлении 12 МПа) - гидромеханический КПД гидроцилиндра.

По данным справочной литературы для привода насоса выбираем асинхронный электродвигатель основного исполнения А2-71-2 номинальной мощностью N_ном = 30 кВт при частоте вращения вала n_ном = 2900 об/мин.

Полезная (выходная) мощность насоса, кВт:

,

где здесь

тогда

Таким образом, полезная мощность насоса:

Действительная подача насоса находится из формулы:



Отсюда

Для перевода подачи насоса из м³/с в л/мин умножаем полученное значение на 60 000, тогда

Потребный рабочий объем насоса находим из формулы:

Отсюда

По табл.1 выбираем ближайший по рабочему объему нерегулируемый аксиально-поршневой гидронасос 210.16А с рабочим объемом V₀ = 28,1 см³.

Определим скорректированную частоту вращения приводного вала из выражения

Здесь ( по табл.1); коэффициент размерности 10^-3 -перевод м³/мин в л/мин.

Отсюда значение скорректированной частоты вращения вала насоса:

Окончательно принимаем частоту вращения вала насоса

Тогда передаточное число привода вала насоса составит

Скорректированная подача (расход) выбранного насоса:



2. ХАРАКТЕРИСТИКА ГИДРОЛИНИЙ И ПУСКОВЫЕ ПАРАМЕТРЫ

Рекомендуемые скорости жидкости в трубопроводах: всасывающий участок нагнетательный - ; сливной - .

Предварительно принимаем величину скорости жидкости: для всасывающего трубопровода , нагнетательного - , сливного - . При эксплуатации станка в помещении на маловязких жидкостях она может быть: для напорных и сливных линий - 5…6 м/с, для всасывающих - 2-3 м/с.

Диаметры условного прохода трубопроводов определяются из выражения расхода жидкости

Отсюда

Для всасывающего трубопровода:

Для напорного трубопровода:



Для сливного трубопровода:

Расчетные значения диаметров округляем до ближайшего из стандартного ряда согласно ГОСТ 16216-80, мм: 12,16,20,25,32,40,50,56,80,100,125…

Окончательно принимаем следующие диаметры трубопроводов:

; ;

Уточняем действительные скорости потока жидкости (м/с) по принятым стандартным диаметрам по формуле

Значения скоростей составляет

При определении площади теплоизлучающей поверхности гидропривода поправочный коэффициент для стационарного технологического оборудования принимается в диапазоне

Коэффициенты продолжительности работы под нагрузкой и использования номинального давления насоса можно принимать равным 0,5.

Коэффициент теплоотдачи поверхности гидропривода в окружающую среду для конструкционной стали - , теплообменника -

Максимально допустимой температурой [t_max] в гидросистеме при работе на жидкости МГ-20 является 75єС. Ее плотность при 20єС с₂₀=885 кг/м³.

Кинематическая вязкость масла МГ-20 Примеи примерное значение 20 сСт.

Находим плотность жидкости при температуре 50

Находим динамическую вязкость при температуре 50

Находим динамическую вязкость при температуре 75

Находим плотность жидкости при температуре 75

Тогда расчетная кинематическая вязкость при температуре 75 составит

Рассмотрим характеристику гидролиний.

1. Всасывающий трубопровод.

Число Рейнольдса:



Для турбулентного режима (Re > 2300) коэффициент трения жидкости о стенки всасывающего трубопровода:

Потеря давления:

2. Нагнетательный трубопровод.

Число Рейнольдса:

Для турбулентного режима (Re > 2300) коэффициент трения жидкости о стенки всасывающего трубопровода:

Потеря давления:



3. Сливной трубопровод.

Число Рейнольдса:

Для турбулентного режима (Re > 2300) коэффициент трения жидкости о стенки всасывающего трубопровода:

Потеря давления:

3. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ И ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ГИДРОПРИВОДА

Общий КПД гидропривода при [t_max]=70⁰С определяется по выражению

где з_70г, з_м и з_об - гидравлический, механический и объёмный КПД.

Гидравлический КПД привода з_70г вычисляется по формуле



Согласно ранее произведенным расчетам, развиваемое насосом номинальное давление р_ном= 12223 кПа.

Тогда гидравлический коэффициент полезного действия при [t_max]:

.

Механический КПД привода определяется по формуле:

где з_м.н-- механический КПД насоса (по справочным данным для шестеренных насосов

можно принимать 0,91); з_м.гр -- механический КПД гидравлического распределителя, принимается 1,0; з_м.ц -- механический КПД гидроцилиндра, в зависимости от давления в гидросистеме принимается в диапазоне 0,94...0,98 (при одновременной работе трёх цилиндров экскаватора значение q возводится в куб).

.

Объемный КПД гидропривода:

.

где з_об.н-- объемный КПД насоса (для шестеренных насосов принимается 0,92...0,94); 2), з_об.гр -- объемный КПД гидрораспределителя, принимается 1,0; з_об.ц -- объемный КПД гидроцилиндра, можно принимать в диапазоне 0,98...0,99.

Таким образом, предварительный проектировочный расчет показывает (условно), что механический и объемный КПД не зависят от температуры эксплуатации гидропривода. Их максимальные значения, используемые при расчете, находим по данным таблиц (з_м=0,91, з_об=0,94). Общий КПД: .

Вместимость гидробака равна одноминутной подаче насоса при номинальной частоте вращения вала:

Окончательно вместимость выбираем по ГОСТ 12448-80:

Площадь теплоотдачи бака (форма - параллелепипед):

Где

Мощность тепловой энергии N выделяемой гидроприводом в рабочем режиме, при заданной максимальной температуре окружающей среды t_max = 30⁰ С.

где з₇₀ -- общий КПД привода при максимальной допустимой температуре в гидросистеме бульдозера [t_max] = 75'С; N_п-- полезная мощность насоса, N_п= 20,78 кВт; k_н-- коэффициент продолжительности работы под нагрузкой, k_н = 0,5 -- для тяжелого режима; k_д -- коэффициент использования номинального давления, k_д = 0,5.

Установившаяся температура летней рабочей жидкости в гидроприводе при заданной температуре окружающей среды t_max = 30⁰ С вычисляется по формуле:

.

Где k = 10 Вт/м²•⁰С-- коэффициент теплоотдачи поверхности гидропривода в окружающую среду.

Полученная по расчету установившаяся температура гидропривода t_уст превышает максимально допустимую по условию нормальной эксплуатации [t_max] = 75⁰С, то в гидросистеме предусмативается жидкостный радиатор с принудительным (вентилятор) обдувом потоком воздуха (калорифер).

Площадь рабочей поверхности теплообменника определяется по формуле:

Здесь k_т -- коэффициент теплоотдачи теплообменника, Вт/м²•С, k_т = 20...23; t_уст - максимальная принимаемая температура гид-ропривода, т. е. t_уст = 75⁰С; t_max - максимальная заданная темпе-ратура окружающей среды, t_max=30⁰С.

Тип и геометрические размеры теплообменника (калорифера) выбираем по справочным данным. Принимаем теплообменник (калорифер) КМ6-СК-1,01А: условный проход - 40 мм, поверхность теплоотдачи - 26м², перепад давления - 1,2 МПа, коэффициент теплоотдачи - 23 Вт/м²•⁰С, количество отводимого тепла - 18,8 кВт, масса - 66кг.



4. УСЛОВИЕ УСТОЙЧИВОЙ РАБОТЫ ГИДРОСИСТЕМЫ ПОД НАГРУЗКОЙ

При рекомендуемой отрицательной высоте всасывания ( - h_вс), когда насос расположен ниже плоскости сравнения, необхо-димый для подачи рабочей жидкости напор насоса (м) определя-ется по формуле

где Н_ст-- преодолеваемый статический напор (м)

Н_ст= ДZ + (р₁--р₀)/г;

здесь ДZ -- разность уровней

ДZ = Z_н-- lh_всl = 0,7 -- 0,3 = = 0,4 м,

(р₁--р₀)/г -- разность пьезометрических высот, р₁ -- но-минальное давление жидкости в гидросистеме, р_ном= 12,223•10⁶ Па, р₀ -- атмосферное давление, р₀ = 101 325 Па; Н_потерь-- потери на-пора жидкости (м) в системе,

?Др -- суммарные потери (по длине плюс местные) на всех участках системы; г -- удельный вес рабочей жидкости, зависящий от установившейся температуры в гидросистеме, Н/м^з.

При установившемся течении жидкости в трубопроводе насос, согласно условию устойчивой работы, развивает напор, равный потребному: h_н= H_потр.

При пуске насоса зимой при низшей эксплуатационной температуре t_min (без нагрузки, сила полезного сопротивления на што-ках гидроцилиндров равна нулю) давление в системе р_пуск равно суммарным максимальным потерям давления в гидросистеме, т. е. гидросопротивлению, преодолеваемому насосом.

Суммарные потери напора (в метрах) по длине плюс местные на всех участках гидросистемы (при нейтральном положении золотников распределителей):

.

где .

Потребный напор насоса в рабочем режиме гидросистемы (под нагрузкой) при установившейся температуре жидкости в системе t_уст =75⁰С:

Так как при установившемся течении жидкости в трубопрово-де насос развивает напор, равный потребному, то h_н75=Н_потр75=1465м=р₇₅/г₇₅.

Отсюда находим действительное давление в напорной маги-страли гидросистемы фронтального погрузчика, развиваемое насосом при работе под нагрузкой на номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля и установившейся температуре жидкости 75⁰ С:



5. РАСЧЕТ ГИДРОЦИЛИНДРОВ

Диаметр цилиндра (поршня) находим по заданной величине силы полезного сопротивления R_пс по формуле:

.

где Др_н75 = (р_н75 -- р_с) -- перепад давления в каждом гидроцилиндре стрелы фронтального погузчика при работе под нагрузкой при номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля и установившейся температуре жидкости в гидросистеме 75⁰ С; при расчете давление жидкости в сливном трубопроводе р_с можно принимать равным давлению срабатывания перепускного клапана (с учетом засорения фильтров), т. е.р_с = р_с.кл = 0,2 MПa; тогда перепад давления Др_н75 = 12,17 -- 0,2 = 11,97 МПа; з_гм.ц-- гидромеханический КПД цилиндра, выбираем по таблице в зависимости от установившегося давления в гидросистеме -- для давления р_н75 = 12,04 МПа принимаем значение коэффициента з_гм.ц = 0,94.

Диаметры цилиндра станка для резки арматуры:

.

Корректируем диаметры цилиндра D и штока d с учетом рекомендуемых значений.

Окончательно принимаем следующие диаметры цилиндров D₁ = 100 мм, d₁ = 60 мм;

Усилие на штоке цилиндра (при выдвижении) определяется по формуле:



.

Уплотнение поршня гидроцилиндра выполняется двусторонней самоподжимной (посредством давления рабочей жидкости) манжетой по зеркалу цилиндра и резиновым кольцом в месте сопряжения поршня со штоком.

Уплотнение штока цилиндра: защитное резиновое кольцо-грязесъемник трапецеидального сечения, уплотнительное резиновое кольцо круглого сечения и односторонняя самоподжимная манжета.

На штоке рядом с поршнем устанавливается демпфер, смягчающий удар поршня в переднюю крышку в конце его полного хода, принцип действия которого основан на дросселировании рабочей жидкости на сливе.

6. ПРОЧНОСТНЫЕ РАСЧЕТЫ

Условие прочности стенок цилиндра определяется по формуле Ламе:

где р_max=14,67МПа -- максимальное давление (давление срабатывания пре-дохранительного клапана) в гидросистеме, равное (1,2...1,3)р_ном.

Из условия прочности определяется как неизвестное допусти-мая минимальная толщина д_min (м) стенки силового цилиндра:



где [у_р] -- допускаемое напряжение материала цилиндра при рас-тяжении по окружности (на продольный разрыв) под действием внутреннего давления, Па: для стального литья (стали 35Л и 40Л) принимается равным 30...35% временного сопротивления у_в,т. е. (0,3...0,35)•550•10⁶ = (165...193)•10⁶ Па; (м -- коэффициент попе-речной деформации (коэффициент Пуассона), для стали -- 0,29.

К найденной по формуле минимальной толщине стенки д_min цилиндра прибавляется припуск на механическую обработку металла. Для внутренних диаметров цилиндра D = 30...180 мм он принимается равным 0,5...1,0 мм.

Расчет на продольный разрыв прямых тонкостенных трубопроводов, нагруженных внутренним давлением р_max, производится по условию прочности:

где D_н -- наружный диаметр, для тонкостенных трубопроводов D_н = d_н, м.

Исходя из материала трубопровода по условию прочности определяют как неизвестное минимальную толщину его стенки д_min.

.

Размещено на Allbest.ru

...