Определение основных параметров гидросистемы

Курсовой проект

 

"Очистной комбайн"

 


Задание:

 

∑Р1=65 кН,

Р2=35 Кн,

S1=450 мм,

S2=350 мм,

Т1=13 сек,

Т2=8 сек,

Т 0С=+15

Lн=4 м,

Lсл=2,5 м,

Нвс=0,2 м,

Е= кН·м.

Схема №1.

 

 




Введение

 

Под гидроприводом понимают совокупность устройств (в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей), предназначенную для приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением. В качестве рабочей жидкости в станочных гидроприводах используется минеральное масло.

Широкое применение гидроприводов в станкостроении определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов и, прежде всего возможностью получения больших усилий и мощностей при ограниченных размерах гидродвигателей. Гидроприводы обеспечивают широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости, возможность работ в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов, защиту системы от перегрузки и точный контроль действующих усилий.

К основным преимуществам гидропривода следует отнести также высокое значение коэффициента полезного действия, повышенную жесткость и долговечность.

Гидроприводы имеют и недостатки, которые ограничивают их использование в станкостроении. Это потери на трение и утечки, снижающие коэффициент полезного действия гидропривода и вызывающие разогрев рабочей жидкости. Внутренние утечки через зазоры подвижных элементов в допустимых пределах полезны, поскольку улучшают условия смазывания и теплоотвода, в то время как наружные утечки приводят к повышенному расходу масла, загрязнению гидросистемы и рабочего места. Необходимость применения фильтров тонкой очистки для обеспечения надежности гидроприводов повышает стоимость последних и усложняет техническое обслуживание.

Наиболее эффективно применение гидропривода в станках с возвратно-поступательным движением рабочего органа, в высокоавтоматизированных многоцелевых станках и т.п. Гидроприводы используются в механизмах подач, смены инструмента, зажима, копировальных суппортах, уравновешивания и т.д.

 

 



Выбор рабочей жидкости

Учитывая климатические условия работы очистного комбайна (+150С) выбираем минеральное масло Индустриальное 20 с плотностью 881–901 кг/м3, вязкостью при 500С 17–23 сСт, температурой вспышки 1700С, температурой застывания -200С.

 

Определение основных параметров гидросистемы

1. Устанавливаем расчетное усилие в цилиндре с учетом потерь давления и снижения производительности насоса

 

 

где Кз.у. – коэффициент запаса по условию, Кз.у.=1,15–1,25;

Р – усилие на штоке гидроцилиндра, необходимое для привода в движение исполнительного механизма.

 кН

 кН

2. По полученной расчетной назгрузке Рр и давлению рном=10 (для гидроцилиндров с усилием на штоке 30–60 кН), с учетом механического КПД гидроцилиндра ηмц= 0,87–0,97 определяем диаметр поршня исполнительного механизма.

 

 

м;  м.

Полученное D округляем до ближайшего стандартного в соответствии с ГОСТ 6540–64 принимаем =100 мм, D2=100 мм и одновременно находим dшт.

3. Устанавливаем диаметр штока из условия прочности

 

 

где nз=2,0 коэффициент запаса прочности;

E=2·106 МПа – модуль упругости материала штока;

S – ход поршня, м.

 м

 м

Округляем диаметр штока до стандартного значения и принимаем диаметр штока 25 мм и 25 мм

5. Вычисляем отношение φ поршня к штоковой площади поршня

 

 

6. Определяем среднюю рабочую скорость поршня в гидроцилиндре при движении в сторону штоковой полости

 

 

где T – время двойного хода поршня при рабочем и обратном ходе,

включая паузу;

∆t=0,1с – длительность срабатывания распределителя.

 м/с м/с

Расчетная скорость поршня при рабочем ходе с учетом запаздывания вследствие утечек между поршнем и цилиндрической поверхностью гидроцилиндра равна

 

 

где kv=1,1–1,2 – коэффициент, учитывающий утечки в гидроцилиндре.

м/с; м/с

7. Необходимая подача насоса в гидроцилиндр

 

 

где nц-число гидроцилиндров, в которые насос одновременно подает масло;

ηобн-объемный КПД насоса, средние его значения принимаем в соответствии с рабочим давлением и типом насоса;

ηц= объемный КПД гидроцилиндра, ηц=0,99–1,0 при резиновых манжетах на поршне;

ηзол= 0,96–0,98 – объемный КПД золотника.

 м3/с,

м3

 м3/с=132 л/мин

По величине Qн и p выбираем по технической характеристике шестеренный насос типа НШ‑140 с Q=154 л/мин и рном=10 МПа.

8. Определяем расход гидроцилиндров во время рабочего хода:


 

 м3

Выбираем реверсивный золотник типа Г74–24 с Q=70 л/мин и р=20 МПа, обратный клапан 2БГ52–14 с Q=5–70 л/мин и р=5–20 МПа и фильтр ФП‑7 с тонкостью фильтрации 25 Q=100 л/мин, р=20 МПа,

9. Определяем диаметр всасывающего трубопровода к насосу, м:

 

,

 

где Vвс – средняя скорость масла во всасывающем трубопроводе, Vвс=0,8–1,2 м/с в трубопроводах диаметром до 25 мм и 1.2–1.5 м/с при диаметрах свыше 25 мм.

Qн-количество жидкости,

 м

Диаметр нагнетательного трубопровода, м, принимая Vнаг=3 м/с:

м

Подсчитываем толщину стенки трубы:

 

,

 

где [σ] – допускаемое напряжение в материале труб, [σ] =(0,3–0,5)σв, σв – предел прочности труб на разрыв: сталь 20–40 кН/см2;

Определим толщину стенки всасывающей трубы, м:

м

В соответствии со стандартными диаметрами труб по ГОСТ 8732–58 dвс=50 мм, dнаг=24 мм, определяем истинные средние скорости течения рабочей жидкости в них по формуле, м/с:

 

 

 м/с

 м/с

На основании схемы разводки трубопроводов производим подсчет

потерь напора на прямых участках и местных сопротивлениях, раздельно для всасывающей, нагнетательной и сливной магистралей. Для чего предварительно устанавливаем число Рейнольдса для каждой из них, которое характеризует режим движения жидкости. Число Рейнольдса на линиях подвода и слива рабочей жидкости определяем по формуле:

 

 

где Vi – средняя скорость соответственно в линии подвода или слива;

di – внутренний диаметр труб подвода или слива.

Определим число Рейнольдса для подводящего трубопровода:

Определим число Рейнольдса для нагнетательного трубопровода:

Режима течения жидкости ламинарный Re <2300, коэффициент сопротивления λ подсчитывается для круглых труб по формуле .

Считаем потерю давления на трение по длине нагнетательной, всасывающей и линии слива магистрали:

 

,

 

где λi – коэффициент сопротивления на линии подвода и слива;

p‑плотность рабочей жидкости;

li – длина трубопровода на подводе и сливе одинакового диаметра di.

 кПа

Расчитываем суммарные потери в нагнетательном трубопроводе:

 

 кПА

 

Во всасывающем трубопроводе:

 

 

 кПа

 

 

кПа


Считаем слив жидкости:

 

 

 кПа

 

 

 кПа

Рабочее давление для выбора напорного золотника и насоса:

 

 

МПа

Необходимая проверка всасывающей магистрали гидронасоса на неразрывность потока:

 

,

 

где Hвс-геометрическая высота всасывания;

∑ξ – сумма коэффициентов местных сопративлений на линии всасывания насоса;

Vвс – скорость движения рабочей жидкости во всасывающей магистрали.

Условие соблюдается, диаметр всасывающего трубопровода определен правильно.

Усилие, создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе, равно

 

,

 

 кН

где p – рабочее давление в жидкости;

F – площадь поршня при рабочем ходе ;

Rшт – сопротивление уплотнения штока;

Rп – сопротивление уплотнения поршня;

Rс – сопротивление от вытекания масла из штоковый полости гидроцилиндра.

Определяем усилие трения Rшт

 

,

 

где μ=0,10–0,13 – коэффициент трения манжет о рабочую поверхность штока;

b – высота активной части манжеты.

кН

Усилие трения Rп для манжетных уплотнений поршня:

 

 

Н

Расчет сопротивления Rс – от вытекания масла со стороны штоковой полости.

 

,

 

Н,

где pс – давление в штоковой полости.

Сопоставляем усилие Pф развиваемое в гидроцилиндре, с требуемым по условиям работы механизма Pр и находим коэффициент kзу

 

.

 

;

Определяем толщину стенок силового гидроцилиндра

 

,

 

где pпроб – пробное давление, с которым осуществляется гидравлическое испытание цилиндра;

σт – предел текучести материала: для стали 35 σт=300МПа,

ψ – коэффициент прочности для цельнотянутой трубы, ψ=1;

n – коэффициент запаса прочности при давлениях до 30МПа, n≥3;

с – прибавка к толщине стенки на коррозию наружной поверхности цилиндра; с=2–3 мм.

 мм;

Толщина плоского донышка гидроцилиндра

 

 

 мм;

где σр – допускаемое напряжение для материала донышка гидроцилиндра.

Под рабочим давлением pp понимают наибольшее давление в гидросистеме

в условиях эксплуатации, т.е. при наличии толчков и гидравлических ударов. Условное давление pу соответствует отсутствию гидравлических ударов в гидросистеме и на него настраивают предохранительные клапаны. Пробное давление pпроб соответствует условиям проверки корпусов элементов гидросистемы на прочность.

Напорный трубопровод подлежит проверке на гидравлический удар в случае внезапного его перекрытия, для чего определяем величину ударного давления

 

,

 

 МПа

По величине pуд проверяется толщина стенки труб и гидроцилиндра.

Определение объемных потерь рабочей жидкости в гидросистеме


,

 

где ∆Qн, ∆Qгц, ∆Qзол – объемные утечки рабочей жидкости в насосе, гидроцилиндре и золотнике, численное значение последних определяем по их техническим характеристикам;

nц – число гидроцилиндров, питаемых от насоса одновременно.

Поэтому:

 

,

 

где ηобн – объемный КПД насоса; pн – давление создаваемое насосом.

∆Qзол=200 см3/мин=0,2 л/мин,

 л/мин,

 

 

 м3/с=0,37 л/мин

 м3/с=0,04 л/мин

л/мин

Определение КПД гидросистемы

Объемный КПД гидропривода

 

;

 

Гидравлический КПД гидропривода

 


;

 

Механический КПД гидропривода

 

,

 

 

где ηмех.н – механический КПД насоса, принимается по его характеристике.

Общий КПД гидропривода

 

,

 

Устанавливаем средние скорости перемещения поршня в гидроцилиндре:

Рабочий ход

 

 

м/мин

Холостой ход

м/мин


Общее время цикла за один ход

 

.

 

Мощность, сообщенная рабочей жидкости насоса

 

,

 

 кВт

Полезная мощность гидроцилиндров

 

,

 

кВт

Общий КПД гидропривода

 

 

 







Понравилась статья? Добавь ее в закладку (CTRL+D) и не забудь поделиться с друзьями:  



double arrow
Сейчас читают про: