Гидропривод и пневмопривод
Рассчитать регулируемый объемный гидропривод лебедки крана, имеющий замкнутую систему циркуляции рабочей жидкости.
Гидропривод состоит из регулируемого насоса 7, рабтающего от первичного двигателя 8, гидромотора 11, соединенного с валом лебедки, тормозного блока 17, управляемого через гидрораспределитель 16, системы предохранительных 10 и обратных клапанов 15 и гидростанции подпитки системы, состоящей из подпиточного насоса 2, гидробака 1, фильтра 3 с перепускным клапаном 4 и редукционного клапана 5.
Включением подпиточного насоса 2 осуществляется подача рабочей жидкости из гидробака 1 через фильтр 3 и редукционный клапан 5 в напорный трубопровод 6. Из трубопровода 6 производится подпитка (восполнение утечек жидкости поддержание заданного давления) в трубопроводе 9 или 14, (основной системы гидровода), соединяющий насос 7 с гидромотором 11, а также подача рабочей жидкости в тормозной гидроцилиндр 17.1 через управляющий гидрораспределитель 16. В системе подпитки поддерживается редукционным клапаном 5 постоянное давление.
Рис.1. Схема гидропривода лебедки крана
Описание работы лебёдки:
Пуск лебедки для перемещения груза производится одновременно включением насоса 7 при минимальной подаче и растормаживанием лебедки гидроцилиндром 17.1 путем включения электромагнитов, управляющих, работой гидрораспределителя 16 и установки его в позицию II. Согласование по времени обеих операций выполняется настройкой гидродросселя 17.3. Регулированием подачи насоса устанавливается определенная частота вращения гидромотора 11 и заданная скорость перемещения груза.
При торможении лебедки производится уменьшение подачи насоса и накладывание с заданной скоростью v тормоза. При этом гидрораспределитель переставляется в позицию I и поршень гидроцилиндра 17.1 под действием возвратной пружины перемещается влево, вытесняя жидкость из поршневой полости через обратный клапан 17.2 на слив. В это время подпиточный насос направляет жидкость через редукционный клапан 5 по трубопроводу 19 в бак 1.
При изменении знака исходного положения регулирующего органа насоса осуществляется реверс гидромотора и обратное вращение вала лебедки. Манометры 13 и 18 контролируют давление в гидросистеме, причем манометр 13, благодаря наличию обратных клапанов 12, позволяет измерять давление в напорной гидролинии 9 или 14, независимо от реверса гидромотора.
Заданы:
- номинальное давление =5,5∙Па, определяющее тип гидрооборудования,
- номинальная n = 0,005 об/мин и минимальная = 0,2n частоты вращения,
- крутящий момент М = 160 Нм, на валу гидромотора,
- скорость торможения v = 0,15 м/с,
- ход штока l = 0,6 м,
- тормозное усилие F = 1200 Н, приложенное к штоку тормозного гидроцилиндра.
Требуется рассчитать
рабочие параметры
Решение задачи.
Расчет гидропривода начинается с определения параметров, по которым производится выбор основного гидрооборудования: насоса 7 и гидромотора 11.
Гидромотор выбирается по величине расчетного рабочего объема по формуле:
- – гидромеханический КПД гидромотора (по паспорту = 0,85).
Полезная мощность гидромотора определяется по формуле:
N = M ∙ ω = 160 ∙ = 160 ∙ = 0,84 кВт,
где ω — угловая скорость вращения вала при номинальной частоте вращения n = 0,005 об/мин.
Выбор насоса производится по расчетной величине давления Pн, подаче Qн, ее минимального значения Qн min и мощности Nн.
Давление Рн определяется по номинальному значению с учетом гидравлических и механических потерь в системе, характеризуемых гидромеханическим КПД ( = 0,80)
Расчетная подача насоса Qн с учетом объемных потерь в системе, характеризуемых объемным КПД ( = 0,95) составляет:
Qн = = 0,226 ∙ /с.
Минимальная регулируемая подача насоса Qн min :
Qн min = ∙ / = 0,215 ∙ 0,2 ∙ 0,005 / 0,95 = 0,23 ∙ /с.
Мощность насоса Nн, по величине которой рассчитывается мощность приводного двигателя 8, составляет:
Nн = Рн ∙ Qн = 6,875 ∙ ∙ 0,226 ∙ = 1,554 кВт.
Коэффициент
полезного действия
При расчете тормозного гидроцилиндра определяется внутренний диаметр гильзы D1 (диаметр поршня). Диаметр штока D2, толщина стенки δ, жесткость возвратной пружины с.
Диаметр гильзы определяется исходя из площади поршня, S1 = F/ с учетом КПД:
D1 = = = 18,6 ∙ м,
где - гидромеханический КПД гидроцилиндра, среднее значение которого составляет 0,90.
Диаметр штока D2 принимается равным 0,45∙D1,
D2 = 0,45 ∙ 18,6 ∙ = 8,37 ∙ м.
В качестве уплотнителей поршня и штока рекомендуются резинотканевые шевронные манжеты, количество которых назначается в зависимости от размера уплотняемого диаметра и давления.
Сила трения Т в манжетных уплотнениях поршня и штока составляет:
Т = π ∙ (D1 + D2) ∙ n ∙ h ∙ τ = 3,14 ∙ (18,6 + 8,37) ∙ ∙ 4 ∙ 5∙ 0,22 ∙ = = 372,6 Н.
где n — количество манжет (n = 4); h — высота манжеты (h = 5 мм); τ — напряжение силы трения (τ = 0,22 МПа).
Давление жидкости в гидроцилиндре при растормаживании лебедки определяется из условия статического равновесия поршня:
Р ∙ S1 – T – Fпр = 0
где S1 — площадь поршня, Fпр - усилие, создаваемое возвратной пружиной,
Fпр = c ∙ h, откуда с = Fпр/ h = 1200/ 0,6 = 2,0 кН/мм,
где c — жесткость пружины, Н/мм;
h = l — ход пружины.
Принимая значение Fпр = F, определяется жесткость c.
Жёсткость пружины с = 2,0 кН/мм.
По величинам давления Рн и диаметра D1 рассчитывается толщина стенки гильзы:
δ = Pн ∙ D1/ 2 [σ] = 6,875 ∙ ∙ 18,6 ∙ / 2 ∙ 90 ∙ = 0,71∙ м,
где [σ] -δ допускаемое напряжение (для стали [σ] = 90 МПа).
Выбор подпиточного насоса 2 производится по расчетным параметрам давления Pнп, подачи Qнп и мощности Nнп.
Для определения давления Pнп находится давление P1 в гидролинии 6 за редукционным клапаном. Без учета потерь давления в самой гидролинии давление P1 составляет:
P1 = Pн + ΔPр + ΔРкл = 6,875 + 0,2 + 0,2 = 7,3 Мпа,
где ΔPр и ΔPкл — потери давления в гидрораспределителе 16 и обратном клапане 17.2 (ΔPр = ΔPКл = 0,2 МПа).
Давление P1 настраиваемое редукционным клапаном 5, меньше давления перед клапаном в среднем на 20%. Учитывая потери давления в фильтре (ΔPф = 0,1 МПа), давление Pнп составляет:
Рнп = 1,2Р1 + ΔРф = 1,2 ∙ 7,3 + 0,1 = 8,83 МПа.
При определении подачи Qнп следует исходить из величины расхода жидкости, направляемой в тормозной гидроцилиндр с учетом общих объемных потерь в системе, характеризуемых объемным КПД ( = 0,90):
Qнп = v ∙ S1 / = 0,15 ∙ (3,14 ∙ (/2) / 0,9 = 22,6∙ /с.
По каталогам гидроаппаратуры управления, приведенным в приложении (гидрораспределитель 16, гидродроссель 17.3, гидроклапаны предохранительные 4 и 10, обратные 12, 15, 17.2, редукционный 5) выбираем, исходя из расчетных значений расхода Q и давления Р, типоразмер фильтра 3 по требуемой тонкости фильтрации соответствующего класса чистоты. Для аксиально-поршневых регулируемых насосов с гидроусилителем типа 456 тонкость фильтрации жидкости не должна превышать 40 мкм.
Внутренний диаметр гидролиний 6, 9, 14 рассчитывается по расходу Q (можно принять Q = Qн) и допустимой средней скорости v, значение которой составляет ~ 4,5 м/с:
d = = = 7,9 ∙ м.
Толщина стенки труб определяем по наибольшей величине давления:
δ = P ∙ D1 / 2[σ] = 8,83 ∙ ∙ 18,6 ∙ / 2,0 ∙ 90 ∙ = 0,9 ∙ м.
Теперь по найденным значениям расхода рабочей жидкости и величине давления в гидросистеме по каталогам приложения определяю параметры требуемых элементов гидропривода: гидрораспределителя 16, гидродросселя 17.3, предохранительных гидроклапанов 4 и 10, обратных клапанов 12, 15, 17.2, редукционного клапана 5, главного насоса 7, подпитывающего насоса 2, используемых труб, фильтра тонкой очистки рабочей жидкости 3.
Сначала определимся с трубами: по рассчитанным данным следует выбрать трубопроводы диаметром d = 9 мм, с толщиной стенки δ = 1,0 мм.
Далее выбираю пластинчатый насос типа Г 12 – 23А, предназначенный для подачи рабочей жидкости с нерегулируемым по величине потоком в гидросистемы металлорежущих станков и других машин, чтобы минимальное давление нагнетания было не менее Рн = 8,83 МПа и минимальная подача рабочей жидкости не менее Qнп = 22,6 ∙ /с = 0.377 л/мин. Выбранная модель имеет рабочий объём 30,6 с, номинальное давление Р = 6,3 (600) Мпа, номинальную подачу Qнп = 25 л/мин.
Из высокомоментных гидромоторов типа МР с требуемой частотой вращения до 1 об/мин и мощностью не менее N = 0,84 кВт наиболее подходит МР – 450 рабочим объёмом 462 .
В качестве главного насоса 7 требуется выбрать из предлагаемых аксиально – поршневых регулируемых реверсивных насосов типа 20… с гидроусилителем типа 452… с давлением на выходе не менее Рн = 8.83 МПа . Такими характеристиками обладает насос 207.20.11.02 с гидроусилителем типа 452.20.07.04 имеющий рабочий объём 54,8 , Nmin = 0,1 МПа, а Nmax = 25МПа, с частотой вращения вала от 400 до 2850 об/мин.
Для редуцирования давления в системе заданного гидропривода потребуется редукционный клапан АГ57 – 23, имеющий условный проход 16 мм. Для возможности расхода Q = 32 л/мин рабочей жидкости, что удовлетворяет необходимому Qнп = 22,6 л/ мин, а Рред = 1 ÷ 10 МПа.
Гидрораспределителем 16 будет гидрораспределитель типа:
Р102 – ЕЛ574А – Т – А220 50, имеющий основной проход, обеспечивающий требуемое давление нагнетания Рн = 20 МПа, в совокупности с давлением управления Ру = 0,5 ÷ 20 МПа, с допустимыми значениями скорости срабатывания на регулировании и реверсе гидромотора t = 0.03 с. Номинальная требуемая тонкость фильтрации 25 мкм.
Предохранительными кламанами 4 и 10 выбирем клапаны типа Г54 – 22, т.к они имеют требуемые характаристики для работы гидропривода задания. Условный проход 16 мм. обеспечивает номинальный расход рабочей жидкости Q = 3 ÷ 40 л/мин. и работу в диапазоне давлений Р = 1,2 ÷ 10 МПа.
В роли обратных клапанов 12, 15 и 17.2 можно взять гидроклапаны типа
КII002. У них условный проход в 12 мм обеспечивает номинальный расход рабочей жидкости Q = 25 л/мин. и работает по давлением до Р = 32 МПа. К лапан имеет давление открытия Роткр = 0.038 ÷ 0.087 МПа.
Гидродросселем 17.3 можно выбрать ДР-12, который имеет условный проход 12 мм, при номинальном расходе рабочей жидкости гидропривода
Q = 25 л/ мин, номинальное рабочее давление Р = 32 МПа и потерю давления при открытом дросселе и номинальном давлении – 0,2 МПа, что удовлетворяет условию наличия номинального давления Р = 8,83 МПа, требуемого для работы гидроцилиндра и гидромотора .
В качестве линейного выбираем фильтр по ОСТ 22 – 883 – 75 исполнения: 1.1.25.25 любого отечественного производителя масляных фильтров, например PEKAR в Санкт-Петербурге.
Гидроцилиндр, гидродвигатель прямолинейного возвратно – поступательного движения в заданном гидроприводе, выбираем по геометрическим характеристикам гидроцилиндров общего назначения из основного ряда по ГОСТ 12447 – 80 : внутренний диаметр принимаем D = 20 мм, диаметр штока: d = 10 мм, ход поршня по заданию l = 60 мм. Соответственно ГОСТ 17411 – 91
Принимаем в качестве основного ЦГ 20.10 х 60 – УХЛ.
Определить скорость перемещения подвижного электрода 1 аппарата для точечной сварки кузова автомобиля.
Построить график скорости перемещения поршня в пневмоцилиндре при рабочем ходе в зависимости от нагрузки, приложенной к штоку, изменяющейся в пределах от F = F0 до, F = 3F0, где значение F0 указано в таблице.
Рис 2.Схема пневмопривода для точечной и рельефной сварки кузова автомобиля.
Заданы:
- диаметр поршня 4 — D,
- длина трубопровода 2 — l,
- его внутренний диаметр d,
коэффициент сопротивления распределителя 3 — ζ.
- Давление в ресивере 1 — ;
- давление в штоковой полости 5 цилиндра принять равным атмосферному.
- Температура воздуха в ресивере, в пневмоцилиндре и в окружающей
среде — 20 °С.
Скорость установившегося движения поршня Vn определяется по величине массового расхода воздуха G, поступающего в пневмоцилиндр, и рабочей площади поршня Sn
, м/с
Величина Sn определяется по диаметру D.
Для определения массового расхода воспользуемся зависимостью Сен-Венана-Вантцеля
,
где
y = Pабс/(P0)абс
y — относительное давление, вычисленное по абсолютным давлениям в ресивере (P0)абс и в поршневой полости гидроцилиндра Pабс;
μc — коэффициент расхода подводящего трубопровода;
n — показатель степени в уравнении политропного процесса (среднее значение для воздуха n = 1,35).
В формуле неизвестные величины y, μс, ρ0 определяются в следующем порядке:
1. Вычисляется площадь поршня Sn.
2. Определяется давление (P0)абс и Pабс, Н/м2;
(P0)абс = P0 + Pатм;
Pабс = (F0/Sn) + Pатм,
где Pатм — атмосферное давление (среднее значение Pатм = 10 Па).
3. По формуле (33) находится значение y, которое необходимо сопоставить с критическим значением yк, соответствущим переходу от подкритической области истечения воздуха в пневмоцилиндр при заполнении поршневой полости к надкритической области.
4. Для определения yк предварительно рассчитывается коэффициент гидравлического сопротивления трубопровода ξс
где ξвых — коэффициент сопротивления в выходном отверстии ресивера (ξвых = 0,5);
ξвх — коэффициент сопротивления во входном отверстии цилиндра (ξвх = 1);
λ — коэффициент гидравлического трения трубопровода, рассчитываемый для квадратичной области сопротивления по формуле Прандтля-Никурадзе:
Значение эквивалентной шероховатости Δ принять равным 0,005 мм.
5. По графику зависимости yк = f(ξc), представленному на рис. , определяется значение yк и сопоставляется с вычисленным значением y.
Если y > yк, то область истечения подкритическая. При этом в формулу подставляется значение y.
Если y < yк, то область истечения надкритическая. И тогда в формулу подставляется значение y = yк.
Для определения коэффициента расхода μc, величина которого зависит от величины относительного давления y и коэффициента сопротивления ξc, следует воспользоваться графиком μ = f(у, ξc), представленным на рис. взятым из работы [8].
Для определения плотности воздуха в ресивере ρ0 воспользуемся уравнением Клапейрона-Менделеева,
,
де R = 290 Дж/(кг∙К) — газовая постоянная.
Рис.3. График зависимости yк = f(ξc)
Рис. 4. График зависимости μ = f (y, ξc)
Решение первого цикла задачи завершается определением скорости Vn по формуле , в которой плотность воздуха в пневмоцилиндре ρ определяется по формуле
Второй и третий циклы решения задачи повторяются при изменении усилия на штоке F = 2F, F = 3F, величины которых подставляются в формулу .
При расчете гидравлического коэффициента λ по формуле априорно полагалась квадратичная область сопротивления, которой соответствуют числа Рейнольдса Re > (Re)пред, где (Re)пред = 560 d/Δ. Поэтому рекомендуется выполнить проверку расчёта коэффициента λ, если Re < (Re)пред, следуя приведённым методическим указаниям:
а) определяем динамический к-т вязкости воздуха
,
где , Па∙с — вязкость воздуха при темпера-туре T0 = 273 + t °С
б) определяем число Рейнольдса
вычисленное значение числа Re сопоставляется со вторым предельным числом Re
в) определяем предельное число Рейнольдса (Re)пред
,
,
где ρ — плотность воздуха в поршневой полости; Sn — площадь сечения поршня м2
Для определения массового расхода G используется зависимость Сен-Венана-Вентцеля, формула .
При Re ≥ (Re)пред формула верна и уточнения λ не требуется.
При Re < (Re)пред определяем уточненный коэффициент λʹ формуле.
,
Если , то расчет не уточняется.
В противном случае расчет следует уточнить.
- Гидропривод оборудования экскаватора
- Гидростатика. Гидродинамика
- Гидростатическое давление
- Гидросфера в жизни общества. Охрана вод от загрязнения
- Гидросфера. Вода-жизнь
- Гидросфера как элемент биосферы и природный ресурс
- Гидросфера. Распространение воды в природе
- Гидрология рек
- Гидромашины
- Гидромеханические процессы
- Гидрооборудование
- Гидроочистка бензина
- Гидроочистка газойлей. Технологическая схема
- Гидропонный метод выращивания цветочных культур
