Расчет объемного гидропривода

МИНИСТЕРСТВО  ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

АРХАНГЕЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ

ЗАОЧНЫЙ ФАКУЛЬТЕТ

КАФЕДРА ВТЛ и Г. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Контрольная работа № 2.

«Расчет объемного гидропривода».

Вариант № П. 

Выполнил  студент IV курса специальность 1502

Шифр 91-АХ-52 вариант № П

Рюмин Игорь  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Архангельск-2005. 

Задание на проектирование: 

                         Схема поступательного движения 
 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

О Г Л  А В Л Е Н И Е 
 

1. Расчет  гидропривода

 

1. Описание  принципиальной схемы гидропривода
2. Выбор рабочего давления
3. Расчет параметров и выбор гидродвигателя (гидроцилиндра)
4. Определение расхода рабочей жидкости, проходящей через гидродвигатель
5. Выбор насоса
6. Выбор электродвигателя для привода насоса
7. Выбор гидроаппаратуры
8. Определение диаметров трубопроводов
9. Расчет гидробака (без теплового расчета)

 

2. Определение потерь давления, фактического давления насоса и КПД гидропривода

 

1. Фактическое давление насоса
2. Потери (перепады) давления
3. Определение КПД гидропривода

 

3. Библиографический список

 

4. Приложение

 

1. Принципиальная  схема гидропривода – чертеж ф. А4
2. Спецификация к принципиальной гидравлической схеме – ф. А4

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Расчет  гидропривода

 

1. Описание  принципиальной схемы гидропривода

 

    Предлагается  установить один гидроцилиндр с толкающим  штоком, золотниковый 3-позиционный  распределитель с ручным управлением, дроссель на выходе, предохранительный клапан, фильтр.

    Определим длины трубопроводов и наличие  местных сопротивлений:

    - всасывающая  линия отсутствует, насос установлен  вблизи бака;

    - насос-распределитель  – длина 5м и 3 плавных поворота;

    - распределитель-гидроцилиндр  – длина 6м и 4 плавных поворота;

    - гидроцилиндр-распределитель  – длина 6м и 4 плавных поворота;

    - сливная  линия – длина 5м и 3 плавных  поворота, дроссель и фильтр. 

2. Выбор рабочего давления

 

    По  заданному усилию Р=45 кН из нормализированного ряда рекомендуемых значений давлений принимаем р=6,3 МПа.

    

3. Расчет параметров и выбор гидродвигателя (гидроцилиндра)

 

    Выбирается  гидроцилиндр. Приняв предварительно механический КПД гидроцилиндра  η_мех=0,85, находим диаметр цилиндра:

    Д = √К_р*4*Р/(π*р),

    где К_р – поправочный коэффициент, учитывающий влияние потерь давления в линиях нагнетания и слива, а также трения в уплотнениях штока и поршня гидроцилиндра, К_р = 1,2;

    Р – нагрузка;

    р – рабочее давление в гидросистеме.

    Д= √1,2*4*45*10³/(3,14*6300*10³) = √216000/19782000 = 0,1044 м

    Из  номинального ряда примем Д=100мм.

    При S ≤ 10Д и р = (5,0 – 10,0) МПа d_шт/Д = 0,7 – 0,75; отсюда диаметр штока

    d_шт = 0,7*100 = 70 мм.

    По  полученным данным принимаем гидроцилиндр типа МН 2253.

    Рабочий объем гидроцилиндра

        q= π*D²*S/4=3,14*0,1²*0,63/4=4,95 л.

    

4. Определение расхода рабочей жидкости, проходящей через гидродвигатель

    Расход  рабочей жидкости при работе гидроцилиндра  определяется по формуле, м³/с:

                 Q = υ*ω_i,

    где υ – скорость движения поршня при рабочем ходе, м/с, υ=S/t; S – ход порщня, м; t – заданное время перемещения поршня, с; ω_i – активная (рабочая) площадь поршня, ω_i = πД²/4, Д – диаметр цилиндра, м.

                 Q =0,63/12*( 3,14*0,1²/4 ) = 0,0004121 м³/с=0,4 л/с=24 л/мин. 

5. Выбор насоса

 

    Тип насоса выбирается в зависимости  от принятого способа регулирования и рабочего давления. Насос выбирается по расходу Q и рабочему давлению р. Поэтому для Q=24 л/мин и р=6,3 МПа выбираем роторно-пластинчатый насос Г 12-22, основные параметры которого:

    Рабочий объем                     12 см³;

    Номинальное давление     6,3 МПа;

    Частота вращения

         Номинальная           980 об/мин;

         Максимальная       1450 об/мин;

    КПД:

         Полный                                0,65;

         Объемный                           0,77;

    Приводная мощность      2,80 кВт;

    Масса                                        9 кг. 

6. Выбор электродвигателя для привода насоса

 

    Электродвигатель  для насоса подбирают в соответствии с мощностью и частотой вращения вала насоса. При этом уточняют полезную мощность насоса, Вт:

         N_н = р_н*Q_н,

    где р_н – давление насоса, Па; Q_н – подача насоса.

         N_н = 6300000*0,0004=2520 Вт=2,52 кВт.

    Для N=3 кВт и частоты вращения 1000 об/мин выбираем двигатель

    4A112МА6Y3. 

7. Выбор гидроаппаратуры

 

    Гидроаппаратура (гидрораспределители, дроссели, клапаны) подбираются по пропускной способности (расходу) Q, равной фактической подаче насоса и давлению в местах установки аппаратов. 

    Для Q=24 л/мин и р=6,3МПа выбираем трехпозиционный золотниковый распределитель с ручным управлением типа Г74-13 со следующими техническими данными:

       Максимальный расход   35 л/мин;

       Номинальное давление   0,3…8,0 МПа;

       Потери давления   0,2 МПа;

       Утечки   0,42…0,83 см³/с.

    Действительные  потери давления при расходе, равном подаче насоса, Q=24 л/мин

    Δ р = Δ р*Q/2*Q`*(1+ Q/Q`) = 0,2*24/(2*35)*(1+24/35) = 0,12 МПа

    Для Q=24 л/мин и р=6,3МПа выбираем крановый дроссель типа Г 55-13 со следующими техническими данными:

    Номинальное давление   5,0 МПа;

    Номинальный расход   35 л/мин;

    Потери  давления   0,2 МПа.

    Действительные  потери давления при расходе, равном подаче насоса, Q=24 л/мин и полностью открытом дросселе

    Δ р = Δ р*Q/2*Q`*(1+ Q/Q`) = 0,2*24/(2*35)*(1+24/35) = 0,12 МПа. 

    Для Q=24 л/мин и р=6,3МПа выбираем предохранительный (напорный) клапан типа Г 52-13 со следующими техническими данными:

       Максимальный расход   35 л/мин;

       Рабочее давление   0,3…5,0 МПа;

       Потери давления   0,4 МПа.

    Потери  давления в предохранительном клапане  пересчитывать нет необходимости, так как клапан в период рабочего цикла гидроцилиндра не работает. 

    Фильтры выбирают с учетом требований очистки  рабочей жидкости. Для Q=24 л/мин и р=6,3МПа выбираем сливной фильтр Г 41-2 со следующими техническими данными:

       Номинальная тонкость фильтрации   120 мкм

       Номинальный расход   35 л/мин;

       Номинальное давление   6,3 МПа;

       Потери давления   0,25 МПа.

    Действительные  потери давления при расходе, равном подаче насоса, Q=24 л/мин и полностью открытом дросселе

    Δ р = Δ р*Q/Q` = 0,25*24/35 = 0,17 МПа 

8. Определение диаметров трубопроводов

 

    Для соединения элементов гидросистемы применяют трубопроводы, внутренний диаметр которых определяется диаметром  присоединительной резьбы гидравлических устройств или условным проходом Д_у, округленным до ближайшего значения из установленного ряда диаметров круга, площадь которого равна площади характерного проходного сечения канала устройства по ГОСТ 16516-80. Для обеспечения прочности труб желательно принимать возможно меньшие значения их диаметров. Но уменьшение диаметра влечет за собой увеличение скорости движения жидкости и, как следствие, увеличение потерь давления. Поэтому для напорных линий внутренний диаметр труб d_т (а следствие, и скорость движения жидкости υ) следует соотнести давлением.

    Рекомендуется (РС3644-72) скорость движения жидкости υ принимать в зависимости от давления: для р=6,3МПа υ=3,2 м/с. Для сливных линий рекомендуется υ=2 м/с, а для всасывающих υ<1,6 м/с.

    По  скорости υ=3,2 м/с и расходу Q=24 л/мин определим предварительное значение внутреннего диаметра трубопровода d΄_т:

                        d΄_т= √4*Q/(π*υ)= √4*0,0004121/(3,14*3,2)=13 мм

    Проверим  толщину труб δ по формуле

                         δ= р* d΄_т/(2*σ),

    где р – давление жидкости, МПа; σ  – допускаемое напряжение на разрыв, зависящее от материала трубы (σ=140 МПа – для труб из стали 20; σ=90 МПа – для труб из меди).

                          δ=6,3*13/(2*140)=0,29 мм.

    Фактическое значение наружного диаметра d_т.нар=14 мм (из таблицы).

    Окончательное значение внутреннего диаметра d_т определяется по формуле

                          d_т = d_т.нар- (2*δ+Δδ),

    где Δδ – припуск на коррозию, равный 1 мм.

                          d_т = 14 – (2*0,29+1)=12,42 мм.

    Примем  d_т = 12 мм.  

    Расход  гидролинии от гидроцилиндра до бака при сливе от штоковой полости  цилиндра

    Q_сл= (π/4)*(Д²-d²)*S*(60/t_р),

    где Д, d – диаметры цилиндра и штока соответственно;

           S – ход поршня;

           t_р – время рабочего хода.

    Q_сл= (3,14/4)*(0,1²-0,07²)*0,63*(60/12)=0,0126 м³/мин = 13 л/мин.

    По  скорости υ=2 м/с и расходу Q=13 л/мин определим предварительное значение внутреннего диаметра трубопровода d΄_т:

                        d΄_т= √4*Q/(π*υ)= √4*0,0126/(3,14*2)=12 мм

    Проверим  толщину труб δ по формуле

                         δ= р* d΄_т/(2*σ),

    где р – давление жидкости, МПа; σ  – допускаемое напряжение на разрыв, зависящее от материала трубы (σ=140 МПа – для труб из стали 20; σ=90 МПа – для труб из меди).

                          δ=6,3*12/(2*140)=0,27 мм.

    Фактическое значение наружного диаметра d_т.нар=13 мм (из таблицы).

    Окончательное значение внутреннего диаметра d_т определяется по формуле

                          d_т = d_т.нар- (2*δ+Δδ),

    где Δδ – припуск на коррозию, равный 1 мм.

                          d_т = 13 – (2*0,27+1)=11,46 мм.

    Примем  d_т = 12 мм.

    В качестве трубопроводов примем бесшовные  стальные трубы. 
 
 
 

9. Расчет  гидробака

 

    Гидробак  обеспечивает хранение запаса рабочей жидкости (сверх объема в гидросистеме) и охлаждение ее.

    По  условиям бесперебойной подачи жидкости объем гидробака

                     W₁= 3*Q = 3*24 = 72 л

    Объем масла, циркулирующего в гидросистеме

                     W_п= π*d²*l/4 + q_н + q_ц = 3,14*0,012²*22/4+0,012+4,95=4,96 л.

    Условие W₁> 3W_п соблюдается.

    Определим объем бака при условии, что в  период работы гидросистемы бак заполняется  не более чем на 3/4 высоты

                      W= 4/3*W₁ = 4/3*72 =96 л.

    Приняв  ориентировочно отношение сторон бака l_б:b_б:h_б = 3:1:2, определим размеры бака:

                       b_б = 3√96/(3*1*2) = 3√16 = 2,5 дм = 250 мм;

                       l_б = 3* b_б = 3*250 = 750 мм;

                       h_б = 2* b_б = 2*250 = 500 мм.

    Охлаждение  естественное. 
 

2. Определение потерь давления, фактического давления насоса и КПД гидропривода.

 

1. Фактическое давление насоса.

 

    Фактическое давление насоса для гидроцилиндра  с односторонним штоком рассчитывают по формуле 

    Р_н = Δ Р_р-н +Δ Р_н-ц + (Р+F)/ω₁ + ((Δ Р_р-с +Δ Р_ф + Δ Р_ц-б + Δ Р_др)* ω₂ )/ ω₁, 

    где Δ Р_р-н – потеря давления в распределителе (линия нагнетания);

          Δ Р_р-с – потеря даления в распределителе (линия слива);

          Δ Р_ф – потеря давления в фильтре;

Δ Р_н-ц, Δ Р_ц-б – потери давления в гидролиниях соответственно на участках насос – гидроцилиндр, цилиндр – бак;

Δ Р_др - потеря давления в дросселе;

Р –  усилие;

F – сила трения; F=F₁ + F₂, где F₁, F₂ – силы трения поршня и штока соответственно

ω₁, ω₂ – активные площади;

ω₁ = πД²/4 = 3,14*100²/4 =7850 мм²=0,0079 м²

ω₂ = π(Д² - d)/4 = 3,14*(100² - 70)/4 =0,0078 мм² 
 
 
 

    Потери  давления по участкам определяем по формуле 

                Δ Р = ρ(Σξ + λ*l/d)*(υ²/2),

    где ρ – плотность жидкости; для ВМГЗ ρ=860 кг/м³;

ξ – коэффициент  местного сопротивления поворота; ξ=0,15;

λ – коэффициент потерь по длине, определяемый в зависимости от числа Рейнольдса - Re = υ*d/ν,

ν – кинематическая вязкость рабочей жидкости,

      для ВМГЗ ν=10^-7 м²/с

l – длина трубопровода;

d – диаметр трубопровода;

υ – скорость движения жидкости; на всасывающей линии – υ₁=1 м/с,

на напорной линии – υ₁=4 м/с, на сливной линии – υ₁=1,5 м/с. 

1. Потери (перепады) давления

 

       Расчет потерь давления сведем в таблице. За расчетный расход в гидролинии от насоса до гидроцилиндра принята подача насоса Q=24 л/мин, расход гидролинии от гидроцилиндра до бака при сливе из штоковой полости цилиндра Q_сл=13 л/мин. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    Таблица

 

    Давление  в бесштоковой полости цилиндра

    р₁= 6,3 – 0,15 = 6,15 МПа

        Давление в штоковой полости  цилиндра

        Р₂= 0,15 МПа

    Примем  уплотнения поршня в гидроцилиндре  шевронными манжетами. Тогда сила трения поршня в гидроцилиндре

    F₁=μ*π*Д*в₁(р₁ - р₂).

    Для р=6,3 МПа и Д=0,1 м количество манжет в узле уплотнения равно трем, общая  длина контактной поверхности в₁= 0,3 м, коэффициент трения μ=0,1. 

    Тогда сила трения поршня в гидроцилиндре

    F₁=0,1*3,14*0,1*0,3*(6,15 – 0,15)=56520 Н = 56,52 кН.

    Сила  трения штока в уплотнениях

    F₂=μ*π*d*в_1*р₂ = 0,1*3,14*0,07*0,3*0,15 =989 Н = 1 кН.

    Тогда общая сила трения F= F₁ + F₂=56,52+1=57,52 кН.

    Тогда фактическое давление насоса

    Р_н =0,12+0,17+(45+57,52)/0,0079+((0,12+0,17+0,07+0,10)*0,0078)/0,0079=

    =12978 Па ≈ 13 кПа<р_ном. 

    2.3   Определение КПД гидропривода 

    Полный  КПД для гидропривода поступательного  движения определяется по формуле

    η = η_ц*η_с*η_н,

    где η_ц - КПД гидроцилиндра (из технических данных);

           η_ц = η_ц.м.*η_ц.г.*η_ц.о. ≈ η_ц.м, т.к. η_ц.г., η_ц.о. примем равными единице.

           η_ц.м = Р/(Р + F₁ + F₂) = 45/(45+56,52+1) = 0,44

           η_н – КПД насоса (полный); η_н = 0,65

           η_с - КПД гидросистемы без учета объемных потерь;

          η_с = (р_н – ΣΔр)/ р_н=(6,3 – 0,77)/6,3=0,88.

    η = 0,44*0,82*0,65 = 0,25. 

    Вывод: гидропривод поступательного движения, КПД η =0,25, распределитель золотниковый трехпозиционный с ручным управлением, дроссель на выходе, один фильтр в сливной линии. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

3. Библиографический список

 

1. Барабанов В.А. Расчет объемного гидропривода. Методические указания к курсовому  проектированию.

 

2. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. Под  редакцией Башта Т.М.

 

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т-3.

 

4. Харитонов В.Я., Хазов Е.В., Суров Г.Я. Расчет объемного гидропривода. Методические указания к курсовому работе.

 

5. Справочник  по машиностроительному черчению. Под  редакцией Чекмарева А.А.