Автоматизація гідро-пневмоприводу

Міністерство  освіти і науки України 

Київський національний університет будівництва  і архітектури 
 

Кафедра будівельних машин 
 

Курсова робота

з предмету: «Автоматизація гідро-пневмоприводу» 

  
 
 

Виконав: студент  групи АТП-41(з)

Фурсенко  В.М.

Перевірив: викладач

Балака  М. М. 
 

Київ-2010 

Варіант № 26. Схема № 13.

Колісний  лісонавантажувач 

     Щелепний  лісонавантажувач виготовлений, як правило, на базі базі пневмоколісних тракторів. Гідравлічний привод робочого обладнання забезпечує піднімання стріли, затиск щелепного захвату. Лісонавантажувачі на базі пневмоколісних тракторів мають на базі пневмоколісних виконання вантажу. У зв'язку з цим спостерігаються і деякі відзнаки у конструктивному виконанні робочого обладнання і принциповій гідравлічній схемі.

      Схема лісонавантажувача фронтального типу містить такі елементи: гідробак з регулятором (підігрівачем і охолоджувачем) температури 1, насос 2, секційний розподільник 3 з двома робочими секціями, гідроциліндри 4 верхньої щілини, гідроциліндри 5 гідроциліндри захватного пристрою, гідроциліндри 6 стріли, гідроциліндри 7 рукояті, дросель із зворотнім клапаном 8, фільтр 9, переливний клапан 10, манометри 11-12, вимірювальний прилад.

      Нерегульований  насос 2 подає робочу рідину з бака 1 в напірну секцію розподільника  3. Золотник А керує гідроциліндрами захватного пристрою. Після набирання і затиску пакета лісу золотник А встановлюється у нейтральне положення, потім вмикається золотник Б, який спрямовує потік робочої рідини в площині гідроциліндрів стріли

      В розподільнику між секціями В і Б встановлена проміжна секція, що запобігає ввімкнення золотників В і Г при роботі золотників А і Б. Таким чином, тільки при нейтральному положенні золотників А і Б, тобто після набирання пакета лісу. стріла і рукоять вмикаються на піднімання.

      Основна операція – підйом вантажу. Потужність двигуна базової машини умовно розподіляється у такому співвідношенні:

• гідроциліндри верхньої щелепи (поз. 4) – 20%;
• гідроциліндри захвату (поз. 5) – 30%;
• гідроциліндри піднімання стріли (поз. 6) – 30%;
• гідроциліндри рукояті (поз. 7) – 30%.

      Причому, гідроциліндри поз. 5, 6, 7 можуть працювати  одночасно. 

Силовий розрахунок

Передусім визначаємо корисну потужність, тобто  потужність, що витрачається на корисну  роботу: 

N_К = N_Дh_пр.р.о,=55*0,5=27,5 кВт;     

N_Д - потужність базового =55 кВт (дані таблиці згідно варіанту)

h_пр.р.о - ККД приводу та робочого обладнання. Для екскаваторів, навантажувачів, лiсонавантажувачiв гідронасосами постійної подачі h_пр.р.о = 0,45...0,57. Приймаємо значення 0,5. 

Силовий розрахунок дозволяє визначити реальну потужність усіх гідроагрегатів та підібрати їх типорозміри з уніфікованого та нормалізованого гiдрообладнання. 

Розрахунок гідравлічного  приводу необхідно починати з  визначення номінального робочого тиску  рідини та вибору гідронасосів. Спочатку визначають потужність N_H приводу насоса за максимальним значенням суми всіх потужностей одночасно працюючих гiдродвигунiв, підключених за допомогою одного насоса:

N_H =åN_цi/h_гм.н h_гм.ц 

N_мi - потужність одночасно працюючих гiдроцилiндрiв 

N_мi=F_ст*V_п=2600*0,22=5720 Вт 

F_ст - Зусилля на штоці гідроциліндра (дані таблиці)

V_п  - Швидкість поршня гідроциліндра (дані таблиці)

h_гм.н @ 0,90: гідромеханічний ККД насоса

h_гм.ц @ 0,95: гідромеханічний ККД циліндра 

N_H==13380 Вт=13,4 кВт 

За потужністю приводу насоса підбираємо номінальний робочий тиск R_Н гідросистеми R_Н=16 МПа 

Знаючи  потужності приводу та робочий тиск, можна розрахувати потрібну подачу насоса л/хв:

Q_н = 61,2 N_н/P_н,

N_н =13,4 кВт - потужність приводу насоса, кВт:

P_н =16 МПа - номінальний тиск у гідросистемі, МПа.

Q_н =

=0,85 л/с

Так як насоса 2, то Q_н=0,85/2=0,425л/с=25,5л/хв.

За відомим  значенням потужності N_н, робочого тиску P_н, подачі Q_н обираємо насос для гідропривода проектованої машини (дані додатку).

 НШ-10-3

N_н =13,4 кВт

P_н =16 МПа

Q_н=0,425л/с

n_дв=1700 об/хв.

Після вибору насоса треба уточнити частоту обертання  його вала, необхідну для забезпечення потрібної подачі [1], об/хв:

n_н = 10³ Q_н/Z_н q_н h_об.н

Z_н=2 - кількість насосів даної гiдролiнiї;

q_н = 48,8- робочий об’єм насоса (дані додатку) см³/об

 h_об.н= 0,94 – об’ємний ККД насоса (дані додатку)

n_н = (10³*25,5) /(2*10*094)=1356 об/хв

Розраховане число  обертань вала насоса входить в потрібний  інтервалі, вказаний в додатку , тобто n_ном £ n_н < n_max

Визначивши  передаточне відношення між валом відбору потужності базового двигуна та валом насоса за формулою

і = n_дв/n_н=1700/1356=1,25

можна спроектувати механізм приводу насоса 

Підбираємо необхідне  обладнання: 

Секційний розподільник: Р-20 

Зворотній клапан: Г51-23 

Запобіжний клапан: БПГ 55-15 

Дросель із зворотнім клапаном 62600 

Лінійний  фільтр 1.1.25-25 
 

Розрахунок  трубопроводу 

     Внутрішній  діаметр всмоктуючого трубопроводу, мм :

d_в = 4,5*

=4,5* =26,3 мм

     Внутрішній  діаметр зливного трубопроводу, мм :

d_з = 4,5*

=4,5* =26,3 мм

     Внутрішній  діаметр напірного трубопроводу, мм :

d_н = 4,5*

=4,5* =17,2 мм 

де  - подача насоса, л/хв

V=1,5 – швидкість  потоку всмоктую чого контуру, м/с

V=1,5 – швидкість  потоку зливного контуру, м/с

V=3,5 – швидкість  потоку зливного контуру, м/с 

Товщина стінки металевого трубопроводу визначають з  умови стійкості, мм:

На всмоктуючому контурі:

=1,5 мм.

На зливному контурі:

=1,5 мм.

На напірному контурі:

=1,5 мм. 
 

Р_н - 16 МПа номінальний тиск;

[s_р] = 140 МН/м² - допустиме напруження розтягнення для сталі;

d – діаметр труби відповідного контуру. 
 

Стандартні трубопроводи згідно параметрів наших розрахунків: 

Всмоктуючий контур:

ГОСТ 8734-75, умовний  прохід 26мм. d_в=28 мм 

Зливний контур:

ГОСТ 8734-75, умовний  прохід 26мм. d_з=28 мм

Напірний контур:

ГОСТ 8734-75, умовний  прохід 16мм. d_н=16 мм 

Гнучкий рукав: РВД-22 

Розрахунок витрат тиску в гідросистемі необхідний для визначення ККД гідроприводу, вибору геометричних розмірів, для встановлення працездатності гідроприводу за низьких температур. Гідросистема вважається оптимально спроектованою, якщо витрати тиску не перевищують 6%-10% номінального тиску насосів. 

     Загальні  витрати тиску по гідравлічній схемі  можуть бути визначені як сума витрат в гідролініях даної гідросистеми: 

 

- сумарні витрати тиску на  всмоктуючих ділянках трубопроводів;  - сумарні витрати тиску на напірних ділянках трубопроводів;

- сумарні витрати тиску на  зливних ділянках трубопроводів 

- шляхові та місцеві витрати  тиску в різних ділянках гідросистеми, кПа; 

- сума витрат тиску в гідроагрегатах даної гідролінії (розподільник, фільтр, дросель зі зворотнім клапаном та інше, кПа).

 Витрати тиску в гідроагрегатах  відомі з їх технічних характеристик 

     

де l - гідравлічний коефіцієнт тертя; l_і і d – довжина і внутрішні діаметри відповідного трубопроводу, м; r - щільність рідини, кг/м³  V - швидкість потоку рідини, м/с. 

     Гідравлічний  коефіцієнт тертя рідини залежить від  числа Рейнольдса і при режимі:

ламінарному l = 75/Rе;

турбулентному l = 0,3146 Rе^-0,25.

Ламінарний режим при Rе £ 2200…2300

турбулентному режиму при Rе ³ 2200…2300.

Rе = Vd/n,

де V - швидкість  потоку рідини відповідного контуру, м/с;

d - діаметр  відповідного трубопроводу, м; 

n - кінематична в’язкість робочої рідини, м²/с

Місцеві витрати тиску для кожної з  гідроліній, кПа:

x_і - коефіцієнт місцевого опору і-го гідроелемента, встановленого в гідролінії 

Втрати тиску  на всмоктуючому контурі 

=1+1,6=2,6 кПа=2,6*10^-3 МПа

=1кПа=10^-3МПа

Rе = Vd/n=(1,5*0,028)/(30*10^-6)=1400

ламінарний  режим l = 75/ Rе=75/1400=0,053

=1,6 кПа= 1,6*10^-3 МПА

Втрати тиску  на напірному контурі:

=(12,9+44)*10^-3+0,56=0,6169 МПа

=12,9 кПа=12,9*10^-3Мпа

Rе = Vd/n=(1,5*0,016)/(30*10^-6)=1866

ламінарний  режим l = 75/ Rе=75/1866=0,04

=(0,5*(└(1,3)+ ┴(0,1)+Клап.звор.(2)+ └(1,3)+ ┴(0,1)+ └(1,3)+ └(1,3)+ └(1,3)+ ┴(1)+ └(1,3)+ Клап.звор.(2)+ └(1,3)+ └(1,3)+дрос(2)+ └(1,3)+ ┴(1)+ └(1,3)+ └(1,3)+ └(1,3)+ ┴(1))*980*3,5²)/10³=44 кПа= 44*10^-13 МПа

= P_{(розподільника)}=0,56 МПа 

Втрати тиску  на зливному контурі:

=(4+27,7)*10^-3+0,56=0,5917 МПа

=4кПа=4*10^-3МПа

Rе = Vd/n=(1,5*0,028)/(30*10^-6)=1400

ламінарний  режим l = 75/ Rе=75/1400=0,053

=(0,5*( ┴(1)+ └(1,3)+ └(1,3)+ └(1,3)+ └(1,3)+ └(1,3)+ └(1,3)+ └(1,3)+ └(1,3)+ └(1,3)+ └(1,3)+ ┴(0,1)+ └(1,3)+Клап(запоб.)(2)+фільтр(2)+└(1,3)+ ┴(1)+ └(1,3)+ └(1,3)+Клап(звор.)(0,8))*980*1,5²)/10³=27,7кПа=27,7*10^-3МПа

= P_{(розподільника)}=0,56 МПа 

Отже загальні втрати:

=2,6*10^-3+0,6169+0,5917=1,212 МПа=

=7,6% від номінального  тиску. 

Повний (загальний) ККД :

h_заг = h_г h_мех h_об=0,94*0,93*1=0,87

Гідравлічний  ККД : =(16-1,212)/16=0,92    

Механічний ККД: h_мех = h_мех.н h_мех.р h_мех.гд=0,9*0,93*0,95=0,8  

h_мех.н = 0,93 – механічний ККД

h_мех.р = 0,95 - механічний ККД розподільника;

h_{мех.гд =0,95}- механічний ККД гідроциліндра.

Об¢ємний ККД гідроприводу

h_об =  h_об.н h_об.р h_об.гд=0,94*0,93*1=0,87

h_об.н = 0,94- об¢ємний ККД насоса;

 h_об.р = 0,93 - об¢ємний ККД розподільника;

 h_об.гд = 1-об¢ємний ККД гідроциліндра 

Визначення  основних робочих параметрів поршневого гідроциліндра одностороннім штоком при статичному навантаженні F_ст, максимальних швидкостях прямого ходу V₁ та зворотного ходу V₂ = (V₁ + 0,3) м/с, часу розгону при прямому ході t = 0,2 с, максимальному тиску в напірній лінії Р_max від загальному ККД циліндра h = 0,97. Робоча рідина – МГЕ-46В

Сила  інерції під час розгону (Н):

=((260*10³)/(9,8*0,2))*(0,22-0)=29,1*10³ Н

Фактичне  зусилля (Н):

=260+29,1=289,1*10³ Н

Розрахункове  зусилля (Н):

=(289*10^-3)/0,95=304315 Н

Діаметр поршня (мм):

=156

Діаметр штока (мм):

=118

V₂= V₁+0,3=0,22+0,3=0,52 м/с 

Збитки  енергії за часом роботи гідроприводу перетворюються в теплоту, і масло  нагрівається. Тепловий режим розраховується виходячи з балансу теплоти, що виділяється та відводиться в гідросистемі, тобто:

N_н(1 - h_заг)k = cS

t

k –  коефіцієнт завантаження гідроприводу (приймаємо k = 0,5);

с = 0,04 кВт/м²×град - коефіцієнт тепловіддачі поверхні гідровузлів

S - загальна площа поверхні тепловіддачі всіх елементів гідроприводу, м²

t - перепад температури масла-повітря,  град.

Визначаємо  об’єм маслобака, дм³, із співвідношення:

W₀ = 2,5*Q_н,=2,5*51,25=128,125 дм³ Відносно ГОСТ 12448-80 приймаємо об’єм : 125 дм³

Виходячи зі співвідношення основних розмірів маслобака Н = 3В; L = 4B та прийнятою за ГОСТ 12448-80 місткістю маслобака визначаємо площу тепловіддачі маслобака;

=25,4 м²

Визначаємо площу тепловіддачі гідроліній:

 S_в+ S_н+ S_з=123,08+301,44+334,096=758,624

S_в=2*3,14*28*0,7=123,088

S_н=2*3,14*16*1,2*2,5=301,44

S_в=2*3,14*28*1,9=334

d, L - діаметр  і сумарна довжина труб гідроліній;

Визначаємо площу тепловіддачі гідроциліндра діаметром D і з ходом поршня ℓ, (якщо хід поршня не задано, то приймають ℓ =10D):

S_ГЦ = pDℓ=3,14*155,6²*10=760*10³

Визначають загальну площу поверхні тепловіддачі, причому, площею тепловіддачі гідромоторів нехтують:

S = S_б + S_Г + S_ГЦ=760*10³+758,624+25,4=760,78*10³

Визначаємо перепад температури ∆t:

=0,08 С

Визначаємо температуру нагрівання масла:

t_м = t_в + ∆t=35+0,08=35,08

С

t_в=35 С - задане максимальне значення температури повітря  

     Температура нагрівання масла не перевищує припустимої (70 С), то в робимо висновок, що маслоохолоджувач

     Розміри маслобака визначають, виходячи з  рисунка співвідношень, що L = 4B=8,8 см, H = 3B=6,6см, W₀ = L×B×H = 4B×B×3B = 12B³, тобто

      =2,2 см.