Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Разработать принципиальную гидравлическую схему объемного привода в соответствии с заданной блок-схемой (рис. 1).

Рассчитать гидросистему и выбрать необходимое оборудование. Разработать конструкцию, произвести расчет основных геометрических размеров и эксплуатационных параметров силового гидроцилиндра.

Предусмотреть возможность демпфирования (торможения) штока в конце рабочего хода.

Максимально-возможная нагрузка F для двухштоковых цилиндров - знакопеременная, для одноштоковых - задано толкающее (рабочее) усилие.

Условные обозначения:

L_н - длина напорного трубопровода (от насоса до точки А);

L_сл - длина сливного трубопровода (от точки В до бака или насоса);

L_р -длина реверсивного трубопровода (от точки А до напорной полости гидроцилиндра и от сливной полости цилиндра до точки В;

S, _ш - ход и скорость перемещения штока гидроцилиндра соответственно.

Температуру рабочей жидкости (после прогрева привода) принять равной 50С.

Таблица 1. ? Исходные данные

Вариант	Схема	Эксплуатационные параметры гидроцилиндров	Длина трубопроводов системы	Диапазон рабочих температур, С
		S, мм	F, кН	Q, м/с	Lр, м	Lсл, м	Lр, м
24	а	350	50	0,15	3	5	7	-50…+10



Рис. 1. ? Исходная блок-схема гидропривода:

ГЦ - гидроцилиндра; Д - дроссель; ОК - обратный клапан; ГЗ - гидрозамок; Р - распределитель; ПК - предохранительный (переливной) клапан; Ф - фильтр; М - манометр ; Н - насос

Оглавление

1. Разработка принципиальной схемы гидропривода

2. Расчет гидросистемы привода

2.1 Выбор рабочей жидкости

2.2 Расчет диаметров гидроцилиндра

2.3 Выбор насоса

2.4 Выбор аппаратуры гидропривода

2.5 Расчет потерь давления в системе привода

2.5.1 Выбор главной магистрали

2.5.2 Расчет диаметров трубопроводов

2.5.3 Определение потерь давления в трубопроводах

2.5.4 Расчет потерь давления в главной магистрали

2.6 Определение эксплуатационных параметров гидроцилиндров

2.7 Расчет КПД гидропривода

Заключение

Список использованной литературы

1. Разработка принципиальной схемы гидропривода

Изобразим принципиальную схему гидропривода, используя принятые условные графические обозначения 1.

2. Расчет гидросистемы привода

2.1 Выбор рабочей жидкости

В качестве рабочих жидкостей для объемных гидроприводов применяют в основном минеральные масла нефтяного происхождения. Основными показателями при выборе масел являются вязкость и предел рабочих температур. Вязкость жидкости обуславливается характеристиками применяемой гидравлической аппаратуры (насосы, клапаны, дроссели и т.п.).

В курсовой работе определяющим при выборе рабочей жидкости является предел рабочих температур (прил.3), который должен быть больше заданного диапазона рабочих температур.

Таблица 2. ? Характеристики выбранного масла

Марка масла, ГОСТ	Вязкость при 50 С, Е	Пределы рабочих температур, С	Плотность при 50С, кг/м3
Трансформаторное ГОСТ 32-74 АМГ-10, ГОСТ 6794-53	1,8	-30…+90	850

Расчет коэффициента кинематической вязкости:

=(7,31Е-6,37/Е) 10^-6,

где Е - условная вязкость при температуре 50С.

=(7,311,8-6,37/1,8)10^-6=9,619м/с²_.

2.2 Расчет диаметров гидроцилиндра

Принимаем диаметр штока в соответствии с пределами, приведенными в табл. 2 1

d_ш=45…55мм=0,045…0,055м

Исходя из заданной нагрузки F, по приближенной формуле определяем расчетную площадь поршня

=F/(P_c),

где - коэффициент использования давления, учитывающий гидравлическое сопротивление системы, =0,8…0,85.

Давление в системе P_с выбирается исходя из ряда номинальных давлений для гидравлических приводов, МПа: 5; 6,3; 10; 12,5; 16; 20.

Принимаем P_с=10 МПа.

=50000/(0,81010^-6)=625010^-6м=6250мм

Расчетный диаметр одноштокового гидроцилиндра

D_Р=2_Р/.

D_Р=26250/3,14=89,2 мм²

Вычисленное значение D_Р округляем до стандартного D по прил. 17 1.

Принимаем D=90мм.

Задавшись соотношением n=d_ш/D=0,5-7, определяем расчетное значение d_ш:

d_ш=0,690=54мм.

Округляем d_ш до стандартной величины по прил. 17, удовлетворяющей рекомендациям табл. 2 1.Принимаем d_ш=56мм.

Исходя из стандартных значений D и d_ш рассчитываем площади поршневой _п и штоковой _ш полостей гидроцилиндра:

для одноштокового гидроцилиндра

_п=0,25D²;

_п=0,253,140,09²=0,0064м²;

_ш=0,25(D²-d_ш²);

_ш=0,253,14(0,09²-0,054²)=0,004м².

2.3 Выбор насоса

_{Наиболее широко в объемном гидроприводе используются шестеренные, лопастные (пластинчатые), аксиально- и радиально-поршневые насосы.}

Параметрами обуславливающими выбор насоса, являются давление в системе Р_с и требуемый расход жидкости Q_т.

Номинальное давление и расход (производительность) насоса должны удовлетворять следующим условиям:

Р_насР_с;

Q_нас1,05Q_т.

Требуемый расход жидкости определяется как суммарный расход, потребляемый гидроцилиндрами системы:

Q_т=zQ_ц=z _{ш п}/_о,

где z - максимально возможное количество одновременно работающих гидроцилиндров, z=2;

_о - объемный КПД, учитывающий утечки жидкости через неплотности поршня, _о=0,95…1.

Q_т=20,150,0063/0,95=0,0020078м³/с;

Q_ц=Q_т/z;

Q_ц=0,0020078/2=0,0010039м³/с;

Q_нас1,052,007810^-3=2,110^-3м³/с

Выбираем насос по прил. 6.

Таблица 3. ? Техническая характеристика лопастного насоса

Тип	Типоразмер	Подача	Номин. давление, МПа	Частота вращения, об/мин	КПД
		л/мин	м3/с10-6			объемный	общий
Г-12	25	140	2,3	6,3	950	0,9	0,7

2.4 Выбор аппаратуры гидропривода

Выбираем аппаратуру гидропривода по приложениям 1.

Таблица 4. ? Техническая характеристика дросселя ДО

Тип	Типоразмер	Номинальный расход	Номинальное давление, МПа	Потери давления, МПа	Минимальный расход, м3/с10-6
		м3/с10-6	л/мин
ДО	ДО-32/20	2660	160	20	0,2	8

_{Таблица 5. ? Техническая характеристика обратного клапана Г-51}

Типоразмер	Номинальный расход	Номинальное давление, МПа	Потери давления, МПа
	м3/с10-6	л/мин
Г51-25	2330	140	0,3…20	0,2

Таблица 6. ? Техническая характеристика гидрозамка типа КУ

Типоразмер	Номинальный расход	Номинальное давление, МПа	Потери давления, МПа
	м3/с10-6	л/мин
КУ-32	2670	160	32	0,4

Таблица 7. ? Техническая характеристика фильтра типа ФС7

Тип, типоразмер	Номинальный расход	Потери давления, МПа	Номинальное давление, МПа	Тонкость фильтрации, мкм
	м3/с10-6	л/мин
ФС7-32-40	2660	160	1	63	80

Таблица 8. ? Техническая характеристика золотникового распределителя Р203

Тип, типоразмер	Номинальный расход	Номинальное давление, МПа	Потери давления, МПа	Схема исполнения
	м3/с10-6	л/мин
Р203-АП14	2660	160	32	0,2

Таблица 9. ? Техническая характеристика дросселя ДР

Тип	Типоразмер	Номинальный расход	Номинальное давление, МПа	Потери давления, МПа	Минимальный расход, м3/с10-6
		м3/с10-6	л/мин
ДР	ДР-32	2660	160	32	0,3	50

Рассчитаем потери давления в гидравлическом оборудовании, расположенном в трубопроводах главной магистрали. Потери давления в I-м аппарате определяются по формуле

Р_i=P_iном(Q_а/Q_ном)²,

где Р_iном - потери давления в данном аппарате при прохождении номинального расхода Q_ном.

Р_д=0,1708МПа; Р_ок=0,1485МПа;

Р_р=0,1139МПа; Р_гз=0,22619МПа;

Р_ф=0,5697МПа; Р_д-ок=0,1139МПа.

2.5 Расчет потерь давления в системе привода

2.5.1 Выбор главной магистрали

Под главной магистралью системы понимают ту, потери давления в которой максимальны.

Анализ блок-схемы (рис.1) позволяет выделить две магистрали (рис.2) движения рабочей жидкости.



Рис. 2. ? Магистрали движения рабочей жидкости блок-системы (рис.1)

Применительно к схеме 1 (рис. 2) напорный трубопровод - это трубопровод от насоса до точки А; сливной - от точки В до бака; реверсивный - соединяющий точки А и В.

Потери давления в аппаратуре определяются сопротивлением гидравлического оборудования, установленного в трубопроводах магистрали:

применительно к магистрали 1

Р_а= Р_д+Р_ок+Р_р+Р_д-ок+Р_р+Р_ф;

к магистрали 2

Р_а= Р_д+Р_ок+Р_р+Р_гз+Р_р+Р_ф,

где Р_д, Р_ок, Р_р, Р_д-ок, Р_гз, Р_ф - потери давления в дросселе, обратном клапане, распределителе, дросселе шунтированном обратным клапаном, гидрозамке, фильтре.

Магистраль 1 Р_а=1,23МПа

Магистраль 2 Р_а=1,34МПа

Следовательно, магистраль 2 является главной.

2.5.2 Расчет диаметров трубопроводов

Исходя из расхода жидкости Q_тр, протекающего по трубопроводу, и рекомендуемых значений скоростей течения масла в магистралях _м (прил. 4) 1 вычисляем расчетные диаметры напорного d_н, сливного d_сл и реверсивного d_р трубопроводов:

d_i=4Q_тр/_м;

d_н=d_р=40,0020078/3,145=0,0226м;

d_сл=40,0020078/3,142=0,03576м.

Полученные значения округляем до ближайших стандартных (прил.17) и вычисляем скорости движения рабочей жидкости в напорном _н, сливном _сл и реверсивном трубопроводах _р:

_i=4Q_тр/d_i².

Принимаем d_н= d_р=25мм=0,025м; d_сл=40мм=0,04м.

_р=_н=40,0020078/3,140,025²=4,092м/с;

_сл=40,0020078/3,140,04²=1,5985м/с.

2.5.3 Определение потерь давления в трубопроводах

Потери в давления в напорном Р_Lн, сливном Р_Lсл и реверсивном Р_Lр трубопроводах определяются по формуле

Р_Li=_iL_i/d_ii²/2,

где _i,L_i - коэффициенты трения и длины соответствующих трубопроводов; - плотность жидкости.

Коэффициент трения: при турбулентном режиме движения (R_е2320)

_i =0,3164/R_e^0,25,

где R_e - число Рейнольдса, рассчитываемое по формуле

R_e=d/,

где - коэффициент кинетической вязкости жидкости.

R_eн=4,0920,025/9,61910^-6=10635,2

_н=0,3164/10635,2^0,25=0,0311566м

Р_Lн =Р_Lр=0,031153/0,0258504,092²/2=26601,092Па

R_eсл=1,59850,04/9,61910^-6=6647,2

_сл=0,3164/6647,2^0,25=0,035041м

Р_Lсл=0,0350475/0,048501,5985²/2=4756,6446Па

2.5.4 Расчет потерь давления в главной магистрали

Потери давления в главной магистрали (системе) Р_с складываются из потерь давления в аппаратуре Р_а (местных сопротивлениях) и в трубопроводах Р_L (потерь на трение по длине):

Р_с=Р_L+Р_а.

Потери давления в трубопроводах магистрали

Р_L=Р_Lн+Р_Lр+Р_Lсл,

где Р_Lн,Р_Lр,Р_Lсл - потери давления в напорном, сливном и реверсивном трубопроводе, замыкающем напорный и сливной трубопроводы на гидроцилиндр.

Р_L=26601,092+26601,092+4756,6446=0,05795МПа;

Р_с=0,05795+1,34259=1,4МПа.

Потери давления в системе должны удовлетворять условию

Р_с<(1-) Р_с=(1-0,8)10=2;

1,4МПа<2МПа.

2.6 Определение эксплуатационных параметров гидроцилиндров

гидропривод насос давление гидроцилиндр

Для одноштокового гидроцилиндра рабочее усилие (выдвижение штока) определяется выражением

F_р=(Р_{н п -} Р_{сл ш}) _мех,

Усилие холостого хода (втягивание штока)

F_x=(Р_{н ш -} Р_{сл п}) _мех,

Где Р_н и Р_сл - давления в напорной и сливной полостях гидроцилиндра;

_мех - механический КПД, учитывающий силы трения в уплотнениях поршня и цилиндра, равный 0,95.

Полагая, что реверсивный трубопровод гидросистемы состоит из двух равных по длине частей, для схемы 2 главной магистрали (рис. 2) имеем:

Р_н=Р_нас - (Р_Lн+0,5Р_Lр+Р_д+Р_ок+Р_р+Р_гз);

Р_сл=0,5Р_Lр+Р_сл+Р_р+Р_ф.

Пользуясь представленными зависимостями, рассчитываем усилие рабочего и холостого хода при Р_нас=Р_с.

Р_н=10-(0,0266+0,50,0266+0,1708+0,1485+0,1139+0,22619)=9,3МПа;

Р_сл=0,50,0266+0,004756+0,1139+0,5697=0,7МПа;

F_p=(9,310⁶0,064-0,710⁶0,04)0,95=53кН;

F_x=(9,310⁶0,004-0,710⁶0,0064)0,95=31кН.

Усилие рабочего хода должно удовлетворять условию

1,2FF_PF

60Кн>55кн>50Кн.

Для развития рабочего усилия, равного заданному F,предохранительный клапан, ограничивающий давление, развиваемое насосом, настраивается на давление

Р_к=(F/_мех+Р_слп)/_ш;

Р_к=(5010³/0,95+0,70,004)/0,0064=8,277МПа.

Время двойного хода одноштокового цилиндра:

t=S(_п+_ш)/Q_ц;

t=0,35(0,006+0,004)/0,0010039=3,635с

Толщина стенок стального цилиндра, мм

=DР_н/2_доп,

где Р_н - давление в напорной полости цилиндра, Па;

D - диаметр цилиндра, м;

_доп - допускаемое напряжение, _доп=(6 - 9)10⁷Па.

=9010⁶9,3/2710⁷=5,978мм.

Максимально-возможная скорость движения штока гидроцилиндра:

при рабочем ходе

_р=Q_max0/_п;

_р=2,310^-30,7/0,0064=0,2532м/с;

при холостом ходе

_х=Q_max0/_ш;

_х=2,310^-30,7/0,004=0,3956м/с,

где Q_max - максимально-возможная подача рабочей жидкости в полости цилиндра.

Величину Q_max определяем исходя из производительности применяемого насоса и возможности ее регулировки (Q_max=2,310^-3м³/с).

Так как насос имеет регулируемый рабочий объем, то необходимо рассчитать скорости _р и _х для требуемой производительности Q_т=1,05zQ_ц.

_р= Q_т0/_п=0,0020070,7/0,0064=0,221м/с;

_х=Q_т0/_ш=0,0020070,7/0,004=0,345м/с.

2.7 Расчет КПД гидропривода

КПД гидропривода рассчитывается при нагрузке на штоках цилиндров, равной F и заданной скорости движения _ш, тогда полезная мощность привода составит

N_н=zF_ш=2500000,15=15000H.

Мощность, потребляемая насосом

N_н=Р_кQ_ном,

где Q_ном - номинальный расход насоса.

Для регулируемых насосов

Q_ном=1,05zQ_ц=1,0520,0010039=0,0021081м³/с

N_н=8,2770,002108110⁶=0,017448710⁶=17448,7Н.

КПД привода,

=100N_п/ N_н;

=10015000/17448,7=85,966.

Заключение

Параметры гидропривода, полученные в результате проведенных расчетов, занесем в таблицу:

Давление в системе, Рс	10МПа
Номинальное давление насоса, Рнас	6,3МПа
Потери давления в трубопроводах, РL	0,05795МПа
Потери давления в аппаратуре, Ра: магистраль 1 магистраль 2	1,23МПа 1,34МПа
Потери давления в системе, Рс	1,4МПа
Расчетная площадь поршня,	6250мм2
Диаметр гидроцилиндра, D	90мм
Диаметр штока, dш	54мм
Площади полостей гидроцилиндра: поршневой п штоковой ш	0,0064м2 0,004м2
Производительность насоса, Qнас	2,310-3м3/с
Требуемый расход жидкости, Qт	0,0020078м3/с
Диаметры трубопроводов: напорного, dн сливного, dсл реверсивного, dр	25мм 40мм 25мм
Скорости движения рабочей жидкости в трубопроводах: напорном, н сливном, сл реверсивном, р	4,092м/с 1,5985м/с 4,092м/с
Потери давления в трубопроводах: напорном, РLн сливном, РLсл реверсивном, РLр	26601,092Па 4756,6446Па 26601,092Па
Рабочее усилие гидроцилиндра, Fр	55кН
Усилие холостого хода, Fх	31кН
Давление настройки предохранительного клапана, Рк	8,277МПа
Время двойного хода гидроцилиндра, t	3,635с
Толщина стенок стального цилиндра,	5,978мм
Полезная мощность привода, Nп	15000Н
Мощность, потребляемая насосом, Nн	17448,7Н
Номинальный расход насоса, Qном	0,0021081м3/с
КПД привода	85,966

Список использованной литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. - М.: Машиностроение, 1976. - Т.3.

2. Башта Т.М. Машиностроительная гидравлика: Справочное пособие. - М.: Машиностроение, 1971.

3. Гидравлическое оборудование: Каталог. - М.: ВНИИгидропривод, 1987.

4. Никитин О.Ф. Объемные гидравлические и пневматические приводы / О.Ф. Никитин, К.М. Холин. - М.: Машиностроение, 1981.

Размещено на Allbest.ru