Расчет объемного гидропривода

Содержание

1. Описание работы и свойства гидравлической схемы

1.1 Работа гидравлической системы

1.2 Основные свойства схемы

2. Предварительный расчет гидропередачи. Выбор комплектующих .

2.1 Мощность на рабочих органах

2.2 Выбор первичного двигателя и номинальных давлений

2.3 Выбор насосов и расчет их производительности

2.4 Выбор гидромотора для привода РО1

2.5 Выбор гидроцилиндра для привода

2.6 Выбор рабочей жидкости

2.7 Выбор трубопроводов и расчет толщины стенок

2.8 Выбор фильтров

2.9 Выбор распределителей

2.10 Выбор предохранительных клапанов

3. Проверочный статический расчет объемной передачи

3.1 Расчетная схема и определение потерь давления

3.2 Вращающие моменты и силы на выходных звеньях гидродвигателей

3.3 Передаточные отношения приводов рабочих органов

Список литературы

1. Описание работы и свойств гидравлической схемы

В гидравлическую схему включены гидромашины (насосы, гидродвигатели), приборы, гидроаппараты, гидролинии, которые обеспечивают работу двухпоточной объемной гидропередачи. Количество рабочих органов - 2, машины циклического действия. По заданию рабочие органы работают в цикле по 5 с. не одновременно, рабочий цикл составляет 15с. Приводы рабочих органов - реверсивные, нерегулируемые.

1.1 Работа гидравлической системы

При электрогидравлическом управлении используют сочетание малого управляющего распределителя (пилота) с электрическим управлением и большого (силового) управляемого распределителя с гидравлическим управлением.

При подаче напряжения на обмотку одного из электромагнитов пилота его золотник перемещается, пилот становится в рабочую позицию и соединяет напорную линию с одним из торцов силового распределителя. Это приводит к постановке последнего в рабочую позицию. Жидкость большим потоком пойдет (для Р02): Б-Н3,4-КП5-Р4-КП6-КП7-Ц- КП6-КП7-Р4-Р6-АТ-Ф1...ФЗ-Б.

Для выключения РО4 нужно убрать электросигнал с торца управляемого электрораспределителя, который переключится в нейтральное положение. Давление на торце силового распределителя исчезнет, и он встанет в нейтральное положение.

При гидравлическом управление распределителем (Р1) .Элементы Н1, КП1, Р1 и М образуют силовую гидропередачу, а элементы Н2, Ф2, КП4, АК, Р2 и РЗ -- систему сервоуправления. Блоки: А1 -- система питания сервоуправления; А2 -- колонка сервоуправления; А3 -- вторичная защита гидромотора М.

От насоса Н2 жидкость через напорный фильтр тонкой очистки Ф2 подается в колонку А2, содержащую управляющие распределители следящего действия Р2 и Р3 с мускульным управлением. При переводе, например, распределителя Р2 в рабочую позицию управляющий поток жидкости идет по пути:

Б -- Н2 -- Ф2 -- Р2 -- Р1 (под левый торец золотника). Давлением этой жидкости золотник распределителя Р1 переместится вправо, распределитель Р1 будет переведен в рабочую позицию, при которой силовой поток жидкости идет по пути:

Б -- Н1 -- Р1 -- М-- Р1 --Р6-- АТ -- Ф1 -- Б.

Так происходит включение гидромотора М. Если убрать усилие с рукоятки распределителя Р2, то он под действием пружины встанет в другую крайнюю позицию и жидкость из-под торца распределителя Р1 пойдет через Р2 на слив.

Пружина распределителя Р1 поставит его золотник в среднее положение и распределитель -- в нейтральную запирающую позицию. Это приведет к остановке гидромотора М.

1.2 Основные свойства схемы

В схему включены два вида защиты от перегрузок:

А) Первичная защита выполнена в виде предохранительных клапанов КП1 КП5 и стоит между напорной и сливной линиями сразу за насосом (для каждой напорной линии).

Первичная защита защищает от активных перегрузок и инерционных при разгоне.

Б) Вторичная защита А3 и А5 выполнена в виде сочетания предохранительных и обратных клапанов. Она установлена между рабочими линиями после распределителя.

Вторичная защита предохраняет от реактивных, инерционных при торможении и температурных перегрузок.

Очистка жидкости производится четырьмя фильтрами. При засорении фильтров повышается давление в сливной линии, а когда давление достигнет давления настройки предохранительных клапанов КП, последние откроются и жидкость пойдет, минуя фильтры, в бак.

Для охлаждения жидкости в схеме установлен теплообменный аппарат АТ. В начале работы и при низкой температуре для прогрева рабочей жидкости АТ выключается с помощью термостата ТС, тогда жидкость пойдет в бак, минуя АТ.

Температура жидкости контролируется термометром, датчик которого стоит в баке.

2. Предварительный расчет гидропередачи. Выбор комплектующих

Цели: выбрать дизель, насосы, рабочие жидкости для зимы и для лета, гидродвигатели, трубопроводы, распределители, предохранительные клапаны.

Условия: комплектующие выбраны на основе предварительного статического расчета, выполненного при установившихся движениях рабочих органов. Нагрузки и скорости определены заданием. Температура жидкости Т_оп=50 ^оС.

Рисунок 1 - Расчетная схема к предварительному расчету

2.1 Мощность на рабочих органах

Мощность, подводимая к рабочему органу вращательного действия Р_РО1,Вт:

 (1)

где Т_РО1 - момент сил, препятствующий вращению, Нм;

- угловая скорость РО1, рад/с.

Р = 25.2 10 1.52 = 38.304 Вт=38.3 кВт

Мощность, подводимая к рабочему органу поступательного действия Р_РО2, Вт

, (2)

где - сила на рабочем органе, Н;

- линейная скорость движения РО2, м/с.

Вт = 97.44 кВт.

2.2 Выбор первичного двигателя и номинальных давлений

Дизель выбран по необходимой мощности на его валу, которая определена через максимальную мощность рабочих органов. Так как рабочие органы работают не одновременно, то дизель выбран по большей мощности, в нашем случае, по мощности РО2 поступательного действия.

Необходимая мощность дизеля, Вт

(3)



Р = Вт = кВт

По учебнику [2] выбран дизель ЯМЗ-238М;

Завод изготовитель: Ярославский моторный завод

Номинальная мощность: Р_д = 176 кВт;

Номинальная частота вращения вала n_д = 35 об/с.

р= 8 ^. 34,3^0,25 = 19.8 МПа

Для привода рабочего органа поступательно действия:

р= 8 ^. 97,44^0,25 = 25.13 МПа

Номинальные давление для унификации для обеих передач назначены 20 Мпа.

2.3 Выбор насосов и расчет их производительности

По учебнику принят аксиально-поршневой насос 310.112 [2].

Для рабочего органа поступательного действия РО2:

По учебнику [2] выбраны 2 аксиально-поршневых насоса с наклонным диском РМНА 90/35.

Характеристики насосов представлены в таблице 1.

Так как номинальное давление принятого насоса больше номинального давления, принятого для гидропередач, то мощность на его валу уменьшаем пропорционально принятому давлению.

Необходимая частота вращения вала насоса из условия получения необходимой мощности на привод гидромотора, об/с:

(8)

где - КПД насоса гидромеханический ( = 0.95);

- номинальное давление гидропередачи, Па ( = 20·10 Па);

- рабочий обьем, м ( = 123·10 м),

об/с

Необходимая частота вращения вала насоса на приводе гидроцилиндра по формуле (8):

об/с.

Передаточные отношения привода насоса

(10)

Дизель с насосом соединен через передачу.

Производительность насоса для привода и гидромотора:

где - объемный КПД насоса ( = 0.95);

Q = м³/с.

Производительность насоса для привода гидроцилиндра:

Q = = 3.3·10³ м³/с.

Таблица 1 - Технические характеристики насосов

Параметры	310.112	РМНА 90/35
Рабочий объем, см3	122	90
Номинальное давление, МПа	20	32
Максимальное давление, МПа	35	40
Номинальная частота вращения вала, об/с	25	25
Максимальная частота вращения вала об/с	62.5	40
Номинальная мощность насоса на валу, кВт	56	74.5
КПД полный	0.91	0.90
КПД объемный	0.95	0.95
КПД гидромеханический	0.96	0.95

Таблица 2 - частота и производительность насосов

Параметры	РО1	РО2
Частота вращения , об/с	21.7	19.5
Производительность м3/с	2.3·10-3	3.3·10

2.4 Выбор гидромотора для привода РО1

Необходимая мощность на валу мотора, Вт:

(12)

где - КПД передачи ( 0.97);

По справочнику [1] выбран гидромотор радиально-поршневой МР-1800

Так как выбранный гидромотор имеет номинальное давление большее, чем в гидропередаче, поэтому его паспортную номинальную мощность уменьшаем пропорционально принятому давлению.

Рабочий объем: q_М=1809 см³;

Давление максимальное: р_max= 25 МПа;

Давление номинальное: р_ном= 21 МПа;

Частота вращения:

минимальная: n = 1 об/с;

номинальная: n = 80 об/с;

максимальная: n = 220 об/с;

Номинальный крутящий момент: Т = 5436 Н·м;

Номинальная мощность мотора: Р=35.64 (уменьшенная);

КПД при номинальных параметрах

полный: з_м= 0.85;

гидромеханический: = 0.90;

Частота вращения вала выборного гидромотора, об/с:

n= (13)

где - расход жидкости, протекающий через мотор ( = 2.3·10 м/с)

n==1.21 об/с.

2.5 Выбор гидроцилиндра для привода РО2

Гидроцилиндр и передача должны обеспечивать следующие условия: сила на рабочем органе - F= 174 кН, скорость рабочего органа - =0.56 м/с, и ход рабочего органа -

Х = ·t = 0.56·5 = 2.8м.

В нашем случае скорость на рабочем органе превышает = 0.5 м/с, поэтому гидроцилиндр соединяется с рабочим органом через передачу. Первоначально принимаем скорость штока = 0.8 м/с:

U= (14)

Необходимый ход штока, м:

X=X· U,

X= 2.8 ·0.62 5 = 1.75м.

Длина цилиндра, м:

D = = 0.138м.

По учебнику [2] принят гидроцилиндр для строительного и дорожного машиностроения: D = 140 мм, d = 80 мм, Х= 1800 мм.

2.6 Выбор рабочей жидкости

2.7 Выбор трубопроводов и расчет толщины стенок

Для гидропроводов машин жесткие трубопроводы изготавливают из стальных бесшовных холоднодеформированных труб. По ГОСТ 8734-75 трубопроводы изготовляем из стали 30ХГСА.

2.7.1 Подбор трубопроводов для всасывающей линии

Необходимый внутренний диаметр определяем из условия необходимого расхода жидкости, м



Q = 2.3·10 + 3.3·10 = 5.6·10 м/с;

- скорость во всасывающей линии, (= 1 м/с );

d = = 0.085 м.

Толщина стенки принята в соответствии с ГОСТ 8734-75 из ляда стандартных значений равной 2.5 мм. Тогда наружный диаметр d будет:

d = 85 + 2 2.5 = 90 мм.

По справочнику [1] принят трубопровод:

d = 90 мм; d = 85 мм; = 2.5 мм.

2.7.2 Подбор трубопроводов для напорных линий

Необходимый внутренний диамерт трубопровода первой линии по формуле (17) при Q= 2.3·10 м/с, - скорость в напорной линии, ( = 4 м/с);

d = = 0.027 м.

Минимальная толщин стенки толстостенного трубопровода [3]:



= 0.005 м.

Толщина стенки принята по ГОСТ 8734-75: = 5 мм.

Тогда наружный диаметр по формуле (18) будет:

= d + 2· = 27 + 2·2.5 = 32 мм.

По справочнику [3] принят трубопровод:

= 32 мм, d= 27 мм, = 5 мм.

Необходимый внутренний диаметр трубопровода второй линии: м:

d = = 32 мм.

Минимальная толщина стенки, м:

= 0.005 м.

Толщина стенки принята по ГОСТ 8734-75: = 5 мм.

Тогда d= 32 + 2·5 =42 мм.

По справочнику [3] принят трубопровод:

d = 42 мм; d = 32 мм; = 5мм.

2.7.3 Подбор трубопроводов для сливной линии

Необходимый внутренний диаметр сливной линии при скорости течения жидкости по ней = 2 м/с, м:

d = = 60 мм.

Толщина стенки по рекомендации [3] принята: = 2.5

d = 60 + 2·2.5 = 65 мм.

По учебнику [2] принят трубопровод:

d = 65 мм; d = 60 мм; = 2.5 мм.

2.8 Выбор фильтров

Фильтровальная установка - общая для всех приводов машины. Ее пропускная производительность должна быть на 20% больше суммарной производительности всех насосов.

Фильтры выбраны по необходимой для насосов тонкости фильтрации, расходу жидкости и максимальному давлению.

1. Необходимая тонкость фильтрации 10 мкм;

2. Расход жидкости Q = 336 л/мин.

Q = 1.2·Q,

Q = 1.2·336 = 403 л/мин.

По учебнику [2] принято 3 параллельно соединенных фильтра 1.1.40.10.

Тонкость фильтрации 10 мкм.

Номинальный расход: 160 л/мин (для одного фильтра).

2.9 Выбор распределителей

Распределители выбраны по принципиальной схеме, расходу и давлению жидкости, а также по типу управления.

Распределитель Р1:

1. Схема - с открытым центром;

2. Давление - р = 20 МПа;

3. Расход - Q = 2.3·10^-3 м³/с = 138 л/мин.

4. Вид управления - гидравлическое.

Принят распределитель [3]: В.И.16.64

Распределитель Р4:

1. Схема - закрытый центр;

2. Давление номинальное - р = 20 МПа;

3. Расход Q = 3.3·10^-3 м³/с = 198 л/мин.

4. Вид управления - электрогидравлическое.

Принят распределитель [3]: В.ЕХ.16.44

Параметры принятых распределителей сведены в таблицу 4.

Таблица 4 - Параметры распределителей

Модель распределителя	В.И.16.64	В.ЕХ.16.44
Диаметр условного прохода, мм	16	16
Расход рабочей жидкости, л/мин: номинальный максимальный	125 240	125 240
Номинальное давление в напорной линии, МПа	32	32
Вид схемы	с открытым центром	закрытым центром
Вид управления	гидравлическое	электрогидравлическое

2.10 Выбор предохранительных клапанов

Предохранительные клапаны выбраны по максимальному давлению и расходу жидкости защищаемой линии. Клапаны первичной и вторичной защиты приняты непрямого действия.

Подбор клапана первичной защиты непрямого действия:

1. Q = 138 л/мин; р= 30 МПа.

Принят клапан [3]: МКПВ 10/2Т2П3110ХЛ4.

2. Q = 198 л/мин; р= 30 МПа.

Принят клапан [3]: МКПВ 20/2Т2П3110ХЛ4.

Подбор клапанов вторичной защиты непрямого действия:

Выбраны по давлению вторичной настройки: р^настр= 33Мпа.

Приняты клапаны [3] МКПВ 20/2Т3П3110ХЛ4.

Параметры предохранительных клапанов сведены в таблицу 5.

Таблица 5 - Параметры предохранительных клапанов

Модель клапана	МКПВ 10/2Т2П3110ХЛ4	МКПВ 20/2Т2П3110ХЛ4
Диаметр условного прохода, мм	10	20
Расход жидкости, л/мин номинальный максимальный	80 160	160 400
Номинальное давление настройки, МПа	32	32
Вид действия клапана	Непрямое	прямое



= = 4 м/с.

Re = = 3600

Режим турбулентный (Re > 2330) Коэффициент линейного сопротивления определен:

=

= = 0.0041

Зная, найдены линейные потери по формуле (23):

= 0.108·10 Па.

Местные потери давления:

где - коэффициент местного сопротивления:

=



По расчетной схеме (рисунок 2) определен суммарный коэффициент

=12·0.1+17+3·0.2+5·0.6=24.8

Местные потери определяются по формуле (27):

==0.177·10Па

Потери давления на участке Н-ГД определены по формуле (23)

=0.108·10+0.177·10=0.285·10 Па

Потери давления от гидродвигателя до сливной линии:

=+ (30)

Линейные потери давления при l=5 м:

==0.054·10 Па

Коэффициент местного сопротивления:

=8·0.1+2·0.2+17+5·0.6=21.2

Местные потери:

==0.151·10Па

Потери давления на участке ГД-СЛ определены по формуле (30):

=0.054·10+0.151·10=0.205·10 Па

Потери давления от сливной линии до бака:

=+

Скорость жидкости в сливной линии из формулы (25) при d=0.63м,

Q=5.6·10 м/с.

==1.68 м/с.

Число Рейнольдса по формуле (26)

Re==3640

Коэффициент гидравлического трения по формуле (27):

=0.041

Линейные потери давления при l = 5 м:

=0.041·=0.00396·10Па

Коэффициент местного сопротивления на участке СЛ-Б:

=19·0.1+17+7·0.2+2·50+1+5·0.6=124.3

Местные потери давления

=0.156·10 Па

Суммарные потери давления:

0.160·10+0.205·10+0.285·10=0.650 МПа.

Результаты по расчету потерь давления представлены в таблице 6.

Таблица 6 - Результаты расчетов потерь давления

Участок	Номер элементов	L, м	D,м	Q·10-3, м3/с	, м/с	Re				, МПа	, МПа
Н-ГД	1-15	10	0.027	2.3	4	3600	0.041	0.108	24.8	0.177	0.285
ГД-СЛ	16-25	5	0.027	2.3	4	3600	0.041	0.054	21.2	0.151	0.205
СЛ-Б	26-52	5	0.065	5.6	1.68	3640	0.041	0.004	124.3	0.156	0.160
Сумма потерь давления 0.650 МПа

3.2 Вращающие моменты и силы на выходных звеньях гидродвигателей

Вращающий момент на валу гидромоторов, Н·м:

, (32)

где - гидромеханический КПД мотора, (=0.95);

q - рабочий объем мотора, см, (q=1809 см);

Н·м.

Сила на штоке гидроцилиндра, Н:

, (33)

где - гидромеханический КПД гидроцилиндра, (=0.95);

Мощность на выходных звеньях:

, (34)

кВт.

(35)

 кВт.

Проверено обеспечение требуемой мощности на рабочих органах. Должны соблюдаться условия:

(36)

(37)

Условия (36) и (37) выполнены, разница значений не превышает 5%.

3.3 Передаточное отношения приводов рабочих органов

Передаточные отношения определены из условия получения требуемых сил и моментов на рабочих органах:

Тогда

,

Сила на втором рабочем органе:



где - передаточное отношение рабочего органа РО2:

=172.5 кН.

, =0.

Относительное отклонение:

Таблица 7 - Заданные и полученные характеристики приводов

Рабочий орган	T F		n,
	Получено	Задано		Получено	Задано
РО1	5387.8	5436	1	1.21	1.3	3%
РО2	172.5	174	1	0.8	0.8	0

Список литературы

Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник. М., 1983.301 с.

Мокин Н.В. Гидравлические и пневматические приводы: Учебник. Новосибирск,2004.-354с.

Мокин Н.В. Объемный гидропривод: Методические указания по выполнению курсовой работы. Новосибирск, СГУПС, 1999. 39с.

Свешников В.К. Станочные гидроприводы: Справочник. М., 1995. 448 с.

СТП СГУПС 01.01.2000. Курсовой и дипломный проекты. Требования к оформлению. Новосибирск, 2000. 41 с.