Гідропривід в деревообробній промисловості

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЗМІСТ

Вступ

1. Розробка принципової схеми гідроприводу

1.1 Ескіз принципової схеми гідроприводу

1.2 Опис роботи гідроприводу

2. Гідравлічний розрахунок аксіально-поршневого гідродвигуна

3. Вибір насоса, гідроапаратури та робочої рідини

3.1 Вибір насоса

3.2 Вибір гідроапаратів

3.3 Вибір робочої рідини

4. Розрахунок трубопроводів

4.1 Визначення діаметрів трубопроводів

4.2 Визначення дійсних швидкостей руху рідини в трубопроводах

5. Визначення тиску нагнітання, потужності та ККД гідроприводу

5.1 Втрати тиску в трубопроводах

5.2 Втрати тиску на гідроапаратах

5.3 Потужність та ККД гідроприводу

Список використаної літератури

гідропривод поршневий насос трубопровід

ВСТУП

В лісовій та деревообробній промисловості гідропривід знаходить застосування на всіх стадіях виробничого процесу, починаючи із звалювання дерев на лісосіці і закінчуючи навантаженням готової продукції на транспорт. Гідроприводом оснащено більшість лісосічних і дорожньо-будівельних машин, машин для первинної обробки лісу. Ним оснащені лісопильні рами та білярамні пристрої, пильні верстати та преси для переробки деревини. Перспективним є використання гідроприводу в прогресивних машинах, агрегатних верстатах та автоматичних лініях.

До переваг гідроприводу належать:

безступеневе регулювання швидкості робочого органу;

невеликі габарити і вага;

допускає часте реверсування руху вихідної ланки;

велика швидкодія і велика механічна і швидкісна жорсткість;

автоматично захищає систему від перенавантажень;

плавність ходу.

До недоліків гідроприводу належать:

чутливість до температури оточуючого середовища;

низький ККД;

велика точність деталей (прецизійна);

неможливість передачі енергії на великі відстані через гідравлічні втрати. Аксіально-поршневі гідромотори мають широке використання в гідроприводах, яке обумовлюється рядом переваг. В порівнянні з радіально-поршневими аксіально-поршневі гідромотори мають менші радіальні розміри, масу, габарит і момент інерції обертових мас, вони можуть працювати при більшому числі обертів, більш зручні при монтажі і ремонті. Даний аксіально-поршневий гідромотор використовується у валочно-пакуючій машині ЛП-19 для приводу гусениць і повороту платформи.

1. Розробка принципової схеми гідроприводу

Розробку принципової схеми гідроприводу проводимо у відповідності із завданням і технічними умовами починаючи із аксіально-поршневого гідродвигуна 1 в напрямку до насосу 6. Так, згідно із завданням встановлюємо розподільник трипозиційний з електроуправлінням. В принциповій схемі гідроприводу встановимо запобіжний клапан 5 у вигляді напірного на напірній гідролінії 10 для оберігання системи від підвищеного тиску. Напірний клапан потрібно відрегулювати на максимально-допустимий тиск. Контроль за тиском в напірній гідролінії 10 будемо здійснювати встановивши на ній манометр 4. Щоб розмістити необхідний запас рідини та забезпечити охолодження робочої рідини шляхом теплопередачі в оточуюче середовище встановимо гідробак 8. Для з'єднання всіх гідроапаратів, насоса та гідродвигуна в одну систему встановимо напірний 10, зливний 11, та всмоктувальний 9 трубопроводи Для очистки робочої рідини від механічних забруднень використаємо фільтр 6 на зливному трубопроводі 9.

Рис. 1.1 Ескіз принципової схеми гідроприводу

1. гідро двигун

3. розподільник

4. манометр

5. запобіжний клапан

6. насос

7. фільтр

8. гідробак

9. всмоктувальна гідролінія

10. нагнітальна гідролінія

11. зливна гідролінія

1.2 Опис роботи гідроприводу

Насос 6 закачує робочу рідину через всмоктувальну гідролінію 9 із баку 8 та подає її під тиском в напірну гідролінію 10. Проходячи через фільтр 7 який розміщений на напірній гідролінії 10 рідина під тиском потрапляє в розподільник 3. При увімкненій лівій секції розподільника 3 рідина під тиском потрапляє в аксіально-поршневий гідродвигун 1, тисне на поршні і вони приводять в рух ротор із валом, який кінематично зв'язаний з механізмом подачі в результаті чого відбувається подача заготовок.

Для того, щоб рух подачі відбувався в протилежному напрямку слід увімкнути праву секцію розподільника 3. Тоді вал гідродвигуна почне обертатися в іншу сторону.

Регулювання швидкості повертання валу гідродвигуна здійснюється дроселем 2, який змінює витрату рідини, шо поступає в гідродвигун, а відповідно і швидкість повертання валу. При збільшенні площі прохідного отвору дроселя 2 збільшується витрата рідини через нього, і, відповідно збільшується швидкість повертання валу гідродвигуна.

При збільшенні тиску в напірній гідролінії 10 понад максимально-допустимий (а це можливо при перевантаженнях гідродвигуна) відкривається запобіжний клапан 5 і рідина перетікає по зливній гідролінії 11 в бак 8.

Система оберігається від поломок.

2. Гідравлічний розрахунок аксіально-поршневого гідродвигуна

За заданим корисним моментом на валу гідродвигуна визначимо теоретичний момент М_т

М_т = М + М_тр,

де М_тр - момент сил тертя, Нм.

Попередньо приймаємо М_тр = (0,1…0,2)М

М_тр =580*0,2 = 116 Нм;

М_т = 580 + 116 =696 Нм

Питома теоретична витрата рідини за один оберт ротора

де Р - робочий тиск, Па.

Діаметр поршнів ротора

де q - питома витрата рідини;

z - кількість поршнів;

m₄ - конструктивний коефіцієнт.

Приймаємо z = 11; m₄ = 1,2.

Одержане значення заокруглимо згідно ГОСТ 12447-80; d = 32мм.

Хід поршня

h = m₄•d = 1,2•32 = 38,4мм

Приймаємо h=40мм за ГОСТ 12447-80

Відстань між стінками сусідніх циліндрів у блоці по хорді приймемо:

c=1,2•d =1,2•32 = 38,4мм

Мінімальна товщина стінки циліндра

д=0,2•d=0,2•32=6,4мм

приймаємо 8 мм.

Діаметр ділильного круга блоку циліндрів ротора

де б- кут між центрами двох сусідніх циліндрів

приймемо стандартне значення, згідно ГОСТ 12447-80 D =110 мм

Діаметр перехідного отвору, що з'єднує поршень з розподільником визначимо із співвідношення

d₁ = 0,8 d=0,8•32 =25,6мм

Приймемо стандартне значення, згідно ГОСТ 12447-80 d₁=32мм

Відстань, що розділяє порожнини високого та низького тисків

а =1,2•d =1,2•32 = 38,4мм

приймемо а=40мм

Кут нахилу диску

Визначаємо нове значення питомої теоретичної витрати рідини за один оберт ротора, відповідно до прийнятого діаметра

Теоретичну витрату рідини, що споживається гідродвигуном визначимо за формулою

= q • n,

де q - робочий об'єм гідромотора, м³;

n - частота обертання вихідного валу гідромотора, с^-1

= 350 • 10^-6 • 4 =1400•10^-6 м³/с

Втрати рідни визначаємо за формулою

ДQ = К_вт • р,

де К_вт - коефіцієнт витрат; К_вт =(0,5…1,5) • 10^-6 м³/МПа;

р - робочий тиск, МПа

ДQ =1,5 17• 10^-6 = 25,5 • 10^-6 м³/с

Дійсна витрата рідини, що забезпечує задану швидкість робочого ходу

Q_д = Q_т +ДQ = 1400•10^-6 + 25,5 • 10^-6 = 1425,5•10^-6м³/с

Об'ємний коефіцієнт корисної дії

Уточнений момент сил тертя визначимо з врахуванням прийнятих геометричних розмірів та ущільнень за формулою:

де F_тр - сила тертя в ущільненнях поршня, Н

F_тр = р • d_ущ • b • р • f • і,

де d_ущ - діаметр ущільнюваного з'єднання, м;

b - товщина кільця; b=(1…6)•10^-3м;

і - кількість кілець, шт.;

р - робочий тиск, Па;

f - коефіцієнт тертя; f=0,144…0,265

F_тр=3,14•0,032•0,004•17•10⁶•0,2 1=1366,5Н

Механічний ККД гідродвигуна

Повний коефіцієнт корисної дії

з = з_м • з_о = 0,8596•0,9821 = 0,8443

Потужність, що споживається гідромотором, рівна

N_р = Q_т • Р = 1400•10^-6•17 10⁶ = 23800 Вт

Ефективна потужність

N_е = М•2рn = 580•2•3,14•4 = 14569,6 Вт

Правильність вибраних конструктивних параметрів перевіримо за нерівністю:

N_е ? N_р • з

N_е' = N_р • з = 23800 • 0,8443 = 20094,34 Вт

Визначимо відхилення

Розбіжність у розрахунках є не допустимою, тому що становить більше 10%. Так як перевірка не виконується, то доцільно встановити менший кут нахилу диска. Приймемо

Теоретичну витрату рідини, що споживається гідродвигуном визначимо за формулою

 = q • n,

де q - робочий об'єм гідромотора, м³;

n - частота обертання вихідного валу гідромотора, с^-1

= 257 • 10^-6 • 4 =1028•10^-6 м³/с

Втрати рідни визначаємо за формулою

ДQ = К_вт • р,

де К_вт - коефіцієнт витрат; К_вт =(0,5…1,5) • 10^-6 м³/МПа;

р - робочий тиск, МПа

ДQ =1,5 17• 10^-6 = 25,5 • 10^-6 м³/с

Дійсна витрата рідини, що забезпечує задану швидкість робочого ходу

Q_д = Q_т +ДQ = 1028•10^-6 + 25,5 • 10^-6 = 1053,5•10^-6м³/с

Об'ємний коефіцієнт корисної дії

Уточнений момент сил тертя визначимо з врахуванням прийнятих геометричних розмірів та ущільнень за формулою:



де F_тр - сила тертя в ущільненнях поршня, Н

F_тр = р • d_ущ • b • р • f • і,

де d_ущ - діаметр ущільнюваного з'єднання, м;

b - товщина кільця; b=(1…6)•10^-3м;

і - кількість кілець, шт.;

р - робочий тиск, Па;

f - коефіцієнт тертя; f=0,144…0,265

F_тр=3,14•0,032•0,004•17•10⁶•0,2 1=1366,5Н

Механічний ККД гідродвигуна

Повний коефіцієнт корисної дії

з = з_м • з_о = 0,893•0,9758 = 0,8714

Потужність, що споживається гідромотором, рівна

N_р = Q_т • Р = 1028•10^-6•17 10⁶ = 17476 Вт

Ефективна потужність

N_е = М•2рn = 580•2•3,14•4 = 14569,6 Вт

Правильність вибраних конструктивних параметрів перевіримо за нерівністю:

N_е ? N_р • з

N_е' = N_р • з = 17476• 0,8714 = 15228,6 Вт

Визначимо відхилення

Розбіжність у розрахунках є не допустимою, тому що становить менше 10%.

3. Вибір насоса та гідроапаратури та робочої рідини

3.1 Вибір насоса

Тип насоса вибираємо в залежності від способу регулювання гідроприводу, робочого тиску, та необхідної подачі рідини. Типорозмір насосу вибираємо, дотримуючись двох умов:

Де Q_ном - мінальна подача насосу, л/хв; Q - максимальна витрата рідини в нагнітальному трубопроводі, л/хв; Р_ном - номінальний тиск на виході з насосу, Па; Р - робочий тиск, Па; _он - об'ємний ККД насосу.

Максимальну витрату рідини в нагнітальному трубопроводі визначимо за формулою

Q_д - дійсна витрата рідини в гідродвигуні , л/хв.

Q_а - втрати рідини в гідроапаратах, розміщених між насосом та гідродвигуном.

Попередньо, на основі рекомендацій, приймемо такі витрати рідини в гідроапаратах:

розподільник- 0,1 л/хв;

фільтр- 0,1 л/хв;



Q=1056,8•10^-6 м³/с

На основі приведених вище умов вибираємо з додатку 2 насос з такими параметрами:

1. Типорозмір -РНА 63/320

2. Робочий об'єм, см³ -63

3. Тиск, МПа - 32

4. Частота обертання, об/хв - 1450

5. Подача, л/хв. - 84

6. ККД:

-повний 0,85

-об'ємний 0,92

Перевіримо правильність вибору насосу

3.2 Вибір гідроапаратів

Визначимо дійсний внутрішній діаметр умовного проходу

де Q - максимальна витрата рідини, м³/с;

V- допустима швидкість робочої рідини в отворі, м/с, V=5 м/с



Згідно та блиці 5 приймаємо стандартний діаметр умовного проходу D_у=16мм (ГОСТ 6516-80)

Вибір гідроапаратури проводимо з дотриманням наступних умов:

- розподільник, дросель: Q_maxQ; P_maxP; D^т_уD_у

- напірний клапан: Q_maxQ; D^т_уD_у , крім цього верхня межа

діапазону тиску обмеження повинна співпадати з робочим тиском в системі гідроприводу;

- фільтр: Q_maxQ; P_maxP; D^т_у D_у , окрім цього враховуємо тонкість очистки Тут Q_max - максимальна витрата робочої рідини через гідроапарат;

P_max - максимально допустиме значення тиску в гідроапараті;

D^т_у, D_у - діаметри умовного проходу табличний і реальний.

При виборі манометра враховуємо клас точності, а також те, щоб робочий тиск не перевищував верхньої межі вимірювань.

На основі приведених вище умов вибираємо гідроапарати з такими параметрами:

1.Розподільник

- параметр - В 16

- діаметр умовного проходу, мм -16

номінальна витрата рідини, л/хв. - 100

номінальний тиск, МПа - 32

втрати рідини, л/хв. - 0,16

- втрати тиску, МПа - 0,3

2. Напірний запобіжний клапан.

Параметр - Г51-34М

діаметр умовного проходу, мм -20

номінальна витрата рідини, л/хв. - 125

втрати рідини, л/хв. - 0,02

перепад тиску, МПа - 0,6

регульоване значення тиску, МПа - 20

3. Фільтр

типорозмір

діаметр умовного перерізу, мм - 63

номінальна витрата рідини, л/хв. - 100

перепад тиску, МПа - 0,007

тонкість фільтрації, мкм - 80

4. Манометр

типорозмір - МТП-100/1- ВУ- 25- 1

діаметр корпуса, мм - 100

клас точності - 1,0

верхня границя вимірювання тиску, МПа - 25

3.3 Вибір робочої рідини

При виборі робочої рідини керуємось:

– діапазоном робочих температур;

– тиском в гідросистемі;

– швидкостями руху виконувальних механізмів;

– умовами експлуатації гідросистеми

В гідроприводах, призначених для роботи в стабільних температурних умовах (в приміщенні), як робочу рідину використовують індустріальні оливи И-20, И-30, И-45 та інші.

Враховуючи це, а також те, що температура запустіння робочої рідини повинна бути на 15-20? нижче найменшої температури оточуючого середовища, приймаємо в якості робочої рідини масло з такими параметрами:

– марка - И-30

– коефіцієнт кінематичної в'язкості при 50?С, мм²/с

– температура запустіння t_з= -15?С

– густина =886-916 кг/м³

4. Розрахунок трубопроводів

4.1 Визначення діаметрів трубопроводів

Попередньо величину внутрішнього діаметра труб визначимо за формулою

де Q - максимальна подача рідини в гідролінії, м³ /с; V_i- швидкість руху рідини в і-й гідролінії, м/с; V_i приймаємо згідно таблиці 6 [5] в залежності від типу гідролінії і робочого тиску рідини в ній.

Нагнітальний трубопровід

Зливний трубопровід

Всмоктувальний трубопровід

Так як в даному гідроприводі використовуються стальні трубопроводи, то визначимо товщину стінки труб за формулою



Де p- тиск в гідролінії, МПа;

- допустиме напруження матеріалу труби, для сталі []= 140 МПа

Нагнітальний трубопровід

Зливний трубопровід

Всмоктувальний трубопровід

Визначимо попереднє значення зовнішнього діаметра труб за формулою

Нагнітальний трубопровід

d_з=16,4+2•0,99=18,38мм

Зливний трубопровід

d_з=25+2•1,52=28,04мм

Всмоктувальний трубопровід

d_з=29+2•1,76=32,52мм

Остаточні значення d^д_з та d^д вибираємо згідно додатку 10 [5]

Нагнітальний трубопровід

19мм =1мм

Зливний трубопровід

30мм =1,6мм

Всмоктувальний трубопровід

34мм =2мм

Остаточне значення внутрішнього діаметру визначимо за формулою

Нагнітальний трубопровід

=19-2•1=17 мм

Зливний трубопровід

=30-2•1,6=26,8 мм

Всмоктувальний трубопровід

=34-2•2=30 мм

4.2 Визначення дійсних швидкостей руху рідини в трубопроводах

Дійсну швидкість руху рідини в і тому трубопроводі визначимо за формулою

де - дійсний внутрішній діаметр і-ої гідролінії, м

Нагнітальний трубопровід

Зливний трубопровід

Всмоктувальний трубопровід

5. Визначення тиску нагнітання

Фактичну величину тиску нагнітання (на виході із насосу) визначимо за формулою

де Р_гд - перепад тиску на гідродвигуні, Па;

Р_наг - втрати тиску в нагнітальному трубопроводі, Па;

Р_зл - втрати тиску в зливному трубопроводі, Па;

Р_аі - втрати тиску на і-ому трубопроводі, Па

Для поворотного гідродвигуна

5.1 Визначення втрат тиску в трубопроводах

Втрати тиску в трубопроводах визначимо за формулою

де - коефіцієнт гідравлічного тертя;

l -довжина гідролінії, м;

d^д_в -дійсний внутрішній діаметр трубопроводу, м;

V^д -дійсна швидкість руху рідини в трубопроводу, м/с;

с - густина робочої рідини, кг/м³

о_і - сума коефіцієнтів місцевих опорів, кількість яких вказана у завданні. Для кутників при r/R= 0,6 о =0,440 ([2] , ст 114-115)

Для визначення коефіцієнту гідравлічного тертя знайдемо число Рейнольдса за формулою

де х - коефіцієнт кінематичної в'язкості масла, м²/с

Нагнітальний трубопровід

Зливний трубопровід

Для напірного трубопроводу число Рейнольдса є більшим 2320, а тому коефіцієнт гідравлічного тертя визначимо за формулою

Де ?-еквівалентна шорсткість трубопроводу, м(таблиця 9). Приймаємо ?=0,2мм

Для зливного трубопроводу число Рейнольдса є меншим 2320, а тому коефіцієнт гідравлічного тертя визначимо за формулою

Втрати тиску в нагнітальному трубопроводі

Втрати тиску в зливному трубопроводі:

5.2 Втрати тиску на гідроапаратах

Втрати тиску на гідроапаратах, крім фільтру , визначимо за формулою:

де Q - максимальне значення витрати в гідролінії, л/хв;

Q_max - максимально-допустима витрата рідини в гідроапараті, л/хв;

- перепад тиску в гідроапараті за номінальної втрати витрати, Па

А втрати тиску на фільтрі визначимо за формулою



Втрати тиску на розподільнику

Втрати тиску на фільтрі

Тиск нагнітання

Тиск нагнітання є меншим за номінальний тиск насосу, а тому можлива його тривала робота

5.3 Потужність гідроприводу та ККД

Ефективну потужність гідроприводу обертового руху визначимо за формулою

Вт

Потужність підведена до валу насосу

N_П =

Де Р_н - тиск на виході із насосу, Па

_н - повний ККД насосу

Вт

Коефіцієнт корисної дії гідроприводу

Список використаної літератури

1. Лебедев Н. И. Гидропривод машин лесной промышленности. М.: 1986.-290с.

2. Осипов П. Е. Гидравлика, гидравлические машины и гидропривод. М.: 1981.-424с.

3. Башта Т. М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика М.: 1972.-320с.

4. Свешников В. К., Усов А. А. Станочние гидроприводы: Справочник. М.: 1982.-464с.

5. Стиранівський О. А. методичні вказівки до виконання курсової роботи "Розрахунок об'ємного гідроприводу." Львів.: 2002.-34с.

Размещено на Allbest.ru