Гидравлический расчет объемного гидропривода

Гидравлический расчет объемного гидропривода

ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ

Кафедра: «Водоснабжение, водоотведение и гидравлика»

«Гидравлика и гидропневмопривод»

Расчетно-пояснительная записка

к курсовой работе:

«Гидравлический расчет объемного гидропривода»

ВЫПОЛНИЛ СТУДЕНТ: Шаранков В.Н.

ШИФР: 02-ПТМ-605

КУРС: 4

ПРОВЕРИЛ: доц. ПЫЛАЕВ И.П.

САНКТ-ПЕТЕРБУРГ

2005

Содержание

1. Гидравлический расчёт объёмного гидропривода возвратно-поступательного движения

.1 Определение расчетных выходных параметров гидропривода

.2 Назначение величины рабочего давления и выбор насоса

.3 Определение диаметров трубопроводов

.4 Определение потерь давления в гидросистеме

.5 Расчет гидроцилиндров

.6 Определение внутренних утечек рабочей жидкости, расчёт времени рабочего цикла и определение К.П.Д. гидропривода

.7 Подбор и расчёт остальных устройств гидропривода

Список литературы

1. Гидравлический расчёт объёмного гидропривода возвратно-поступательного движения

Требуется рассчитать гидропривод гидродомкрата в соответствии с аксонометрической схемой, приведенной на рис. 1.3.

Рис. 1.3. Аксонометрическая схема объёмного гидропривода.

- бак для рабочей жидкости; 2 - насос; 3 - предохранительный клапан; 4 - гидроцилиндры; 5 - распределитель; 6 - фильтры для очистки рабочей жидкости; 7 - обратный клапан; 8 - 12 - трубопроводы.

) Длины участков трубопроводов принять равными:

ℓ8 = 2,0 м;

ℓ9,16 = 3,0 м;

ℓ10,15 = 6,8 м;

ℓ11, 12,13,14 = 1,0 м.

) Необходимое усилие на гидроцилиндры равно: = 160 кН.

) Длина рабочего хода штока гидроцилиндра равна:

L = 400 мм.

) Время рабочего цикла гидропривода принять равным:

t = 30 с.

) В качестве рабочей жидкости принять:

         Масло индустриальное 50

плотность ρ = 920 кг/м3; вязкость ν = 50 ∙10 -6 м 2/с.

1.1 Определение расчетных выходных параметров гидропривода

Поскольку гидропривод имеет два гидроцилиндра, работающих в одинаковых условиях, необходимое усилие на штоке каждого гидроцилиндра составит:

Принимая коэффициент запаса по усилию kз.y = 1,20, вычисляем расчетное значение усилия:

Исходя из условия устойчивости, определяем минимальный диаметр штока:

где Е - модуль упругости материала штока (для стали Е = 2,1 ·10 5 МПа);

k - коэффициент, учитывающий заделку концов штока (k = 2).

В соответствии с нормалью ОН 22-176-69 принимаем dмин= 100 мм и с учетом L = 400 мм по прил. 2 выбираем φ = 1,65.

Определим скорость рабочего хода поршня, принимая ∆t = 1,0 с.

Принимая коэффициент запаса по скорости равным kз.с = 1,10, получаем:

Расчетная мощность гидропривода составит:

1.2 Назначение величины рабочего давления и выбор насоса

При проектировании гидропривода важно правильно выбрать величину рабочего давления в системе.

При заниженных давлениях гидропривод получается очень громоздким, так как при этом требуются насосы большой производительности и трубопроводы значительных диаметров (система должна пропускать большой расход).

При высоких давлениях система становится компактной, однако в этом случае возрастают требования к качеству изготовления элементов гидропривода и их прочности.

В настоящее время рабочее давление в системе следует назначать на основе практических рекомендаций, приведенных в табл. 1.2.

Таблица № 1.2

При назначении рабочего давления следует иметь в виду, что в последние годы наметилась тенденция к повышению рабочего давления в системе и рекомендуется ориентироваться на верхние пределы указанных диапазонов давлений.

На строительных и дорожных машинах чаще всего применяются шестеренные и аксиально-поршневые гидромашины. Техническая характеристика некоторых шестеренных насосов приведена в табл. 1.3.

Таблица №1.3

Техническая характеристика некоторых шестеренных насосов

На основе значений р и Qр выбираем насос марки HШ-32 с числом оборотов n = 1100 об/мин.

Производительность насоса равна

что несколько больше Qр .

Насос приводится во вращение двигателем через редуктор, при расчете которого следует учесть, чтобы он при сниженных оборотах двигателя (в момент перегрузки) обеспечивал указанное число оборотов вала насоса.

Таким образом, принят насос НШ-32 с n = 1100 об/мин, рн= 10 МПа и Qн = = 31,4 л/мин = 524 см 3/с.

Предохранительный клапан в системе настраиваем на давление насоса, т.е. рн = 10 МПа.

1.3 Определение диаметров трубопроводов

В соответствии со схемой работы гидропривода определяем расходы на участках. Диаметры трубопроводов 11, 12, 13, 14 рассчитываем из условия пропуска половинного расхода насоса, остальные трубопроводы рассчитываем на пропуск расхода насоса.

Внутренние диаметры трубопроводов определяются на основе уравнения:= Sтр· υрек , (1.1)

где Q - расход на данном участке;тр - площадь поперечного сечения трубопровода;

υрек - рекомендуемая скорость движения жидкости в трубопроводе.

Величины рекомендуемых скоростей движения жидкости в трубопроводах, основанные на опыте эксплуатации гидроприводов, приведены в табл. 1.4.

Таблица № 1.4

Рекомендуемые скорости движения жидкости в трубопроводах

Внутренний диаметр трубопровода определяем по формуле:

. (1.2)

По найденному значению внутреннего диаметра определяют толщину стенок трубопровода по формуле:

 (1.3)

По фактическим внутренним диаметрам трубопроводов находят действительные средние скорости движения жидкости:

 (1.4)

Желательно, чтобы действительные средние скорости не выходили за пределы, указанные в табл.1.4.

Результаты вычислений сводим в табл. 1.5:

Таблица №1.5

Результаты вычислений

Примечание. Во всасывающем трубопроводе толщина стенок расчетом не определялась вследствие незначительной величины действующего в нём давления.

1.4 Определение потерь давления в гидросистеме

Потери давление на участках удобно вычислять по методу приведенных длин, используя для этого формулу Вейсбаха-Дарси

 (1.5)

где ρ - плотность рабочей жидкости;

ℓпр - приведённая длина участка;

λ - коэффициент гидравлического трения.

Коэффициент гидравлического трения λ определяют в зависимости от величины числа Рейнольдса:

 (1.6)

где v - кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости.

При ламинарном режиме движения (Re < Reкр= 1000) в условиях изотермического течения коэффициент λ определяют по формуле:

 (1.7)

Поскольку при работе гидропривода температура жидкости равна ~50ºC и, как правило, выше температуры окружающей среды, то с учётом охлаждения внешних слоев жидкости, соприкасающихся со стенками трубопровода, принимают

 (1.8)

При турбулентном режиме коэффициент гидравлического трения удобно определять по формуле А.Д. Альтшуля

 (1.9)

где ∆э - эквивалентная шероховатость трубы. Для стальных бесшовных труб рекомендуется принимать ∆э = 0,04 мм.

Приведенная длина участка трубопровода определяется по формуле:

ℓпр = ℓ + ∑ℓэкв , (1.20)

где ℓ - длина участка;

∑ℓэкв - сумма длин, эквивалентных по падению давления местным сопротивлениям, имеющимся на данном участке.

Расчёты по определению приведенных длин участков сведены в табл. 1.6.

Таблица №1.6

Расчёты по определению приведенных длин участков

Участки  Длина участка ℓ, м           dвн, м    Виды местных сопротивлений     м

Примечание. Сопротивление в фильтре учитывается отдельно.

В качестве рабочей жидкости примем масло индустриальное с плотностью ρ = 920 кг/м3 и коэффициентом кинематической вязкости ν = 50х х10 -6 м2/с. Это масло обладает достаточно широким интервалом положительных рабочих температур (от +10 до +70°С), что позволяет эксплуатировать гидропривод только летнее время.

Расчет потерь давления в гидросистеме сведен в табл. 1.7, причем расход в подающей линии принят равным подаче насоса, а в сливной линии вычислим с учетом аккумулирующей способности гидроцилиндров и определен по формуле:

Коэффициент гидравлического трения λ вычислен по формуле А.Д. Альтшуля при эквивалентной высоте шероховатости ∆ =0,04 мм.

Таблица №1.7

Расчет потерь давления в гидросистеме

  Участки               ℓпр, м    dвн, м    Q, см3/с                υ, м/с      v, м2/с   Re           λ              ρ, кг/м3

1.5 Расчет гидроцилиндров

         Давление в поршневой полости гидроцилиндра равно

рц = рн - ∆рп = 10 ∙106 - 714,99 ∙10 3= 9285 кПа ≈ 9,29 МПа.

         Необходимая площадь гидроцилиндра составит

         Требуемый минимальный диаметр гидроцилиндра равен

В соответствии с величинами L, φ, dмин и Dмин по нормали ОН 22 - 176 - 69 подбираем унифицированный гидроцилиндр. В данном случае требуемым условиям удовлетворяет гидроцилиндр с параметрами: L = 800 мм; φ = 1,65; d = 100 мм и D = 120 мм.

Проверяем выбранный гидроцилиндр на создание требуемого усилия при рабочем ходе.

Сила трения в уплотнениях поршня

3063 Н.

         Сила трения в уплотнениях штока

712 Н.

Сила сопротивления, обусловленная вытеснением жидкости с противоположной стороны поршня,

Полезное усилие, создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе,

- 1090 = 30868 Н ≈ 30,87 кН.

Так как Fц = 30,87 кН > F = 27,5 кН, то выбранный гидроцилиндр удовлетворяет требованию по созданию заданного усилия. В соответствии со схемой гидропривода два таких гидроцилиндра обеспечат необходимое усилие на рабочем органе.

1.6 Определение внутренних утечек рабочей жидкости, расчёт времени рабочего цикла и определение К.П.Д. гидропривода

гидропривод трубопровод насос давление

Рабочий расход в гидросистеме найдём по формуле

Внутренние утечки ∆Q складываются из утечек в распределителе и суммы утечек в гидроцилиндрах.

Утечки в распределителе равны

∆Qрасп = (1 - ηо.расп) Qн = (1 - 0,96)∙524 ≈ 21 см 3/с.

Утечки в гидроцилиндрах составят

Таким образом,

∆Q = ∆Qрасп + ∑∆Qн = 21 + 5 ≈ 26 см 3/с.

Общий рабочий расход

раб = Qн - ∆Q = 524 - 26 ≈ 498 см 3/с.

Рабочий расход одного гидроцилиндра

Определяем скорости рабочего и холостого ходов поршня:

Время одного двойного хода поршня гидроцилиндра составит (при времени переключения распределителя ∆t = 1,0 с).

В данном случае время двойного хода поршня гидроцилиндра будет равно времени рабочего цикла гидропривода, так как цилиндры работают параллельно.

Так как t = 25,0 с < tзад = 30 с, то гидропривод удовлетворяет требованию по обеспечению проектной производительности машины.

Определяем общий К.П.Д. гидропривода.

Мощность, потребляемая гидроприводом,

.

Полезная мощность гидропривода

Общий К.П.Д. гидропривода

1.7 Подбор и расчёт остальных устройств гидропривода

Объём бака для рабочей жидкости принимаем равным трёхминутной производительности насоса

W =3 × Qн = 3 × 31,4 = 94,2 л.

Принимаем: бак типовой конструкции, применяющейся на строительных и дорожных машинах, емкостью 100 л; фильтр для очистки рабочей жидкости проволочный плетеный сетчатый марки П С42-23 с тонкостью фильтрации 0,08 мм и расчетным расходом 35 л/мин; распределитель - золотниковый четырехпозиционный с ручным управлением марки РЧ-50, рассчитанный на расход до 50 л/мин; предохранительный клапан - конический; обратный клапан - также конический.

Диаметр канала предохранительного клапана вычисляем по формуле:

где υ - скорость движения жидкости в канапе; принята равной 12 м/с.

Принимаем d0 = 8,0 мм.

Диаметр самого конического клапана берем равным

dк = 1,5 × d0 =1,5 × 8,0 = 12,0 мм.

С помощью регулировочного винта клапан настраивается на давление, развиваемое насосом, и пломбируется.

Расчетные диаметры обратного конического клапана принимаем равными диаметрам, полученным для предохранительного клапана, т.е. d0 = 8,0 мм, dк = 12,0 мм.