Гидравлический привод с двумя цилиндрами

КУРСОВАЯ РАБОТА

По курсу "Гидравлика, гидропривод и гидропневмоавтоматика"

Гидравлический привод с двумя цилиндрами

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Описание разработанной гидравлической схемы

2. Описание сил, действующих на гидродвигатель

3. Расчёт и выбор основных параметров гидродвигателей

4. Определение полезных перепадов давления

5. Определение полезных расходов рабочей жидкости

6. Обоснование и выбор марки рабочей жидкости. Способы ее очистки

7. Выбор гидроаппаратуры. Обоснование способов её монтажа

8. Расчёт параметров трубопроводов

9. Определение гидравлических потерь в напорной и сливной магистралях

10.Определение наибольшего рабочего давления в гидроприводе

11.Определение объёмных потерь и производительности насосной установки

12.Выбор насоса и расчёт мощности приводного электродвигателя

13.Расчёт КПД гидросистемы

14.Тепловой расчёт гидропривода

Литература

гидродвигатель потеря давление насос

 

ВВЕДЕНИЕ

В настоящее время в приводах станков широкое применение получили гидравлические приводы. Их преимуществом является малая масса и объем, приходящийся на одну единицу мощности, высокий КПД, надежность, возможность создавать большие тяговые усилия, плавность перемещений, возможность плавного регулирования скорости перемещения и простоты обеспечения автоматизированного управления.

Гидродвигатели обладают хорошей динамичностью. Время их реверса составляет 0,03-0,05 секунд. Для гидродвигателя поступательного действия возможно реверсирование до 1000 раз в минуту.

Важным преимуществом гидропривода является возможность бесступенчатого регулирования в широком диапазоне в комбинации со ступенчатым регулированием.

Гидроприводы относительно несложны в изготовлении и конструкции, а также просты в эксплуатации, что позволяет использовать гидроприводы в приводах станков. Применение гидропривода позволяет упростить кинематику станков, снизить металлоемкость, повысить надежность и уровень автоматизации.

1. ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СХЕМЫ

По заданию гидравлическая схема должна обеспечивать работу по циклу каждого рабочего органа в определенной последовательности. Эта последовательность обеспечивается при помощи концевых выключателей, которые должны быть установлены в определенных точках перемещения рабочих органов, в данном случае гидроцилиндра Ц1 и Ц2. При замыкании рабочим органом того или иного концевого выключателя, на устройство управления подается управляющий сигнал, откуда он поступает на определенный электромагнит одного из гидрораспределителя.

В начальной момент времени происходит зарядка аккумулятора а затем, реле давления РД вырабатывает сигнал, идущий на электромагнит ЭМ1 распределителя РН1 цилиндра Ц1. Золотник перемещается и происходит быстрое перемещение цилиндра Ц1, которое регулируется дросселем ДР2, установленном на выходе. При достижении конечного выключателя КВ2 дается сигнал на включение ЭМ3 распределителя РН3 происходит медленный подвод МВ до конечного выключателя КВ3.

При достижении конечного выключателя КВ3 дается сигнал на включение ЭМ4 распределителя РН2 и включение ЭМ6 распределителя РН4 происходит движение Ц2 со скоростью БВ, которую обеспечивает дросселем ДР4 и регулятор расхода РР2. При достижении конечного выключателя КВ5 дается сигнал на включение ЭМ7 распределителя РН4, происходит рабочая подача РП скорость которой определяет регулятор расхода РР2и РР3.

При достижении конечного выключателя КВ6 дается сигнал на отключение ЭМ7 пятиходового распределителя РН4, происходит происходит рабочая подача РП2 скорость которой определяет регулятор расхода РР2. При достижении конечного выключателя КВ7 дается сигнал на включение ЭМ5 пятиходового распределителя РН2 и происходит быстрый отвод цилиндра Ц2 до конечного выключателя КВ4. Скорость быстрого отвода регулируется дросселем ДР3.

Конечный выключатель КВ4 производит включение электромагнитов ЭМ2. Происходит быстрый отвод цилиндра Ц1 до конечного выключателя КВ1. Перемещение цилиндра Ц1 при быстром отводе регулируется дросселем ДР1, установленном на выходе.

При необходимости, цикл повторится.

Работа всей гидросистемы может быть остановлена при помощи установки распределителей РН1 и РН2 в нейтральное положение, и с помощью предохранительного клапана непрямого действия КП при включении электромагнита ЭМ8. Также этот клапан служит для защиты гидросистемы от перегрузок, которые могут возникнуть при незапланированном превышении нагрузки на какой-либо рабочий орган, при загрязнении трубопроводов или гидроаппаратуры и т. п. Давление срабатывания клапана, т. е. максимально возможное давление в гидросистеме, настраивается при помощи контрольного манометра МН.

В гидросистеме применены два фильтра для очистки рабочей жидкости от загрязнений - на входе (после насоса) и на линии слива в бак. Контроль за загрязненностью фильтров - визуальный.

2. ОПИСАНИЕ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ГИДРОДВИГАТЕЛИ

По заданию расчетная нагрузка составляет:

на цилиндр Ц1 - F = 6кН

на цилиндр Ц2 - F = 12кН.

Силы трения, которые преодолевают шток гидроцилиндра, определяем из условия, что потери на трение составляют примерно 10% от рабочей нагрузки.

Для цилиндра Ц1 сила трения F_тр1 = 600 Н .

Для цилиндра Ц2 сила трения F_тр1 = 1200 Н .

Рис 1. Расчетные схемы, где : F_раб - силы при рабочем ходе с учетом сил трения.

3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ

Исполнительными двигателями является одноштоковые цилиндры. Рабочие площади для этих гидроцилиндров, полостей напора и слива не равны и расчетная нагрузка на штоке имеет следующий вид:

где, -полезный перепад давления в гидроцилиндре; P_н и P_с - давление в напорной и сливной полостях цилиндра МПа; S_н и S_ц - рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях, мм²; h_м- механический КПД гидроцилиндра, h_м=0,85...0,95.

Рабочая площадь поршня в полости нагнетания

Полезный перепад давления в дифференциальном гидроцилиндре может быть принят как

При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра обычно является рабочей полостью, поэтому определяется по формуле:

где, D- диаметр поршня.

Диаметр штока принимаем по зависимости:

.

Определим требуемый перепад давления в гидроцилиндре по формуле:

По заданию рабочее расчетное давление Р =2,5 МПа

Тогда полезный перепад давления в гидроцилиндре Ц1 при проектном расчете будет равен:

 МПа.

При рабочем ходе бесштоковая полость цилиндра является полостью напора, поэтому диаметр поршня определяется по формуле:

.

Диаметр поршня в гидроцилиндре Ц2 определяется по формуле:

Результаты расчета параметров гидродвигателей заносим в таблицу 1

Принимаем диаметры по ГОСТ 6540-68 для поршня D1= 80мм,

Принимаем диаметры по ГОСТ 6540-68 D2= 100мм,

Диаметр штока принимаем d₁=40; мм.

Принимаем диаметр  мм.

Таблица1 Исходные данные и результаты расчета параметров гидродвигателей

Параметр	Pн	P	F	КПД	D	D ГОСТ	d	Pраб	Fтр	Fg
Гидроцилиндр Ц1	1,5	1,35	5000	0,85	74,5	80	40	1,17	750	500
Гидроцилиндр Ц2	1,5	1,35	8000	0,85	94,2	100	40	1,20	1200	500

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОЛЕЗНЫХ ПЕРЕПАДОВ ДАВЛЕНИЯ

Фактические площади напорных и сливных поверхностей: Для гидродвигателя Ц2

  

Фактические площади напорных и сливных поверхностей: Для гидродвигателя Ц2

 

После выбора основных геометрических параметров гидродвигателей рассчитывается действительный перепад давления:

для гидроцилиндра Ц1 при рабочем ходе -

при быстром подводе - ;

при обратном ходе - ;

для гидроцилиндра Ц2- ;

Для Ц2 при обратном ходе- ;

По результатам расчетов строим диаграмму, которая изображена на рисунке 2.

Таблица 2 Результаты расчета давлений

	Ц1					Ц2
Режим движения	БВ	МП	РП1	РП2	БН	БВ	МП	РП1	РП2	БН
Перепад давл.	0,059	0,41	1,17	1,17	0,390	0,105	0,33	1,20	1,20	0,303

Рисунок 2. Диаграмма давлений

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОЛЕЗНЫХ РАСХОДОВ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ

Для расчета расхода рабочей жидкости в полости силового гидроцилиндра воспользуемся формулой:

л/мин;

где, S - рабочая площадь в полости цилиндра, мм²; V - скорость движения поршня силового цилиндра, м/мин.

Расходы жидкости для быстрых перемещений (быстрых подводов при прямом ходе, быстрых отводов при обратном ходе) для полостей напора и слива определяются по формулам:

где, Q_maxH и Q_maxC - рабочий расход жидкости в напорной и сливной полости гидроцилиндра при быстрых перемещениях, л/мин; V_БП -скорость быстрых перемещений хода поршня силового цилиндра, м/мин;

Расходы жидкости для рабочих перемещений для полостей напора и слива определяются по формулам:

где, Q_РПH и Q_PПC - рабочий расход жидкости в напорной и сливной полости гидроцилиндра при рабочем ход, л/мин; V_РП -скорость рабочего хода поршня силового цилиндра, м/мин;

Остальные результаты расчетов заносятся в таблицу 3а

Таблица3 Исходные данные для расчета расходов

Параметр	D	d	Sн	Sс
Гидроцилиндр
Ц1	80	40	5024	3768
Ц2	100	40	7850	6594

Таблица3а Исходные данные и результаты расчета расходов

	Ц1					Ц2
Режим движения	БВ	МП	РП1	РП2	БН	БВ	МП	РП1	РП2	БН
Qр.н. л/мин	30,1	5,02	4,02	0,50	22,6	47,1	7,85	1,57	0,79	39,6
V м/мин	6	1	0,8	0,1	6	6	1	0,2	0,1	6
Qmaxн л/мин	30,1					47,1
Qmaxс л/мин	30,1					47,1

На основании таблицы 3 строим диаграмму расходов рисунок 3.

Рис. 3. Диаграмма расходов

Таблица4 Результаты расчета времени цикла

		t, мин	ti, мин	t, c	ti, c	L, м	V, м/мин	Q, л/мин
Ц1	БВ	0,023	0,023	1,4	1,4	0,14	6	30,1
	МП	0,033	0,010	2	0,6	0,01	1	5,0
	РП1	0,408	0,375	24,5	22,5	0,30	0,8	4,0
	РП2	0,908	0,500	54,5	30	0,05	0,1	0,8
	БН	1,408	0,083	84,5	5	0,50	6	22,6
Ц2	БВ	1,448	0,040	86,9	2,4	0,24	6	47,1
	МП	1,458	0,010	87,5	0,6	0,01	1	7,9
	РП1	2,958	1,500	177,5	90	0,30	0,2	1,6
	РП2	3,458	0,500	207,5	30	0,05	0,1	0,8
	БН	3,558	0,100	213,5	6	0,60	6	39,6

6. ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР МАРКИ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ. СПОСОБЫ ЕЁ ОЧИСТКИ

Рабочим жидкостям станочных гидроцилиндров должны быть присущи хорошие смазочные и антикоррозионные свойства, малое изменение вязкости в широком диапазоне температур, большой модуль упругости, химическая стабильность, сопротивляемость вспениванию, совместность с материалом гидросистемы, малая плотность, малая способность к растворению воздуха, хорошая теплопроводность, низкое давление их паров и высокая температура кипения, возможно меньший коэффициент теплового расширения, негидроскопичность и незначительная взаимная растворимость с водой, большая удельная теплоемкость и т.п.

Так как давление в гидросистеме 4,5 МПа , то вязкость рабочей жидкости должна быть в пределах 20-40 Стокс. А также на основании допустимой температуры рабочей жидкости (около 50 С), вязкость должна находиться в пределах 20-40 Стокс. Время рабочих подач значительно больше времени холостых ходов поэтому нужно выбирать рабочую жидкость с более высокой вязкостью.

Наиболее подходящей рабочей жидкостью является минеральное масло. Учитывая характер работы рассчитываемого гидропривода и соответствия характеристик масла вышеуказанным свойствам, а, также учитывая опыт работы, принимаем масло ИГП-38 (ТУ 38-101413-78), со следующими характеристиками: t_всп =210 С, температура застывания -15 С. Класс вязкости по ISO 3448 :- 38.

Группа по ISO 6743/4-1981: - НМ (масла с антикоррозионными, антиокислительными и противоизносными присадками); ИВ=90; КОН=0,6-1,0 мг/г; КОН=0,5 (изменение кислотного числа после окисления) : кг/м³. Очистка масел с помощью фильтров в процессе работы гидропривода является наиболее эффективным средством поддержания РЖ в рабочем состоянии. Анализ разработанной схемы показывает, что можно применить полно поточную фильтрацию РЖ на входе в систему после насоса (напорный фильтр), так как в системе нет участков с малыми расходами (до 0,5 л/мин) и нет малых дросселирующих отверстий, перед которыми необходимо дополнительно производить фильтрацию. Кроме этого на сливе устанавливаем сливной фильтр, который очищает рабочую жидкость от продуктов износа, попадающую в бак.

7. ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ. ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА ЕЁ МОНТАЖА

 

Контрольно-регулирующая гидроаппаратура выбирается из каталогов и справочников по расчётным значениям расходов и давлений. Основным техническим параметром, определяющим расход, является диаметр условного прохода Dу.

В таблице 5 приведены выбранные устройства, а также некоторые необходимые в дальнейших расчетах параметры. Для дальнейших расчетов при выборе аппаратуры заносим в таблицу 5 номинальный расход, номинальное давление, утечки и номинальный перепад давления.

Таблица 5 Аппаратура и ее параметры

Аппарат	Шифр	Параметр
		Dу	Pном	Qном	Pн
Распр. Р1-2	Р 102АЛ 45 ВГ 220-50 Ш	10	32	40	0,65
Распр. Р3-4	Р 102АЛ 44 ВГ 220-50 Ш	10	20	40	0,65
Дроссель ДР3,6	ПГ 77-12	10	10	20	0,25
Рег.потока РР1-4	МПГ55-22	10	20	25	0,2
Гидрозам. ГЗ-2	12	32	40	0,3
Фильтр Ф1	ФВСМ63-80/0,25	20	0,63	100	0,008
Фильтр Ф2	Ф10(20-40/6,3)	40	6,3	63	0,1
Клапан КП	10-.10-.1	10	10	40	0,62
Клапан КО	Г51-32	10	10	32	0,25
Перекл. манометра	ПМ6-1-320X4	32	320	80	0,1
манометр	МГ-4

8.РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ТРУБОПРОВОДОВ

При выборе конструктивных параметров трубопроводов учитывается, что с увеличением внутреннего диаметра трубы при одном и том же расходе уменьшаются потери давления, однако увеличиваются размеры и вес трубопроводов

Внутренний диаметр трубопроводов для различных по назначению участков гидролиний определяется по максимальным расходам, проходящим по ним, и средним скоростям потоков рабочей жидкости в трубопроводах.

Внутренний диаметр трубопроводов для линий напора и слива определяется по формулам:

где, d_Н и d_С - внутренние диаметры трубопроводов напора и слива, мм;_{max н} и Qmax с - максимальные расходы рабочей жидкости в линиях нагнетания и слива, л/мин;_H и V_C - средние скорости потока рабочей жидкости в трубопроводах линий нагнетания и слива м/мин.

 ;

,

 ;

,

.

Принимаем dвс = 25мм

Результаты расчета заносим в таблицу 6.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:

где, d - толщина стенки трубопровода, мм, P - наибольшее давление в трубопроводе, МПа, d - внутренний диаметр трубопровода, мм, sВР= 412МПа - предел прочности на растяжение материала трубопровода, МПа, КБ - коэффициент безопасности, КБ ³ 2 для участков с плавно изменяющимся давлением; КБ ³ 3 для участков с ненапряженным режимом работы; КБ ³ 6 при пульсациях давления.

Таблица 6 Исходные данные и результаты расчета трубопроводов

Параметр	Qmaxн	Qmaxс	v н	v с	dн	прин dн	dс	прин dс	толщ.ст
Гидроцилиндр Ц1	30,1	30,1	5	2	11,29466	12	17,85843	20	0,054
Гидроцилиндр Ц2	47,1	47,1	5	2	14,11833	15	22,32304	25	0,0675

 

9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ В НАПОРНОЙ И СЛИВНОЙ МАГИСТРАЛЯХ

 

Для каждого исполнительного гидравлического органа для линии напора и слива определяют суммарные потери давления на преодоление сил трения, местных сопротивлений и гидроаппаратуры

где, P_н и P_с - суммарные потери давления в линиях напора и слива;

Р_тн и Р_тс потери давления в местных сопротивлениях в трубопроводах напора и слива;

P_ан и P_ас- потери давления в гидроаппаратах потоков напора и слива.

По средней скорости потока рабочей жидкости в трубопроводе при рабочем ходе определяется число Рейнольдса и устанавливается вид режима ее движения для линии напора и слива.

где Q_PH и Q_PC - расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин;

R_EH и R_EC - числа Рейнольдса для линий напора и слива;

d_H и d_c - внутренние диаметры трубопроводов линий напора и слива, мм;

n- кинематическая вязкость рабочей жидкости, мм²/с;

v- расчетная скорость потока рабочей жидкости, м/с² .

В зависимости от режима движения жидкости определяется коэффициент сопротивления трению по длине трубопроводов для линий напора и слива и рассчитывается для ламинарного потока (Re 2300) по формуле:

Для турбулентного режима течения:

 

l=0,316*Re^-0.25

Расчет потерь давления на трение жидкости в трубопроводах производится для линий напора и слива:

,

где P_TH иР_ТС - потери давления на трение жидкости в трубопроводах напора и слива, МПа; r - плотность рабочей жидкости, кг/м³; _{н с} - коэффициенты сопротивления трению; L_н и L_с - длины трубопроводов напора и слива, м; L_н =5, и L_с =6м. d_н и d_с -внутренние диаметры трубопроводов, мм; Q_рн и Q_рс - расходы рабочей жидкости в линиях напора и слива при рабочем ходе, л/мин;

Результаты расчета заносим в таблицу 7.

Таблица 7 Исходные данные и результаты расчета потерь давления

Параметр	вязкость	Qр.н	Qр.с	dн	Reн	dс	Reс
Гидроцилиндр Ц1	38	4,02	3,0144	12	186,8575	20	84,08589
Гидроцилиндр Ц2	38	1,57	1,3188	15	58,39298	25	29,43006

Потери на трение по длине при ламинарном потоке определяем по формуле

Рассчитываем потери давления для цилиндра Ц1, так как для этого цилиндра наибольшее рабочее давление:

Расчет потерь давления на местные сопротивления производятся через суммарный коэффициент местных сопротивлений. Но для проектировочных расчетов применяем следующие формулы для расчета потерь давления на местные сопротивления:

где - P_мн и P_мс - потери рабочей жидкости на местные сопротивления в напорной и сливной магистралях соответственно, МПа;

Потери давления в гидроаппаратах определяются из графиков P_ном= f(Q_ном) и с учетом того, что расход в линии для данного аппарата вероятней всего отличается от Q_ном выполняется расчет для определения действительных потерь в трубопроводах. Для гидрораспределителей:

Для предохранительных, переливных, обратных, и других нормально закрытых клапанов:

Потери давления в аппаратах приведены в таблице 8

Таблица 8 Исходные данные и результаты расчета потерь давления в аппаратах

Аппарат	Шифр	Параметр
		Dу	Pн	Qдейств.	Qном	ΔPр
Распр. Р1-2	Р 102АЛ 45 ВГ 220-50 Ш	10	0,65	4,00	40	0,0065
Распр. Р3-4	Р 102АЛ 44 ВГ 220-50 Ш	10	0,65	4,00	40	0,0065
Дроссель ДР3,6	ПГ 77-12	10	0,25	4,00	20	0,01
Рег.потока РР1-4	МПГ55-22	10	0,2	4,00	25	0,2
Гидрозам. ГЗ-2	Т-3 КУ 12 320	12	0,3	4,00	40	0,003
Фильтр Ф1	ФВСМ63-80/0,25	20	0,008	4,00	100	1,28E-05
Фильтр Ф2	Ф10(20-40/6,3)	40	0,1	4,00	63	0,000403
Клапан КП	10-.10-.1	10	0,62	4,00	40	0,0062
Клапан КО	Г51-32	10	0,25	4,00	32	0,003906
Перекл. манометра	ПМ6-1-320X4	32	0,1	4,00	80	0,00025
манометр	МГ-4

Наибольшее давление в системе при рабочей подаче РП Р=1,2МПа, поэтому принимаем в расчет потери давления для линии с аппаратами :

Напор: фильтр Ф2; распределитель Р2; гидрозамок ГЗ; Клапан КО

Слив: гидрозамок ГЗ; Р1, РР2; Р3; РР3.

Сводим суммарные потери в таблицу 9

Таблица 9 результаты расчета потерь давления

	Ц2	Ц1	Суммарные потери
	РП	РП		Ц2	Ц1
Δ Pан	0,00690	0,0138	ΔРн	0,035	0,018
Δ Pас	0,41600	0,4160	ΔРс	0,419	0,417
Δ Pтн	0,02283	0,0037	ΔРр	1,5866	1,50
Δ Pтс	0,00266	0,0005
Δ Pмн	0,00571	0,0009
Δ Pмс	0,00067	0,0001		Рк	1,78МПа

Суммарные потери давления в гидравлических аппаратах для линий напора и слива соответственно определяются следующим образом:

ΔРн=0,00003+0,00092+0,00024= 0,001МПа,

ΔРс=0,00014+0,00074+0,00018= 0,001МПа.

10. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАИБОЛЬШЕГО РАБОЧЕГО ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОПРИВОДЕ

Рассчитываем наибольшее рабочее давление, которое необходимо создать на входе напорной линии каждого исполнительного гидравлического органа. Формула для расчета имеет вид.

где Р_р - наибольшее рабочее давление на входе в напорной линии исполнительного гидравлического органа; P_н иP_с - суммарные потери давления в линиях напора и слива; P - требуемый полезный перепад давления в исполнительном гидравлическом органе; S_с и S_н - рабочие площади поршня в напорной и сливной полостях гидроцилиндра.

Для цилиндра Ц1

Если в гидросистеме для нескольких исполнительных гидравлических органов применяется один насос, то из наибольших рабочих давлений выбирается максимальное давление. По этому расчетному давлению настраивается с запасом предохранительный клапан.

 

11. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЪЕМНЫХ ПОТЕРЬ И ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ

Рассчитываем потери, т.е. внутренние утечки для напорной линии каждого исполнительного гидравлического органа. При этом суммируются объёмные потери не только на работающих участках системы, но и на аппаратах соединенных с линией параллельно. При проектных расчетах объёмные потери могут определяться для гидравлических аппаратов

_уа=1,2*10^-3*DP_а

для гидроцилиндров

Q_уа=(2,1...3,0)*10^-3*DP_ц

Определим наибольшую производительность насосной установки

Наибольшая подача рабочей жидкости для каждого исполнительного гидравлического органа

=Q_max+SQ_yi

где Q - наибольшая подача рабочей жидкости; Q_max - максимальный расход рабочей жидкости для исполнительного гидравлического органа; SQ_yi - объемные суммарные потери.

Наибольшая производительность насосной станции определяется на основании анализа циклограммы работы.

Наибольшая подача или наибольшая производительность насосной станции для гидросистемы с одним исполнительным органом принимается по необходимой наибольшей подаче рабочей жидкости

_н>=åQ_i

где åQ_i - сумма подач рабочей жидкости для исполнительных гидравлических органов при сочетании их работы, требующей наибольшей подачи насоса.

Для цилиндра Ц2:

Аппаратура Фильтр Ф2 ,Клапан КП. Клапан КО, Перекл. Манометра,Распр. Р1,- Распр. Р2, Гидрозам. ГЗ-2.

Аппарат	Шифр	Параметр
			Qуа	Ном. Утеч.
Распр. Р1-2	Р 102АЛ 45 ВГ 220-50 Ш	0,65	0,00078	100
Дроссель ДР3,6	ПГ 77-12	0,25	0,00030	30
Рег.потока РР1-4	МПГ55-22	0,2	0,00024	50
Гидрозам. ГЗ-2	Т-3 КУ 12 320	0,3	0,00036
Фильтр Ф2	Ф10(20-40/6,3)	0,2	0,00012	50
Клапан КП	10-.10-.1	0,6	0,00074	15
Клапан КО	Г51-32	0,25	0,00030	15
Перекл. манометра	ПМ6-1-320X4	0,1	0,00012	50

Q_уа=1,2*10^-3*(0,65+0,25+0,2+0,3+0,2+0,6+0,1)=0,0032л/мин;

Цилиндр: Q_уа=(2,1...3,0)*10^-3*0,1=0,000021 л/мин.

Максимальный расход Q=47,1+0,003=47,1 л/мин

12. ВЫБОР НАСОСА И РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ПРИВОДНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Выбранный насос должен иметь подачу не меньше максимальной подачи _n и развивать давление больше, чем-то значение, на которое настраивается предохранительный клапан: Р_н >Р_к , где Р_н-давление на входе из насоса; Р_к-давление настройки предохранительного клапана.

Таблица 10 Исходные данные и результаты расчета Рабочего цикла

		t, мин	ti, мин	t, c	ti, c	L, м	V, м/мин	Q, л/мин	Р, Мпа
Ц1	БВ	0,023	0,023	1,4	1,4	0,14	6	30,1	0,059
	МП	0,033	0,010	2	0,6	0,01	1	5,0	0,41
	РП1	0,408	0,375	24,5	22,5	0,30	0,8	4,0	1,17
	РП2	0,908	0,500	54,5	30	0,05	0,1	0,8	1,17
	БН	1,408	0,083	84,5	5	0,50	6	22,6	0,390
Ц2	БВ	1,448	0,040	86,9	2,4	0,24	6	47,1	0,105
	МП	1,458	0,010	87,5	0,6	0,01	1	7,9	0,33
	РП1	2,958	1,500	177,5	90	0,30	0,2	1,6	1,20
	РП2	3,458	0,500	207,5	30	0,05	0,1	0,8	1,20
	БН	3,558	0,100	213,5	6	0,60	6	39,6	0,303

Но, проанализировав диаграмму расходов рис. 4 и таблицу 10, можно применить гидроаккумулятор, который будет выполнять функцию дополнительного источника энергии и заряжаться во время рабочего хода.

Рис. 4. Диаграмма расходов

Определяем максимальный объем для выбора аккумулятора

Максимальный объем рабочей жидкости необходим для быстрого подвода:

_БП=Q_БП´t_БП,

где Q_Бп - расход при быстром подводе, л/мин; t_Бп - время, мин.

_Бп=30,1´0,023+39,6*0,1=4,654 л.

Максимальный объем рабочей жидкости необходим для быстрого отвода:

_БО=Q_БО´t_БО,

где Q_БО - расход при быстром отводе, л/мин; t_БО - время, мин.

V_Бп=47,1´0,04+22,6*0,083=3,74 л.

Для повышения КПД можно применить гидроаккумулятор, который будет выполнять функцию дополнительного источника энергии, и заряжаться во время рабочего хода, благо время рабочего хода велико.

Для более эффективной работы выберем Аккумулятор объемом 6,3 литров 6,3/16 ТГЛ10 843.

Давление зарядки (Рз=0,2 МПа) выберем согласно графиков в [5, с. 370-371] и диаграммы давлений рис.2, данный аккумулятор при зарядке (Рз=0,6 МПа) при рабочих подачах (давление 1,17 - 1,2 МПа) наполнится на 5,5 литров, чего вполне достаточно для обеспечения быстрого подвода и быстрого отвода, без насоса.

Для того чтобы данный аккумулятор при рабочих подачах успел зарядиться нужен объем отдаваемого расхода насосом, не менее 8 литров, без расхода на рабочие подачи, то есть расход насоса должен выводится из следующего выражения :

н - Qрп = Vак / (tмп+tрп)

Qн = 5,5 / (0,01+1,5+0,5) + 1,2

Qн = 3,95 л/мин

Исходя из этого, выбираем насос БГ12-21АМ со следующими характеристиками:

Рабочий объем 5 см³

Номинальная подача 5,4 л/мин;

Номинальное давление 12,5 МПа;

Частота вращения 1500 об/мин

Общий КПД насоса, не менее 0,55, . Объемный КПД насоса, 0,72

Так как рабочее давление в системе при быстром подводе (Рбп=0,1-0,3МПа) меньше номинального расхода насоса ,то определим действительную подачу насоса.

Мощность приводного электродвигателя рассчитывается из условия

где, N_э -мощность приводного электродвигателя, КВт;

Q_н - подача насоса, л/мин;

Р_к-давление настройки предохранительного клапана, МПа;

_н-общий коэффициент полезного действия насоса,

По циклограмме расходов и давлений рассчитываются потребляемые насосом мощности в каждом переходе цикла и по ним эквивалентная мощность

где, N_i-потребляемые насосом мощности в каждом переходе;

t_ц- время цикла t_ц=åt_i; t_i-время перехода цикла.

. где, S_i и u_i - длина и скорость хода штока для i-го цикла.

Электродвигатель подбирается из условия, чтобы его номинальная мощность N_эн была больше или равна эквивалентной N_экв, а его максимальная мощность N_эмах не менее максимальной потребляемой мощности N_iмах на любом из переходов цикла

_энN_экв и N_эмахN_iмах

 

13. РАСЧЕТ КПД ГИДРОСИСТЕМЫ

Коэффициент полезного действия гидравлической системы гидропривода определяется как отношение полезной работы к затраченной

где , Q_pj , t_j- полезный перепад давления, рабочий расход жидкости, время работы в течение цикла каждого исполнительного гидравлического органа;

P_к- давление настройки предохранительного клапана;

t_ц-время цикла.

Исходные данные для расчета КПД берем из Таблицы 10. Подставляем в формулу и получаем результат: η=0,226

 

14. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ГИДРОПРИВОДА

 

При работе гидропривода происходит нагрев рабочей жидкости из-за потерь мощности, так как энергия, затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидросистеме, превращается в теплоту, поглощаемую рабочей жидкостью. Тепловой режим гидропривода должен быть таким, чтобы превышение температуры в баке над температурой окружающей среды было в пределах допустимого. Полученная рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающую среду через стенки бака, а если этого недостаточно то устанавливается теплообменник. Среднее количество теплоты, выделяемое гидравлической системой в единицу времени, равно потере мощности и вычисляется по формуле:

Требуемая поверхность излучения и объем рабочей жидкости в баке вычисляется по формуле:

,

где, S_б - площадь поверхности излучения бака, м²;

V - объём рабочей жидкости в баке, л;

Dt_б - разность температур рабочей жидкости в баке и окружающей среды, можно принять Dt_б=35^O С;

К_б - коэффициент теплопередачи бака, Вт/(м²*с); можно принять в зависимости от охлаждения бака К_б=17 (без охлаждения) или 23 (с обдувом воздухом), Вт/(м²*с).

Объём бака 14,7 литра это соответствует рекомендациям по выбору объема бака: V_б = (1,5-2,5)*Q_н. Необходимость в теплообменнике отсутствует, так как отвод тепла баком больше чем выделяется теплоты. Площадь теплообменника выбирается на основании соотношения:

,

где Q_Т - количество теплоты , отводимое теплообменником;

Q_Т=Q - Q_б,

Dt_Т - расчетный перепад температур в теплообменнике, ^ОС;

К_Т - коэффициент теплообмена в теплообменнике, К_Т=50 Вт/м²*^ОС.

Этот объем мал для имеющегося насоса, поэтому по ГОСТ 12448-80 выбираем бак с объемом 10 литров. Этот бак будет рассеивать тепло полностью.

ЛИТЕРАТУРА

1. Башта Т.М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. -М.: Машиностроение, 1982 - 423 с.

2. Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. - Киев: Высш. школа, 1980. - 231с.

3. Гидроприводы и гидрооборудование в станкостроении /А.Я.Оксененко, Наумчик Ф.А. и др. - М.: НИИмаш, 1982. -112 с.

4. Металлорежущие станки /Под ред. В. Э. Пуша. - М.: Машиностроение, 1985. -575 с.

5. Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы. - М.: Машиностроение, 1982. - 464 с.

6. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам /Под ред. Б. Б. Некрасова. - Мн.: Выш. школа, 1985.

7. Холин К. М., Никитин О. Ф. Основы гидравлики и объемные гидроприводы. - М.: Машиностроение, 1989. - 264 с.

8. Юшкин В. В. Основные расчеты объемного гидропривода. - Мн.: Выш. школа, 1982. - 94 с.