Главная страница Случайная страница
Разделы сайта
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника
Гидросистемы
|
|
3.3.1. Расчет и выбор гидроцилиндра
Расчетное значение диаметра гидроцилиндра D2Р определяется по формуле:
, (3.1)
где P2P - расчетное давление рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр; F2 - усилие на штоке; hмех - механический КПД гидроцилиндра (рекомендуется принимать hмех=0, 95…0, 96).
Давление P2P предварительно принимается равным
Р2Р = (0, 85…0, 9)·РН, (3.2)
где PН - номинальное давление в гидросистеме.
Давление жидкости, возникающее в штоковой полости гидроцилиндра и сливной гидролинии, не учитываем из-за его малого значения. По расчетному значению диаметра D2Р по таблице 3.1, в которой приведены параметры гидроцилиндров для давлений РН = 16 и 20 МПа, принимают ближайшее большее значение диаметра D2. Диаметр штока d2 принимают по таблице 3.1, предварительно задавшись значением параметра j=1, 25 или 1, 6.
Таблица 3.1 - Параметры гидроцилиндров общего
назначения
| d2, мм | ||||||||||
| d2; мм, при j | 1, 25 | |||||||||
| 1, 6 |
Для принятого диаметра D2 рабочее давление жидкости Р2 у гидроцилиндра составит
. (3.3)
Расход жидкости, подводимой в поршневую полость гидроцилиндра, составит
, (3.4)
где υ 2 – заданная скорость движения поршня; h0 – объемный КПД гидроцилиндра, который для новых гидроцилиндров с манжетными уплотнениями можно принять h0=1.
3.3.2. Расчет и выбор гидронасоса
Расчетная подача гидронасоса Q1Pопределяется из условия неразрывности потока жидкости, которое с точностью до утечек в гидролиниях и гидроаппаратуре, что допустимо на стадии предварительного расчета, имеет вид
. (3.5)
Тогда расчетный рабочий объем гидронасоса VОР определяют по формуле
, (3.6)
где n1 - номинальная частота вращения вала насоса, с-1;
h01 – объемный КПД гидронасоса, который предварительно можно принять равным h01=0, 9...0, 95.
При выборе типа гидронасоса необходимо в первую очередь учитывать уровень номинального давления. Аксиально-поршневые гидронасосы рассчитаны на высокие значения номинального давления. Они имеют также более высокие объемный и полный КПД по сравнению с гидронасосами других типов. Поэтому для условий задания на контрольно-курсовую работу целесообразно ориентироваться на аксиально-поршневые гидронасосы, параметры ряда которых приведены в таблице 3.2. Возможно использование и других справочных материалов.
Таблица 3.2 ─ Основные параметры аксиально-поршневых гидронасосов
| Тип насоса | Рабочий объем, см3 | Номинальное давление, МПа | Частота вращения, мин-1 | КПД | Масса, кг | |
| Объемный h0 | Полный h | |||||
| МНА | 0, 94 | 0, 91 | 6, 6 | |||
| 0, 95 | 0, 91 | 16, 5 | ||||
| 0, 95 | 0, 91 | 17, 5 | ||||
| 0, 95 | 0, 91 | 59, 0 | ||||
| 0, 95 | 0, 91 | 59, 5 | ||||
| 0, 95 | 0, 91 | 93, 0 | ||||
| 0, 95 | 0, 91 | 93, 0 | ||||
| 11, 6 | 16 или 20 | 0, 95 | 0, 85 | 5, 5 | ||
| 28, 1 | 16 или 20 | 0, 95 | 0, 91 | 12, 5 | ||
| 54, 8 | 0, 95 | 0, 91 | 23, 0 | |||
| 0, 95 | 0, 91 | 52, 0 | ||||
| 0, 95 | 0, 91 | 100, 0 | ||||
| 0, 96 | 0, 91 | 23, 0 | ||||
| 0, 96 | 0, 91 | 41, 0 | ||||
| 0, 96 | 0, 91 | 86, 0 | ||||
| НА | 0, 91 | 0, 85 | 14, 0 |
С учетом фактических параметров принятого гидронасоса действительная его подача будет равна
, (3.7)
где V01 и h01 - рабочий объем и объемный КПД принятого типоразмера гидронасоса; n1 - частота вращения вала гидронасоса по условиям задания.
3.3.3. Выбор рабочей жидкости
Первоначально необходимо выбрать условия применения гидрофицированной машины или оборудования: при отрицательных температурах; при положительных температурах в закрытых помещениях; при положительных температурах на открытом воздухе.
Аксиально-поршневые насосы работают на чистых (тонкость фильтрации 25 мкм) рабочих жидкостях ВМГЗ, МГ-20 или МГ-30 в зависимости от условий применения гидропривода. Технические характеристики этих рабочих жидкостей приведены в таблице 3.3.
Таблица 3.3 - Технические характеристики рабочих
жидкостей
| Марка | Плотность r при 50 0С, кг/м3 | Кинематическая вязкость ν при 50 0С, 10-4 м2/с | Температурные пределы применения, 0С | Условия применения гидропривода | |
| ВМГЗ | 0, 1 | -40 ÷ +65 | При отрицательных температурах | ||
| МГ-20 | 0, 2 | -10 ÷ +80 | При положительных температурах в закрытых помещениях | ||
| МГ-30 | 0, 3 | +5 ÷ +85 | При положительных температурах на открытом воздухе |
3.2.4. Расчет и выбор гидроаппаратов
Расчет элементов гидроаппаратуры приводится в соответствующей литературе. Выбор гидроаппаратуры производится, прежде всего, по давлению и расходу рабочей жидкости в точке установки. Необходимо учитывать также функциональные особенности подбираемой гидроаппаратуры. Ниже указаны только основные технические характеристики, необходимые для выбора этой гидроаппаратуры.
Гидрораспределитель служит для включения, выключения и реверсирования движения штока гидроцилиндра. Технические характеристики распределителей типа Р на номинальное давление Рн=16 МПа приведены в таблице 3.4, гидрораспределителей типа Г74-2 на Рн=20 МПа - в таблице 3.5, моноблочных гидрораспределителей на Рн=32 МПа - в таблице 3.6. Схемы исполнений реверсивных золотников с ручным управлением типа Г74-2 приведены в приложении Д.
Таблица 3.4 - Технические характеристики распределителей
типа Р
| Параметры | Типоразмер | |||
| Р -16 | Р- 20 | Р- 25 | Р- 32 | |
| 1 Расход жидкости, дм3/мин | ||||
| 2 Давление номинальное, МПа | ||||
| 3 Внутренние утечки не более, дм3/мин | 0, 05 | 0, 05 | 0, 075 | 0, 1 |
| 4 Потери давления, МПа | 0, 2 | 0, 48 | 0, 52 | 0, 52 |
Таблица 3.5 - Технические характеристики распределителей
типа Г-74-2 (см. также приложение Д)
| Параметры | Типоразмер | ||
| Г74-22 | Г74-24 | Г74-25 | |
| 1 Расход жидкости, дм3/мин | |||
| 2 Давление номинальное, МПа | |||
| 3 Внутренние утечки, не более, дм3/мин | 0, 1 | 0, 2 | 0, 3 |
| 4 Потери давления, МПа | 0, 15 | 0, 3 | 0, 3 |
Таблица 3.6 - Технические характеристики моноблочных
гидрораспределителей
| Параметры | Условный расход, мм | |||
| 1 Расход жидкости, дм3/мин | ||||
| 2 Давление номинальное, МПа | ||||
| 3 Внутренние утечки не более, дм3/мин | 0, 09 | 0, 115 | 0, 115 | 0, 115 |
| 4 Потери давления, МПа | 0, 3 | 0, 35 | 0, 4 | 0, 5 |
Предохранительный гидроклапан предназначен для защиты гидропривода от давления, превышающего установленное. Технические характеристики предохранительных гидроклапанов типа БГ 52 приведены в таблице 3.7.
Таблица 3.7 - Технические характеристики предохранительных гидроклапанов БГ 52
| Параметры | Типоразмеры БГ 52 - | ||||||
| 15А | 17А | ||||||
| 1 Расход, дм3/мин | |||||||
| 2 Давление номинальное, МПа | 5-20 | 5-20 | 5-20 | 5-20 | 5-20 | 5-20 | 5-20 |
| 3 Масса, кг |
Гидрозамок представляет собой управляемый обратный клапан и служит для фиксации штока выключенного гидроцилиндра в требуемом положении. Технические характеристики гидрозамков типа КУ приведены в таблице 3.8.
Таблица 3.8 - Технические характеристики гидрозамков КУ
| Параметры | ТипоразмерыКУ | |||||
| -16 | -20 | -25 | -32 | -40 | -50 | |
| 1 Расход, дм3/мин | ||||||
| 2 Давление номинальное, МПа |
Продолжение таблицы 3.8
| 3 Потери давления, не более, МПа | 0, 4 | 0, 4 | 0, 4 | 0, 4 | 0, 4 | 0, 4 |
| 4 Утечки в сопряжении клапан-седло, см3/мин | 4, 98 | 4, 98 | 7, 98 | 7, 98 | 15, 0 | 20, 05 |
| 5 Масса, кг | 11, 8 | 13, 1 | 19, 8 | 17, 4 | 39, 4 | 71, 5 |
Фильтр служит для очистки рабочей жидкости от твердых загрязнителей. Выбор типа фильтра производится по требуемой тонкости очистки, расходу рабочей жидкости через фильтр и давлению в гидролинии гидропривода. Технические характеристики некоторых фильтров приведены в таблице 3.9.
Таблица 3.9 - Технические характеристики фильтров
| Тип фильтра | Тонкость фильтрации, мкм | Номинальный расход, дм3/мин | Давление, МПа |
| 1.1.20-25 | 0, 63 | ||
| 1.1.20-25 | 0, 63 | ||
| 1.1.32-25 | 0, 63 | ||
| 1.1.40-25 | 0, 63 | ||
| 1.1.50-25 | 0, 63 | ||
| ФП7-10-10 | |||
| ФП7-16-10 | |||
| ФП7-20-10 | |||
| ФП7-25-10 |
Гидробак служит для размещения рабочей жидкости, дополнительной очистки жидкости от загрязнений за счет оседания твердых частиц, а также охлаждения жидкости выделением тепла через внешние поверхности бака в окружающую среду.
Объем бака ориентировочно определяется по формуле
, дм3 (3.8)
где Q1 - подача гидронасоса, дм3/мин.
Номинальную вместимость бака принимают в соответствии с рекомендациями ГОСТ 16770 из ряда значений (дм3):... 25; 40, 63; 100; 125; 160; 200; 250; 320; 400; 500; 630; 800....
3.3.5.Расчет гидролиний
Расчетный внутренний диаметр гидролиний определяется по формуле
, (3.9)
где Q - расход жидкости на рассматриваемом участке, м3/с;
υ д - допускаемая скорость движения рабочей жидкости в трубопроводе:
- для всасывающего трубопровода υ д=0, 5...1, 5 м/с;
- для сливного трубопровода υ д=1, 5.., 2, 5 м/с;
- для напорного трубопровода при
PH³ 10 МПа и ℓ < 10 м υ д=5...6 м/с.
Расчетное значение внутреннего диаметра (в мм) округляется до ближайшего стандартного по ГОСТ 8732 или ГОСТ 8734:... 7; 9; 12; 15; 16; 22; 28, 36; 44; 56; 67; 86,.... Эти значения диаметров выбираются при номинальном давлении в гидросистеме от 10 до 20 МПа.
По принятому диаметру определяется действительная скорость движения жидкости в напорном, сливном и всасывающем трубопроводах:
, (3.10)
Расчет гидравлических потерь в напорной гидролинии производится с учетом потерь давления по длине трубопровода DРТ, потерь давления в местных сопротивлениях трубопровода DРМ и потерь давления в гидроаппаратах DРГА.
Потери давления по длине трубопровода определяются по формуле
, (3.11)
где r - плотность рабочей жидкости; l - коэффициент гидравлического трения; l - длина гидролинии; υ - скорость движения жидкости; d - внутренний диаметр напорной гидролинии.
Для определения коэффициента гидравлического трения сначала необходимо определить режим движения жидкости, для чего определяется значение числа Рейнольдса по формуле
, (3.12)
где ν – кинематическая вязкость рабочей жидкости.
Если Re< 2300, то режим движения жидкости ламинарный, а в случае Re> 2300 - турбулентный.
При ламинарном движении жидкости коэффициент гидравлического трения с учетом теплообмена с окружающей средой через стенки трубопровода определяется по формуле
, (3.13)
При турбулентном движении коэффициент гидравлического трения зависит не только от числа Рейнольдса, но и от относительной шероховатости трубы 
, где D - эквивалентная шероховатость стенок трубопровода. Для новых стальных бесшовных труб можно принимать D=0, 03 мм.
При турбулентном режиме течения различают три области сопротивления трубопровода, характеризующиеся различным соотношением относительной шероховатости трубопровода и числа Рейнольдса.
а) область гидравлически гладких трубопроводов
Шероховатостью стенок можно пренебречь и считать трубу гидравлически гладкой, если произведение 
. Тогда l определяется по формуле Блазиуса
, (3.14)
б) переходная или доквадратичная область сопротивления
Если 
, то коэффициент гидравлического трения в переходной зоне и зоне вполне шероховатых труб может определяться по формуле
. (3.15)
в) квадратичная область
При больших числах Рейнольдса коэффициент гидравлического сопротивления определяется по формуле
.
Потери давления в местных сопротивлениях определяются по формуле
, (3.16)
где x - коэффициент местного сопротивления.
В качестве местных сопротивлений учитываются: входы в гидрораспределитель, гидрозамок и гидроцилиндр (x1=x2=x3=0, 8...0, 9); место присоединения гидролинии предохранительного гидроклапана к напорной гидролинии (x1=0, 2) и два закругленных колена (x5=x6=0, 15).
Действительные потери давления в гидрораспределителе и гидрозамке определяются по формулам:
; (3.17)
; (3.18)
где DPPH и DPЗH номинальные потери давления в гидрораспределителе и гидрозамке в соответствии с их техническими характеристиками; QPH и QЗH - номинальные расходы рабочей жидкости через гидрораспределитель и гидрозамок в соответствии с их техническими характеристиками; Q1 - подача гидронасоса рассчитанная по формуле (3.7).
Суммарные потери давления в гидроаппаратах
, (3.19)
Суммарные потери давления в напорном трубопроводе определяются по формуле
, (3.20)
В правильно рассчитанной напорной гидролинии суммарные потери давления не должны превышать 5...6 % номинального давления.
При этом
, (3.21)
где Р2 - давление у гидроцилиндра, рассчитанное по формуле (3.3).
3.3.6. Тепловой расчет гидропривода.
Энергия, затраченная на преодоление различных сопротивлений в гидроприводе, в конечном итоге превращается в теплоту, что вызывает нагрев рабочей жидкости и нежелательное снижение ее вязкости. Приближенно считается, что полученная с рабочей жидкостью теплота должна отдаваться в окружающую среду через поверхность бака.
Тепловой поток через стенки бака эквивалентен потерянной мощности DN
, (3.22)
где N1 - мощность гидронасоса; N2П - полезная мощность на штоке гидроцилиндра.
Мощность гидронасоса
, (3.23)
где Q1 - подача гидронасоса, определенная по формуле (3.7); Р1 - давление гидронасоса, рассчитанное по формуле (3.21); h1 - полный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой.
Полезная мощность определяется по формуле
, (3.24)
где F2 - усилие на штоке в соответствии с заданием; υ 2 - действительная скорость движения штока.
Действительная скорость движения штока υ 2 определяется по формуле
, (3.25)
где DQP - утечки рабочей жидкости в гидрораспределителе, принимаемые в соответствии с его технической характеристикой.
Утечки жидкости в предохранительном гидроклапане не учитываем из-за их малости.
Потребная площадь поверхности охлаждения
, (3.26)
где k0 - коэффициент теплопередачи, который при отсутствии обдува не превышает 15 Вт/м2, tЖ - температура жидкости (60…70 0С), tВ - температура воздуха.
3.3.7. Расчет внешней характеристики гидропривода.
Применительно к проектируемому гидроприводу под внешней характеристикой понимают зависимость скорости перемещения штока гидроцилиндра от усилия на штоке 
. Для построения графика внешней характеристики необходимо задаться несколькими (не менее 4…5) значениями F2 i в пределах 0£ F2 i £ F2. Каждому значению усилия F2 i соответствует давление p2 i гидроцилиндра, которое определяется по формуле
. (3.27)
Поскольку потери давления в напорном трубопроводе практически не зависят от давления в напорном трубопроводе, то соответствующие значения давления DP2i у гидронасоса определяются по формуле
, (3.28)
где DР - потери давления, рассчитанные по формуле (3.20).
С увеличением давления Р1i возрастают утечки рабочей жидкости в гидронасосе DQ1i и в гидрораспределителе DQРi. Поэтому действительная подача рабочей жидкости в гидроцилиндр с возрастанием усилия F2i уменьшается. В связи с этим уменьшается и скорость движения штока υ 2i, значение которой определяется по формуле
, (3, 29)
где Q1T - теоретическая подача гидронасоса; DQ1i и DQРi - утечки рабочей жидкости в гидронасосе и гидрораспределителе.
При этом
, (3.30)
, (3.31)
, (3.32)
где a 1 и a 2 - коэффициенты утечек для гидронасоса и гидрораспределителя.
Коэффициенты утечек определяются по формулам
, (3.33)
, (3.34)
где h01 - объемный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой; DQP - утечки принятого гидрораспределителя в соответствии с его технической характеристикой; PH - номинальное давление.
По полученным данным строится график зависимости . Далее необходимо оценить степень снижения скорости движения штока при изменении усилия F2i от нуля до F2.
, (3.35)
где υ 20 - скорость движения штока при F2=0.
|
|