СОДЕРЖАНИЕ

1. Введение

2 Разработка принципиальной гидравлической схемы

3. Расчеты

3.1 Расчет и выбор гидроцилиндра

3.2 Расчет и выбор гидронасоса

3.3 Выбор рабочей жидкости

3.4 Расчет и выбор гидроаппаратов

3.5 Расчет гидролиний

3.6 Тепловой расчет гидропривода

3.7 Расчет внешней характеристики гидропривода

Библиографический список

1. ВВЕДЕНИЕ

Применение гидравлического привода и средств гидроавтоматики является одним из перспективных направлений современного развития машиностроения. Около 70 % горных, строительных, дорожных, землеройных, подъемно-транспортных машин и установок оснащенных гидроприводом.

Под объемным гидроприводом понимается совокупность устройств, в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей, предназначенных для приведения в движение механизмов и машин с помощью рабочей жидкости под давлением. Основой насосного гидропривода является объемный насос, создающий напор рабочей жидкости, которая обладает в основном энергией давления. Эта энергия преобразовывается затем в механическую работу. Благодаря высокому объемному модулю упругости рабочее жидкости в объемном гидроприводе обеспечивается практически жесткая связь между его входными и выходными органами. Объемный насосный гидропривод с приводом от электродвигателя широко применяется в современных машинах и механизмах.

Это объясняется такими преимуществами гидропривода как: высокая компактность при небольших габаритах и массе, приходящейся на единицу мощности; возможность реализации больших передаточных чисел; хорошие динамические свойства привода; возможность плавного и широкого регулирования скорости движения исполнительного органа; надежное предохранение приводного электродвигателя от перегрузок; простота преобразования вращательного и поступательного движения друг в друга; высокое быстродействие и малое время разгона подвижных частей; гидропривод легко управляется и автоматизируется. Благодаря обильной и постоянной смазке гидропривод долговечен и надежен. Он позволяет плавно, в широком диапазоне регулировать движение исполнительного органа, Объемный гидропривод допускает достаточно произвольное расположение его элементов на машине, что чрезвычайно важно для мобильных машин, работающих в сложных условиях.

К недостаткам гидропривода относятся: сравнительно невысокий КПД; необходимость высокой герметичности гидроаппаратов, а следовательно, точность обработки деталей, что обусловливает их относительно повышенную стоимость; возможность нестабильной работы, вызываемой температурными колебаниями вязкости рабочей жидкости.

2. Разработка принципиальной гидравлической схемы

Тех. требования к гидросистеме: насос разгружен дополнительным гидрораспределителем, фиксация промежуточных положений штока двусторонним гидрозамком, фильтр установлен в сливной гидролинии.

3. Расчеты

3.1 Расчет и выбор гидроцилиндра

Расчетное значение диаметра гидроцилиндра D_2p,мм определяется по формуле:

(3.1)

где Р_2p - расчетное давление рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр, МПа; F₂ - усилие на штоке,Н; η_мах - механический КПД гидроцилиндра (рекомендуется принимать η_мах=0,95...0,96). Принимаем η_мах=0,95. Давление Р_2p предварительно принимается равным:

(3.2)

где Рн - номинальное давление в гидросистеме, МПа.

Давление жидкости, возникающее в штоковой полости гидроцилиндра, не учитываем из-за его малого значения. По расчетному значению диаметра D_2p из табл. 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 табл. 3.1, предварительно задавшись значением параметра (φ =1,25 или 1,6.) Принимаем φ =1,25.

Таблица 3.1 - Параметры гидроцилиндров общего назначения

D2, мм		63	80	100	110	125	140	160	180	200
d2,мм φ	При 1,25	28	36	45	50	56	63	70	80	90
φ	1,6	40	53	60	70	80	90	100	110	125

Из таблицы вибираем D₂ =100 мм, d₂ =45 мм.

Для принятого диаметра D₂ рабочее давление жидкости Р₂, МПа у идроцилиндра составит:

(3.3)

Расход жидкости, подводимой в поршневую полость гидроцилиндра Q_2Р, м³/с составит:

(3.4)

где V₂ - заданная скорость движения поршня м/с; η₀- объемный КПД гидроцилиндра, который для новых гидроцилиндров с манжетными уплотнениями можно принять η₀=1.

3.2 Расчет и выбор гидронасоса

Расчетная подача гидронасоса Q_1p определяется 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 V_op, м³ определяют по формуле

(3.6)

где n - номинальная частота вращения вала насоса, с^-1, - объемный КПД гидронасоса, который предварительно можно принять равным η₀₁ = 0,9...0,95. Принимаем η₀₁ = 0,925.

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. Выбираем гидронасос из табл. 3.2.

Таблица 3.2 Основные параметры аксиально-поршневых гидронасосов

Тип насоса	Рабочий объем, V01,см3	Номиналь-ное давле- ние, МПа	Частота вращения, мин	КПД		Масса, кг
			n, мин-1	Объемный η0	Полный η
МНА	10	20	1500	0,94	0,91	6,6
	16	20	1500	0,95	0,91	16,5
	25	20	1500	0,95	0,91	17,5
	40	20	1500	0,95	0,91	59,0
	63	20	1500	0,95	0,91	59,5
	100	20	1500	0,95	0,91	93,0
	125	20	1500	0,95	0,91	93,0
210	11,6	16 или 20	3000	0,95	0,85	5,5
	28,1	16 или 20	2000	0,95	0,91	12,5
	54,8	20	1500	0,95	0,91	23,0
	107	20	1500	0,95	0,91	52,0
	225	20	1500	0,95	0,91	100,0
310	56	20	1500	0,96	0,91	23,0
	112	20	1500	0,96	0,91	41,0
	224	20	1500	0,96	0,91	86,0
НА	33	16	1500	0,91	0,85	14,0

Выбираем насос тапа НА: рабочий объем, V₀₁=33см³, номинальное давле- ние 16 МПа, частота вращения n=1500 мин^-1, КПД: объемный η₀=0,91, полный η=0,85, масса 14 кг.

С учетом фактических параметров принятого гидронасоса действительная его подача будет равна, м³/с:

(3.7)

где V₀₁ и η₀- рабочий объем и объемный КПД принятого типоразмера гидронасоса; n - частота вращения вала гидронасоса по условиям задания, с^-1

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 табл. 3.3.

Таблица 3.3 - Технические характеристики рабочих жидкостей

Марка	Плотность ρ при 50 оС, кг/м3	Кинематическая вяз- кость v при 50 °С, 10-4 м/с	Температурные пределы применения аксиально-поршневых насосов, °С	Условия применения
ВМГЗ	860	0,1	-40-+65

	При отрицательных температурах
МГ-20	985	0,2	-10-+80	При положительных температурах в закрытых помещениях
МГ-30	980	0,3	+5 - +85	При положительных температурах на открытом воздухе

Выбирам рабочую жидкость марки МГ-20. Плотность при 50 ^оС: ρ=985 кг/м³; кинематическая вязкость при 50 °С: v=0,2∙10^-4 м/с; температурные пределы применения аксиально-поршневых насосов: от -10 °С до +80 °С; условия применения: при положительных температурах в закрытых помещениях.

3.4 Расчет и выбор гидроаппаратов

Выбор гидроаппаратуры производится, прежде всего, по давлению и расходу рабочей жидкости в точке установки. Необходимо учитывать также функциональные особенности подбираемой гидроаппаратуры. Из таблиц выбираем гидроаппаратуру.

Гидрораспределитель служит для включения, выключения и реверсирования движения штока гидроцилиндра. Выбираем распределитель типа Р-16:

Параметры	Типоразмер
	Р-16
1 Расход жидкости, л/мин	63
2 Давление номинальное, МПа	16
3 Внутренние утечки, не более, л/мин	0,05
4 Потери давления, МПа	0,2

Предохранительный гидроклапан предназначен для защиты гидропривода от давления, превышающего установленное. Выбираем гидроклапан БГ52-14:

Параметры

Типоразмер БГ 52-14

1 Расход, л/мин	70
2 Давление номинальное, МПа	5-20
3 Масса, кг	7

Гидрозамок представляет собой управляемый обратный клапан и служит для фиксации штока выключенного гидроцилиндра в требуемом положении. Выбираем гидрозамок типа КУ-20:

Параметры	Типоразмеры КУ-20
1 Расход, л/мин	63
2 Давление номинальное, МПа	32
3 Потери давления, не более, МПа	0,4
4 Утечки в сопряжении клапан-седло, см У мин	4,98
5 Масса, кг	13,1

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. Выбираем фильтр типа 1.1.20-25:

Тип фильтра	Тонкость фильтрации, мкм	Номинальный расход, л/мин	Давление, МПа
1.1.20-25	25	63	20

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:

V_Б=(2...3)^.Q₁ , дм³ (3.8)

где Q₁ - подача гидронасоса, л/мин.

V_Б=2,5∙45=112,5 дм³

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

Выбыраем V_Б=125 дм³.

3.5 .Расчет гидролиний

Расчетный диаметр d_P, мм гидролиний определяется по формуле:

= (3.9)

где Q - расход жидкости на рассматриваемом участке, м³/с Vд - допускаемая скорость движения рабочей жидкости в трубопроводе: для всасывающего трубопровода V_Д=0,5...1,5 м/с; для сливного Vд=1,5..,2,5 м/с; для напорного при Рн≥10 МПа и l<10 м допускаемая скорость V_Д=5...6 м/с. Расчетное значение диаметра (в мм) округляется до ближайшего по ГОСТ 8732 или ГОСТ 8734: ... 7; 9; 12; 15; 16; 22; 28, 36; 44; 56; 67; 86,.... Эти значения диаметров выбираются при номинальных давлениях от 10 до 20 МПа.

Определим расчетный диаметр для всасывающего трубопровода:

По ГОСТу принимаем =36 мм.

Определим расчетный диаметр для сливного трубопровода:

По ГОСТу принимаем =22 мм.

Определим расчетный диаметр для напорного трубопровода:

По ГОСТу принимаем =15 мм.

По принятому диаметру определяется действительная скорость, м/с движения жидкости в напорном, сливном и всасывающем трубопроводах:

(3.10)

Определим действительную скорость движения жидкости во всасывающем трубопроводе:

Определим действительную скорость движения жидкости в сливном трубопроводе:

Определим действительную скорость движения жидкости в напорном трубопроводе:

Расчет гидравлических потерь в напорной гидролииии производится с учетом потерь давления по длине трубопровода ΔР_т, потерь давления в местных сопротивлениях трубопровода ΔР_м и потерь давления в гидроаппаратах ДРгд.

Потери давления, ∆Р_Т, Па по длине трубопровода определяются по формуле Дарси-Вейсбаха

(3.11)

где р - плотность рабочей жидкости, кг/м³; λ - коэффициент гидравлического трения ; l - длина гидролинии, м; v - скорость движения жидкости, м/с; d - диаметр напорной гидролинии, м.

Для определения коэффициента гидравлического трения сначала необходимо определить режим движения жидкости, для чего определяется значение числа Рейнольдса по формуле

(3.12)

где v - кинематическая вязкость рабочей жидкости, м²/с.

Так как Rе<2300 ,то режим движения жидкости ламинарный.

При ламинарном движении жидкости коэффициент гидравлического трения с учетом теплообмена с окружающей средой через стенки трубопровода определяется по формуле Пуазейля:

(3.13)

Потери давления ∆Р_Т по длине трубопровода:

Потери давления в местных сопротивлениях определяются по формуле

(3.16)

Где ξ - коэффициент местного сопротивления. В качестве местных сопротивлений учитываются: входы в гидрораспределитель, гидрозамок и гидроцилиндр (ξ₁= ξ₂=ξ₃=0,8...0,9);

место присоединения гидролинии предохранительного гидроклапана к напорной гидролинии (ξ₄=0,2) и два закругленных колена (ξ₅= ξ₆=0,15).

Потери давления в местных сопротивлениях:

=3∙7561+1779+2∙1334=27130 Па = 0,027 МПа

Действительные потери давления в гидрораспределятеле и гидрозамке определяются по формулам:

(3.17)

(3.18)

где ΔР_PH и ΔР_ЗН номинальные потери давления в гидрораспределителе и гидрозамке в соответствии с их техническими характеристиками; Q_PH и Q_ЗН 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)

ΔР=0,06+0,027+0,3=0,387 МПа

В правильно рассчитанной напорной гидролинии суммарные потери давления не должны превышать 5...6 % номинального давления. 0,387 МПа составляет меньше 6 % от 16 МПа, следовательно гидролиния рассчитана правильно.

При этом

Р₁ = Р₂ + ΔР < Р_H, (3.21)

где P₂ - давление у гидроцилиндра, рассчитанное по формуле (3.3):

Р₁=13,4+0,387=13,787<16.

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 ΔN

ΔN = N₁ – N_2П (3.22)

где N₁ - мощность гидронасоса; N_2П - полезная мощность на штоке гидроцилиндра.

Мощность гидронасоса, Вт

(3.23)

где Q₁ - подача гидронасоса, определенная по формуле (3.7); Р₁ - давление гидронасоса, рассчитанное по формуле (3.21); η₁ - полный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой.

Полезная мощность, Вт определяется по формуле

N₂ = F₂V₂ (3.24)

где F₂ - усилие на штоке в соответствии с заданием, Н; V₂ - действительная скорость движения штока, м/с.

Действительная скорость движения штока V₂ определяется по формуле

(3.25)

где ΔQ_p - утечки рабочей жидкости в гидрораспределителе, принимаемые в соответствии с его технической характеристикой.

м/с.

Полезная мощность:

N₂ =100∙10³∙0,095=9500 Вт

Тепловой поток через стенки бака эквивалентен потерянной мощности:

ΔN=12165-9500=2665 Вт

Потребная площадь поверхности охлаждения

(3.26)

где k₀ - коэффициент теплопередачи, который при отсутствии обдува не превышает 15 Вт/м², t_Ж - температура жидкости (60...70°С), t_В - температура воздуха.

3.7 Расчет внешней характеристики гидропривода

Применительно к проектируемому гидроприводу под внешней характеристикой понимают зависимость скорости перемещения штока гидроцилиндра от усилия на штоке V=ƒ(F₂). Для построения графика внешней характеристики необходимо задаться несколькими (не менее 4...5) значениями F_2i в пределах 0≤F_2i≤F₂. Каждому значению усилия F_2i соответствует давление Р_2i 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 ΔP_2i у гидронасоса определяются по формуле

P_1i = P_2i + ΔP (3.28)

где ΔР - потери давления, рассчитанные по формуле (3.20).

С увеличением давления P_1i возрастают утечки рабочей жидкости в гидронасосе ΔQ_1i и в гидрораспределителе ΔQ_pi Поэтому действительная подача рабочей жидкости в гидроцилиндр с возрастанием усилия F_2i уменьшается. В связи с этим уменьшается и скорость движения штока V_2i значение которой определяется по формуле

(3.29)

где Q_1T - теоретическая подача гидронасоса; ΔQ_Ni и ΔQ_Pi – утечки рабочей жидкости в гидронасосе и гидрораспределителе.

При этом:

(3.30)

(3.31)

(3.31)

где a₁ и a₂ - коэффициенты утечек для гидронасоса и гидрораспределителя.

Коэффициенты утечек определяются по формулам

(3.33)

, (3.34)

где η₀₁ - объемный КПД гидронасоса в соответствии с его технической характеристикой; ΔQ_p - утечки принятого гидрораспределителя в соответствии с его технической характеристикой; Р_н - номинальное давление.

Рассчитаем коэффициенты утечек и теоретическую подачу гидронасоса (так как они одинаковы для всех скоростей):

Рассчитаем скорости перемещения штока гидроцилиндра для следующих значений усилия на штоке: F_{2 i} = 0; 25; 50; 75; 100 кН.

1) F₂₀ = 0 кН.

P₂₀=0

P₁₀=0+0,387=0,387 МПа

∆Q_H0=0,18∙10^-12∙0,387∙10⁶=0,06∙10^-6

∆Q_Р0=0,05∙10^-12∙0,387∙10⁶=0,01∙10^-6

2) F₂₁ = 25 кН.

P₁₁=+0,387=3,7 МПа

∆Q_H1=∙3,7∙10⁶=0,66 ∙10^-6

∆Q_Р1=∙3,7∙10⁶=0,185∙10^-6

3) F₂₂ = 50 кН.

P₁₂=6,7+0,387=7,087 МПа

∆Q_H2=∙7,087 ∙10⁶=1,27 ∙10^-6

∆Q_Р2=∙7,087 ∙10⁶=0,35∙10^-6

4) F₂₃ = 75 кН.

P₁₃=10+0,387=10,387 МПа

∆Q_H3=∙10,387 ∙10⁶=1,9 ∙10^-6

∆Q_Р3=∙10,387 ∙10⁶=0,5∙10^-6

5) F₂₄ = 100 кН.

P₁₄=+0,387=13,787 МПа

∆Q_H4=∙13,787 ∙10⁶=2,48∙10^-6

∆Q_Р4=∙13,787 ∙10⁶=0,69∙10^-6

По полученным данным построим график зависимости V = ƒ(F₂). Далее необходимо оценить степень снижения скорости движения штока при изменении усилия F_2i от нуля до F₂.

(3.35)

где V₂₀ - скорость движения штока при F₂ = 0.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта