1 РАЗРАБОТКА ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ СХЕМЫ СЛЕДЯЩЕГО ГИДРОПРИВОДА




                                                            7




                          6     




Рисунок  1. 2 -  Функциональная  схема  следящего  гидропривода  с дросселем,  установленным  на  выходе  из  исполнительного  органа

1 -  насос  с нерегулируемым  рабочим  объемом;  2 -  приводной  электродвигатель;  3 -  предохранительный  клапан  с  пропорциональным электрическим  управлением;  4-  регулируемый  дроссель  с пропорциональным электрическим  управлением;  5 -  гидрораспределитель  c  электрогидравлическим  управлением;  6 -  усилитель  (  сумматор  ); 7 -  гидроцилиндр  с  двухсторонним  расположением  штоков; 8 -  тахогенератор;  9 -  передаточный  механизм;  11 -  преобразователь  прямолинейного  движения  в  поворотное.



            Дроссель на выходе из исполнительного органа устанавливается в гидроприводах, на исполнительный орган которых действует знакопеременная статическая сила сопротивления. Особенностями конструкций следящих приводов являются применение регуляторов и другой аппаратуры с пропорциональным электрическим управлением, наличие обратных связей. Кроме этого для обеспечения динамической устойчивости следящего электрогидравлического привода используются электрические и гидромеханические корректирующие устройства. Для очистки жидкости применяются фильтры.

Гидроклапан давления предназначен для поддержания заданного давления в трубопроводе.

Гидрораспределитель предназначен для изменения направления жидкости.

Гидравлический замок предназначен для прохода жидкости к исполнительному органу привода при наличии давления нагнетания и запирания жидкости в полостях исполнительного органа при отсутствии давления нагнетания.

Реле давления контролирует уровень давления масла в гидросистеме, подавая электрический сигнал.

Манометры служат для визуального контроля давления.




2 ВЫБОР ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА, РАСЧЁТ ВХОДНЫХ И ВЫХОДНЫХ ПАРАМЕТРОВ
Гидравлический цилиндр выбираем из каталога [3] при соблюдении следующих условий:

       

где  и - соответственно паспортное и заданное значения толкающего номинального усилия на штоке;

  и - соответственно паспортное и заданное значения максимального хода штока гидроцилиндра;

 и -соответственно паспортное и заданное максимальные значения скорости движения штока.

Выбираем гидроцилиндр с двухсторонним расположением штоков Г22-23, имеющий техническую характеристику:

D=50 мм; d=16 мм; =500 мм; =10500 Н; =1,5 ; =0,95; m=2,8 кг при номинальном давлении .

=10500 Н>=8157 Н;

         =1,5 >=0,57 ;

=500 мм>=495 мм.

Для выбранного типоразмера гидроцилиндра определяем расчётные значения необходимого перепада давления  и объёмного расхода жидкости  на входе в гидроцилиндр и - на выходе.

Эффективные площади поршня:

.

Необходимый перепад давления:

.

Расход жидкости:

,

где - необходимый перепад давления, ;

- давление в нагнетательной полости гидроцилиндра, ;

- давление в сливной полости гидроцилиндра,  (при выборе гидроцилиндра предполагается, что );

- диаметр поршня гидроцилиндра, м;

- диаметр штока гидроцилиндра, м;

- механический КПД гидроцилиндра;

 и - соответственно объёмные расходы жидкости на входе (в нагнетательном трубопроводе) и на выходе (в сливном трубопроводе) гидроцилиндра,;

Для гидроцилиндра с двухсторонним расположением штоков, если штоки имеют одинаковый диаметр и в кинематической паре «поршень-цилиндр» установлены уплотнения, объёмные расходы жидкости на входе  и на выходе  из гидроцилиндра одинаковы.
3 ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ТРУБОПРОВОДОВ
Гидравлический расчёт трубопроводов заключается в выборе оптимального внутреннего диаметра трубы и в определении потерь давления по длине трубопровода.

Расчётное значение внутреннего диаметра трубы



где Q- расчётный объёмный расход жидкости в трубопроводе,

[u]- допускаемая скорость движения жидкости,

- диаметр трубы, м.
Допускаемая скорость движения жидкости в нагнетательном трубопроводе гидропривода выбирается по нормативным данным, изложенным в таблице 3.1 метод. указаний, в зависимости от расчётного перепада давления р на исполнительном органе привода ([u]=3м/c). Для сливного трубопровода допускаемая скорость движения жидкости принимается [u]=2м/с, а для всасывающего- .

.

Из справочной литературы [1] выбираем внутренний диаметр бесшовной холоднодеформируемой трубы так, чтобы действительный внутренний диаметр трубы  был равен расчётному значению  или больше него, т.е.



Принимаем бесшовные холоднодеформируемые трубы на нагнетательном и сливном трубопроводе:

труба  имеющая наружный диаметр 25 мм, толщину стенки 2 мм и внутренний диаметр мм.

Определяем действительную скорость движения жидкости в нагнетательном и сливном трубопроводах:



где Q- объёмный расход жидкости в трубопроводе,

Потеря давления при движении жидкости по нагнетательному трубопроводу (участок АБ) и сливному трубопроводу (участок ВГ) определяется:



где  - потеря  давления,  - коэффициент сопротивления; 

- плотность рабочей жидкости, ;  - длина участка трубопровода,   - внутренний диаметр выбранной трубы,   - действительная скорость движения жидкости по участку трубопровода,

Коэффициент сопротивления

,

где  - число Рейнольдса.

Число (критерий) Рейнольдса

,

где  - кинематический  коэффициент  вязкости  рабочей  жидкости, . 
4 РАСЧЁТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В МЕСТНЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СОПРОТИВЛЕНИЯХ
Участки трубопровода, при прохождении жидкостью которых вектор скорости изменяется или по величине, или по направлению, называются местными гидравлическими сопротивлениями (например, внезапное или плавное расширение или сужение, изменение направления движения жидкости и т.д).

Потеря давления при прохождении местного гидравлического сопротивления



где  - скорость движения потока жидкости после прохождения местного гидравлического сопротивления,  (если поперечное сечение трубопровода не изменяется, то принимается скорость движения жидкости в трубопроводе);  - коэффициент местного гидравлического сопротивления.

Для выбора некоторых значений коэффициента  можно воспользоваться таблицей 4.1 метод. указаний.

=1,2; =0,52; =0,28; =0,15.
Суммарные потери давления в местных сопротивлениях  при последовательном их соединении определяются как сумма потерь давления в отдельных сопротивлениях:



=(2×1,2+4×0,52+3×0,28+4×0,15)×=0,022×.

=(1×1,2+5×0,52+4×0,28+3×0,15)×.       
5 ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ
Гидравлическая аппаратура выбирается из справочника [3] при соблюдении следующих условий:



где  и  - соответственно номинальное паспортное давление гидроаппарата и расчетный перепад давления на исполнительном органе привода;

 и  - соответственно номинальный паспортный объемный расход гидроаппарата и расчетный максимальный расход на входе в исполнительный орган привода.

При выборе гидроаппаратуры можно воспользуемся таблицами 5.1 … 5.10 метод. указаний.

Для выбранного типоразмера гидроаппарата определяется действительная потеря давления при прохождении расчетного расхода через гидроаппарат:

         Коэффициент обратной связи

         Эффективная площадь основного золотника
.
         Жесткость пружины основного золотника
,
где    Lз – перемещение основного золотника.
Постоянная времени потенциометра


где    m – масса основного золотника, .
Относительный коэффициент демпфирования колебаний




где    f – приведенный коэффициент вязкого трения, .
         Передаточная функция основного золотника

Т.к. дроссель расположен на выходе исполнительного органа:

        






                               

                              12.2 Передаточная функция гидроцилиндра.

где    Кгц – коэффициент передачи,


Постоянная времени гидроцилиндра


где    m – масса подвижных частей (поршня со штоком и рабочего  органа машины, (m задается в килограммах , т.е. необходимо принять m×9,81).

Сгц – коэффициент динамической жесткости гилроцилиндра,


    где Епр – приведенный модуль упругости стенок гидроцилиндра и жидкости,  

Lгц – длина хода поршня гидроцилиндра.
Относительный коэффициент демпфирования колебаний


где    f – приведенный коэффициент вязкого трения, 

.
Передаточная функция гидроцилиндра может быть представлена:



            12.3 Передаточная функция обратной связи по скорости
         Обратная связь обеспечивается тахогенератором ТД – 101. Его ротор связан с выходным валом (штоком) исполнительного органа привода зубчатой передачей, обеспечивая на выходе при максимальной заданной скорости +24 В. На вход усилителя – сумматора подается напряжение +24 В.

         Тогда передаточная функция обратной связи
Wо.с (Ps) = Kо.с = 1.
12.4 Передаточные функции корректирующих устройств
         Для повышения запаса устойчивости системы и улучшения качества переходного процесса в систему вводится параллельная коррекция с помощью дифференцирующих звеньев, имеющих следующие передаточные функции:

         где    Т₁ и Т₂ – постоянные времени корректирующих устройств.


Перечень ссылок
1        Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя : В 3 т. – М:

     Машиностроение, 1980. – Т. З. – 560 с.
2        Башта Т. М. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. – М.: Машиностроение, 1982. – 422 с.
3        Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы: Справочник. – М.: Машиностроение, 1988. – 512 с.
4   Методические указания к курсовой работе по дисциплине “Исполнительные механизмы и регулирующие органы”, Е.Ф. Чекулаев, ДГМА, Краматорск, 2000




 Министерство образования и науки Украины

Донбасская государственная машиностроительная академия

Кафедра ”Автоматизация производственных процессов”
Расчетно – пояснительная записка

 к курсовой работе по дисциплине

“Исполнительные механизмы и

регулирующие органы”
Выполнил:

студент группы

АПП97-1                                                                                  Комаров В .Н..
Руководитель:

доцент                                                                                       Чекулаев Е. Ф.                                                                                                       

Краматорск 2001