1. 

2.  Техническое задание
Вариант индивидуального задания на курсовую работу приведен в табл.1. По табл.2 в соответствии с номером задания расшифровывается цикл работы оборудования. Предлагаемый набор элементов гидропривода, из которых необходимо составить принципиальную схему, приведен в табл.3. Номерам элементов в табл.3 соответствуют номера устройств, условные графические обозначения которых представлены ниже. Основные технические параметры проектируемого привода приведены в табл.4.

Для выполнения курсовой работы необходимо по заданному циклу
из предложенного набора элементов составить принципиальную гидравлическую схему машины и привести подробное описание ее работы, особо отметив при этом управление циклом. Для указанных в задании технических параметров привода произвести необходимые расчеты, на основании которых по каталогам и справочной литературе выбрать нормализованные устройства и аппараты. Построить график потерь давления на заданном преподавателем участке.

                                                                          

    Таблица 1

Номер задания	Элементы цикла работы
22	1-4-5-8-9-5-1

Таблица 2

Номер элемента цикла	Наименование элементов цикла
1                 4                 5                   8                 9	Исходное положение "СТОП" Быстрый подвод Рабочая подача Реверс Быстрый отвод

Таблица 3

Номер задания	Номера элементов гидропривода
22	1,5,21,24,26,29,38,38,39,40

                     

                                                                                                  Таблица 4                                                                                      

Номер задания	Нагрузка на рабочем органе машины R, Н или М, Н*м	Максимальная рабочая подача V,м\с или ω, рад/с	Скорость быстрых перемещений Vmax, м\с или  ωmax, рад/с	Диаметр поршня гидроцилиндра D,м	Диаметр штока d, м	Максимально допустимая температура масла в баке  tМ, ˚С
22	6000	0,04	0,10	0,065	0,035	50

Условное графическое обозначение элементов гидропривода

1 – насос постоянной производительности с постоянным направлением потока;
5 – гидроцилиндр двухстороннего силового действия с односторонним штоком;




21 – регулятор расхода с предохранительным клапаном;

24 – распределитель 2\2 с управлением от электромагнита и пружинным возвратом;

26 – распределитель 4/2 с управлением от двух электромагнитов;





29 – распределитель 3/2 с управлением от электромагнита и пружинным возвратом;





38 – фильтр для очистки жидкости





39 – манометр





40 – бак
3.   Разработка принципиальной гидравлической схемы привода
Составляем принципиальную гидросхему привода, используя выше приведенные элементы.

В данной схеме применен дроссельный способ регулирования скорости жидкости. Характерным для этого способа регулирования  является превышение производительности насоса над максимально необходимым расходом масла через гидродвигатель. При таком условии избыточная часть жидкости отводится от насоса через предохранительный клапан в бак.

Настройка и контроль давления в системе производится  с помощью манометра МН. Движение потока жидкости в системе регулируется с помощью распределителей Р2 и Р3.Распределитель Р3 предназначен для работы в двух положениях: 1) обеспечивает движение жидкости при рабочей подаче; 2) позволяет реверсировать движение рабочих органов. Для смены положения распределитель Р3 с двух сторон оснащен магнитным управлением. Распределитель Р2 также является двухпозиционным. Но вторая позиция распределителя Р2 предназначена для быстрого отвода жидкости (первая также как у Р3). Управление распределителя Р2 отличается от Р3. С одной стороны у него расположен магнит, а с другой пружина, обеспечивающая  возвращение распределителя в исходное положение. Для настройки скорости рабочего органа и поддержания её постоянной  в напорном трубопроводе расположен регулятор расхода РР.

Необходимая чистота масла в системе обеспечивается с помощью фильтров  Ф1 и Ф2. Фильтр Ф1 предназначен для исключения попадания каких-либо частиц из бака в систему. Но так, как  загрязнение масла в системе может происходить не только из бака (цилиндр, дроссель, распределитель и т.п.), то в сливном трубопроводе установлен фильтр Ф2 для предотвращения попадания частиц в бак из системы и повторного прогона их по ней.
Описание работы гидропривода:

	ЭМ1	ЭМ2	ЭМ3	ЭМ4
Исходное положение "СТОП"	-	-	-	+
Быстрый подвод	-	+	+	-
Рабочая подача	-	+	-	-
Реверс	+	-	-	-
Быстрый отвод	+	-	+	-

Так как значение рабочего давления жидкости P ≤ 6,3 МПа при средних скоростях рабочего органа машины вязкость масла выбирается в пределах (20-40)∙10^-6 м²/с. По табл.1 [1] принимаем масло:

Обозначение	Кинематическая вязкость при темп. 50˚ ν, м2/с	Плотность ρ, кг/ м3
ИГП-30	30∙10-6	885

3.2 Определение потерь давления на участке гидросистемы

Потери давления делятся на два вида: потери давления по длине, возникающие преимущественно на прямолинейных участках гидролиний и обусловленные действием сил гидравлического трения, и потери на местных сопротивлениях, причиной которых является деформация потока жидкости при прохождении через аппараты, устройства и соединительную арматуру. Потери давления зависят, при прочих равных условиях, от режимов движения жидкости, а также от разме­ров и шероховатости внутренних поверхностей трубопроводов. Наи­большее влияние на величину потерь давления оказывает скорость течения жидкости.

Максимальную скорость течения жидкости в гидролиниях ограни­чивают величиной 10-15 м/с. Превышение указанных пределов приводит к существенному увеличению потерь давления и может вызвать образование местных зон пониженного давления (кавитацию). Необо­снованное занижение скорости течения жидкости приводит к увели­чению диаметров трубопроводов и, следовательно, к увеличению массы и габаритов всего привода.

Принимаем рекомендуемые значения скорости масла:

-               для всасывающих гидролиний, по которым масло движется к насосу

υ_вс=1 м/с;
-               для нагнетательных (напор­ных) гидролиний, соединяющих насос с гидродвигателем в зависимос­ти от рабочего давления (т.к. Р≤5 МПа)

υ_н=3 м/с;
-               для сливных гидролиний, по которым отработанная жидкость возвра­щается в бак                             

υ_сл = 1,5 м/с.
Определяем ориентировочный  максимальный расход масла Q

Определяем значение внутренних диаметров трубопровода d на всех участках гидросистемы:

Примечание: полученные значения диаметров округляем до ближайшего  большего  из нормального ряда табл.2 [1].



Определяем действительные максимальные скорости течения масла на различных участках системы:

3.3 Определение режима движения жидкости

Режим течения на отдельных участках гидросистемы определяется безразмерным числом Рейнольдса Re. Для трубопроводов (каналов) круглого сечения



где υ_м - скорость течения масла на рассматриваемом участке гидросистемы при обеспечении рабочей подачи выходного звена привода, d
- номинальный внутренний диаметр трубопровода рас­сматриваемого участка гидросистемы; ν - кинематическая вязкость жидкости.

Различают два режима течения жидкости: ламинарный, при кото­ром частицы жидкости движутся параллельно стенкам трубопровода, и турбулентный, когда движение частиц приобретает беспорядочный характер. Переход от ламинарного режима к турбулентному происхо­дит при определенных условиях, характеризуемых критическим числом Рейнольдса Re
_кр
: поток ламинарный, если Re
< Re
_кр, поток турбулентной, если Re
>
Re
_кр. Для круглых гладких труб Re
_кр = 2100-2300, для гибких рукавов (шлангов) Re
_кр = 1600.

Предпочтительным является ламинарный режим течения жидкости, при котором потери давления минимальны. Следует избегать режимов  близких к  Re
_кр
, так как при длительной работе оборудования может возникнуть пульсация давления, нарушение стабильности расходов на отдельных участках системы, повышенный нагрев жидкости и другие нежелательные явления.
На всех трех участках гидросистемы  режим течения жидкости является ламинарным, т.к. Re
<
Re
_кр.

Потери давления по длине в трубах круглого сечения, как при ламинарном, так и при турбулентном режимах течения масла определяют по общей формуле      



где λ - коэффициент гидравлического трения; l
и d
- длина и диаметр трубопровода рассматриваемого участка гидросистемы; υ
_м
- скорость течения масла на рассматриваемом участке гидросистем при ее работе в режиме рабочей подачи; ρ - плотность масла.

          Для ламинарного режима движения жидкости коэффициент гидравлического трения λ определяется по следующей зависимости

(к = 75 – для жестких трубопроводов):



Длины участков трубопроводов определяются в каждом конкретном случае исходя из габаритов проектируемого технологического оборудования, места расположения насосной станции и рабочих органов машины, способов монтажа гидрооборудования и других условий. Для технологического оборудования малых и средних типоразмеров можно принять длины участков в следующих пределах:



3.5 Определение потерь на местных сопротивлениях


Криволинейные участки трубопроводов, угловые, Т-образные, концевые соединения, гидроаппаратура создают местные сопротив­ления течению жидкости.

Потери давления в различных местных сопротивлениях на участ­ке гидросистемы определяют по формуле


где υ
_м  - скорость масла в местных сопротивлениях рассматривае­мого участка системы; ξ – коэффициент сопротивления (значения ξ см. табл. 3 [1]).

Виды и количество местных сопротивлений определяются по принципиальной гидравлической схеме привода, при этом учитываются влияние только тех сопротивлений, через которые поток жидкости проходит при обеспечении рабочей подачи подвижного органа машины.
Величины потерь давления ΔР для нормализованной гидроаппаратуры выбираются по табл.5 [1].



Суммарные потери давления при движении жидкости по участку гидросистемы складываются из потерь давления по длине гидролинии и потерь на местных сопротивлениях

3.6 Определение максимального давления жидкости на выходе из насоса
Давление в напорной полости гидроцилиндра, необходимое для преодоления заданной полезной нагрузки R, без учета сил инерции, определяется из уравнения равновесия сил на поршне:

,

где  T – суммарная сила трения, действующая при движении рабочего органа машины, которую при расчете можно ориентировочно принимать T=0,1R; p₂ – давление масла в сливной полости цилиндра, которое, если специально не предусматривается создание противодавления, определяется суммарными потерями давления в сливной гидролинии; F₁, F₂ – рабочие площади поршня гидроцилиндра, соответсвенно в напорной и сливной плоскостях.

Максимальное давление жидкости на выходе из насоса должно обеспечить необходимое для преодоления максимальной нагрузки на рабочем органе станка P
₁
в напорной полости гидродвигателя и скомпенсировать суммарные потери давления ΣΔР в напорной полости.


где


Максимальное давление в гидросистеме ограничивается соответ­ствующей настройкой предохранительного клапана, который устанав­ливается между напорной и сливной линиями сразу за насосом. Давление настройки предохранительного клапана обычно превышает рас­четное максимальное давление Р_н масла на выходе из насоса на 10-20%, что обеспечивает необходимый запас мощности привода





При этом меньший запас устанавливается для приводов среднего и высокого давления (5 МПа ≤ Р_н ≤10 МПа), и больший – для приводов

низкого давления (Р_н ≤2,5 МПа).
3.7 Определение минимально необходимой производительности насоса


В системах с дроссельным способом регулирования  скорости двигателей производительность насоса, а следовательно, и мощность, потребляемая им, постоянны. Характерным для этого способа является превышение производительности насоса над максимально необходимым расходом масла через гидродвигатель. При таком условии избыточная часть жидкости отводится от насоса через предохранительный клапан в бак.

При работе насоса, с ростом давления Р_н, его производительность Q
_н убывает в связи с увеличением внутренних утечек через зазоры в спряжениях  трущихся пар насоса.

Расход жидкости, создаваемый насосом в напорной гидролинии системы, на своем пути к гидродвигателю уменьшается вследствие утечек в аппаратах, имеющих напорные и сливные полости, а также дренажные гидролинии ( гидрораспределители, редукционные клапаны и т.п.).

При прочих равных условиях утечки зависят от величины зазора, соединяющего полости с разным давлением внутри устройства, от перепада давления и от вязкости рабочей жидкости. Они снижают скорость выходного звена привода, вызывают интенсивный разогрев жидкости и снижают экономичность привода.

Кроме внутренних утечек в насосе и в аппаратах, установленных в напорной гидролинии или подключенных к ней, имеют место потери расхода в

двигателях. Внутренние утечки в двигателе имеют направление, совпадающее с направлением рабочего потока жидкости, но, проходя через зазоры из напорной полости двигателя в сливную, эта жидкость не совершает полезной работы.

 Таким образом, необходимая минимальная производительность насоса определится по формуле


Выбираем конкретную модель насоса Г12-33М (Q
_н
=35,7 л/мин; Р_н=6,3МПа) по справочной литературе [3].

3.8 Выбор приводного электродвигателя насосной станции

В промышленных гидросистемах в качестве приводных двигателей для насосов обычно используют трехфазные асинхронные электродвигатели серии 4А.

Электродвигатель для продолжительного режима работы следует выбирать по номинальному режиму, определяемому подачей Q_Н насоса при максимальном давлении Р_Н нагнетания насоса, что соответствует элементу "Рабочая подача" цикла.

Необходимую мощность электродвигателя определяем по формуле



По вычисленному значению N
_Э  выбираем ближайший больший по мощности стандартный электродвигатель 4АМ132М6УЗ (N
_Э
=7,5 кВт;
n
=1000 об/мин) [4]. При этом номинальная частота вращения вала электродвигателя должна соответствовать номинальной рекомендованной частоте вращения ротора выбранного насоса.

3.9 Тепловой расчет гидросистемы

В процессе  работы станка часть мощности приводного электродвигателя в конечном итоге затрачивается на перемещение рабочих органов и преодоление полезной нагрузки, а остальная мощность расходуется на преодоление различного рода сопротивлений в гидроприводе и механизмах машины, и превращается в теплоту, поглощаемою преимущественно маслом, что вызывает его нагрев и нежелательное уменьшение вязкости.

Потери мощности в гидроприводе, являющиеся причиной разогрева масла, определяются по формуле


С некоторым допущением считают, что полученная маслом теплота отдается в окружающую среду через поверхности масляного бака. Для улучшения теплопередачи рекомендуется выполнять наружные стенки бака с ребрами, значительно увеличивающими площадь F.

Вычисляем необходимый для поддержания устойчивого теплового баланса объем V масла в баке:


где α – коэффициент теплопередачи от стенок бака окружающему воздуху (α = 40-60 Вт/(м^2˚С));

       Δt – превышение установившейся температуры масла в баке над температурой окружающей среды



где t_м – заданная максимально допустимая температура масла в баке (см. табл.4);

            t₀ –температура окружающей среды (t₀=20^˚С).

При проектировании промышленных гидроприводов рекомендуется V масла в баке ориентировочно определять из условия обеспечения 120-130 секундного расхода насоса

Так как объем вычисленный по формуле (*) превышает значение объема, вычисленное по формуле (**), то в системе необходима установка теплообменника.