--PAGE_BREAK--2. Расчет и выбор элементов гидропривода
2.1 Выбор рабочей жидкости
Жидкость в гидроприводе предназначена для передачи энергии и надежной смазки его подвижных элементов. Жидкость подвергается воздействию в широких пределах давлений, скоростей и температур.
Так как рабочее давление 2,5 МПа и рабочая температура 450С, то рекомендуется применение масел с вязкостью 60-110сСт.
Опираясь на эти данные, выберем из таблицы 2.2 страница 6 («Расчет гидропривода») марку масла:
Индустриальное 20, ГОСТ 1707-51 для которого имеются следующие характеристики:
плотность 890 кг/м3, вязкость при температуре +500 С: 17…23 сСт, температура застывания -200С, температура вспышки 1700С, пределы рабочих температур 0…900С.
Найдем кинематический коэффициент вязкости по формуле:
(1)
где, — кинематический коэффициент вязкости см2/c при температуре , ˚С; n – показатель степени, приведенный в таблице 2.1 в зависимости от вязкости, в градусах Энглера, при температуре +50˚С.
Вязкость масла в градусах Энглера:
(2)
отсюдаn=1,99, следовательно, по формуле 1:
2.2 Определение рабочего давления
Рабочее давление в цилиндре гидродвигателя назначим ориентировочно от величины требуемого полезного усилияF:
так как номинальное усилие 4 кН, то в диапазоне F = 10-20 кН рекомендуется рабочее давление в диапазоне Рр (25-40)·105 Н/м2.
Выбор величины рабочего давления при проектировании гидропривода производится в соответствии с нормальным рядом давлений, установленным ГОСТом. При выборе, расчете и проектировании гидроприводов необходимо руководствоваться ГОСТ 15445-67 и МН 3610-625.
Из нормального ряда давлений примем рабочее давление Рр= 2,5 МПа, а пробное давление 3,8 МПа.
Рабочее давление определяет возможный длительный рабочий режим гидропривода, а на пробное давление производится его испытание.
3 Расчет основных параметров гидроцилиндров
3.1 Приближенный расчет основных параметров силового гидроцилиндра
Определим внутренний диаметр силового гидроцилиндра по формуле, мм:
, (3)
где F – полезная нагрузка, приведенная к штоку; Рр – рабочее давление в цилиндре, принимаемое в зависимости от F.
По вычисленному диаметру D подберем ближайший нормализованный.
Ближайшим нормализованным размером является 50. Следовательно, примем D =50мм.
Далее определим диаметр штока d в зависимости от величины хода поршня.
Рабочий ход поршня равен S =50мм. Так как S
(4)
По вычисленному значению диаметра штока примем ближайший больший, согласно ГОСТу 6540-68.
Ближайшим является 16. Значит, примем .
3.2 Уточненный расчет основных параметров силового гидроцилиндра
В процессе работы силового гидроцилиндра часть рабочего давления затрачивается на преодоление сил трения в конструктивных элементах гидроцилиндра, силы противодавления, динамических нагрузок, возникающих при разгоне и торможении поршня гидроцилиндра.
Полезные и дополнительные нагрузки определяют величину усилия, развиваемого гидроцилиндром, Н:
, (5)
где, – динамическая сила; – Статическая нагрузка.
Статическая нагрузка определяется при установившемся движении поршня:
, (6)
где F — полезная нагрузка, приведенная к штоку поршня; – сила трения в конструктивных элементах; – сила противодавления.
Определим величину каждого элемента, входящего в формулы, т.е. , , .
Сила трения в конструктивных элементах расходуется на преодоление механических сопротивлений – трение в манжетах, поршневых кольцах:
Сила трения уплотнения манжетами равна, Н:
, (7)
где – коэффициент трения, принимаемый для резиновых манжет
= 0,03…0,032; – диаметр контактной поверхности (поршня); – длина контактной поверхности, мм; Рр – рабочее давление в гидроцилиндре.
Длина контактной поверхности принимается в зависимости от диаметра поршня или штока по таблице 3.1.(«Расчет гидропривода»):
ширина уплотнения равна 7,5 мм для штока, для поршня равна 10.
,
, (8)
где – толщина (радиальная) сечения набивки, мм.
Зная, все эти данные мы можем определить силу трения уплотнения манжетами по формуле (7):
Число манжет определим из таблицы 3.2 («Расчет гидропривода»), опираясь на диаметр поршня и давление:
диаметру 50 мм и давлению 2,5 МПа соответствует числу манжет равным 3.
Силу трения для поршневых колец можно подсчитать по формуле, Н:
, (9)
где – коэффициент трения кольца о стенку цилиндра (примем равным 0,07 т.е. для быстрого движения); b – ширина поршневого кольца;Рр– рабочее давление в цилиндре; Рк – среднее удельное давление на поверхности цилиндра, создаваемое упругими силами (Рк = 0,6·105 Па);i – число поршневых колец. Ширину поршневого кольца выберем из таблицы 3.3 («Расчет гидропривода»):
Так как диаметр поршня порядка 50 мм, то примем b = 2,8мм, глубина канавки равна 2,7 мм.
Число колец найдем по таблице 3.4 в зависимости от величины давления:
для диаметра 50 мм и давления 2,5 МПа число поршневых колец равно 2.
Зная все эти данные, найдем силу трения для поршневых колец с использование формулы (9):
Определим суммарное усилие трения цилиндра, Н:
(10)
Определим силы противодавления, Н/м2:
Примем .
Сила противодавления определится, Н:
, (11)
где – площадь сечения поршня.
Следовательно, решение формулы (11):
Подставляя данные в уравнение (6), определим статическую нагрузку:
(5.1),
Динамическая сила, Н:
, (12)
где, – приведенная к поршню силового цилиндра масса, кг; – время ускорения или замедления движения, с; – изменение скорости, м/c.
(13)
где – плотность стали, L=0,03.
Подставляя данные в формулу (13), найдем приведенную массу, кг:
,
, (14)
где – рабочий ход, м; – время рабочего хода, с.
Подставляя найденные значения в выражение (12), получим:
(12.1)
Зная все эти данные, определим величину усилия, развиваемого гидроцилиндром (формула (12)), использовав данные выражений (5.1) и (12.1):
Далее по вычисленному усилию Т и принятому рабочему давлению уточняем диаметр силового гидроцилиндра, м:
(15)
Следовательно, решение формулы (15):
Примем D = 50 мм.
Определим толщину стенок корпуса тонкостенного гидроцилиндра изготовленного из вязкого материала (латунь), мм:
, (16)
где σ – допустимое напряжение материала на растяжение, Рп – пробное давление, .
При давлении рабочей жидкости ниже 10 МПа можно использовать алюминиевые трубы или литье из серого чугуна с МПа.
Наш цилиндр тонкостенный, так как DH/D
Рассчитаем толщину донышка, причем донышко примем плоское, мм:
(17)
Итог формулы (17):
3.3 Расчёт гидроцилиндра на устойчивост
ь
Допускаемая нагрузка из условий устойчивости, Н:
, (18)
где, К — коэффициент, учитывающий возможное повышение давления в гидросистеме К = 1,15; nц – запас устойчивости, принимаемый в зависимости от материала и назначения цилиндра, для чугуна 4…5, примем К = 4,5.
Критическую силу определим по формуле Эйлера, Н:
, (19)
где Е — модуль упругости материала, Е = 22·104МПа; l – полная длина цилиндра с выдвинутым штоком, l = 110 мм; С- коэффициент учета заделки концов цилиндра и штока, С = 2.
Момент инерции цилиндра:
, (20)
где DH – наружний диаметр цилиндра; D -внутренний диаметр цилиндра. Итог формул (20), (19) и (18):
,
,
.
Из условия устойчивости гидроцилиндра определим допустимое давление жидкости в цилиндре, МПа:
, (21)
Цилиндр является устойчивым, так как рабочее давление меньше допускаемого, т.е. 1·107
4 Подбор гидромотора
Аксиально-поршневой гидромотор Г15-24
1. Рабочий объем, 68,4;
2. Номинальное давление, 5;
3. Номинальный крутящий момент, 50;
4. Скорость вращения, 1000;
5. Механический КПД, 0,895;
6. Объемный КПД, 0,95;
7. Полный КПД, 0,85.
5. Подбор трубопроводов
Функциональная связь гидроагрегатов в системе гидропривода осуществляется с помощью трубопроводов различной конструкции. Несмотря на относительную простоту этих элементов, от их правильного выбора зависит надежность работы гидропривода. Большая часть трубопроводов и присоединительной арматуры нормализованы.
Соединительный трубопровод гидропривода разделяют на 3 части: всасывающий и напорный трубопроводы, сливная магистраль. Всасывающим трубопроводом принято называть участок трубопровода гидропривода соединяющий насос с баком. Участок трубопровода, по которому жидкость от насоса поступает в гидравлический двигатель, называется напорным или нагнетательным; участок трубопровода, по которому жидкость отводится из рабочей полости гидродвигателя в резервуар, называется сливным.
Основной характеристикой трубопровода является его условный проход (номинальный внутренний диаметр). Исходными параметрами для определения номинальных внутренних диаметров трубопроводов являются: рабочее давление, расход гидродвигателя,скорость движения рабочей жидкости в данной части трубопровода.
5.1 Определение расхода
При подаче жидкости в бесштоковую полость гидроцилиндра расход , определяется по формуле:
, (22)
где – диаметр гидроцилиндра, ;
– рабочий ход поршня, ;
– время, необходимое для совершения рабочего хода, .
Подставляя числа в выражение (22), получим:
Подача насоса должна быть больше расхода, обеспечивающего требуемую скорость рабочего органа гидродвигателя, на величину потерь расхода и приближенно принимается равной:
(23)
Подставив численные значения, получим:
В дальнейших расчетах нам придется применять значение расхода в литрах в минуту. Переведем расход,:
Переведем подачу,:
5.2 Допустимые скорости движения жидкости в трубопроводах
В трубопроводах гидропривода рекомендуются следующие величины допустимых скоростей:
- всасывающего трубопровода ;
- нагнетательного трубопровода ;
- сливного трубопровода .
5.3 Условный проход трубопроводов
При известном расходе и допустимой для соответствующего трубопровода скорости движения жидкости, условные проходы определяются по формуле:
(24)
Подставляя соответствующие значения допустимых скоростей, получим условные проходы:
Для всасывающего трубопровода, :
Для нагнетательного трубопровода, :
Для сливного трубопровода, :
Полученные значения диаметров округляются до ближайшего большего значения по ГОСТ 16516-70. Примем следующие значения диаметров трубопроводов, : , ,
После принятия окончательного значения диаметров трубопроводов, рассчитаем реальные скорости движения жидкости в них, ::
(25)
Подставляя соответствующие значения диаметров, получим скорости:
Для всасывающего трубопровода:
Для нагнетательного трубопровода:
Для сливного трубопровода:
При величинах условного прохода менее 30 мм, применяются стальные, бесшовные, холоднотянутые и холоднокатаные трубы (ГОСТ8734-58). Примем материал для изготовления труб: Сталь 20.
Вычислим толщину стенки трубы по формуле:
, (26)
где – предел прочности при растяжении (сопротивление на разрыв), для выбранного материала, (принимается по таблице 5.1 [1]):
Подставляя в формулу значения диаметров трубопроводов, получим толщину их стенок, :
,
,
продолжение
--PAGE_BREAK--5.4 Соединение трубопроводов
Трубопроводы, из которых монтируют гидролинии в гидроприводах, по конструкции можно разделить на жесткие и гибкие.
Жесткие трубопроводы в основном изготовляют из стальных бесшовных холоднотянутых труб или из труб цветных металлов: медь или алюминий.
В гидроприводах применяют следующие типы соединений:
а) пайка (сварка) — в машиностроении применяется редко, только для трубопроводов, не подлежащих демонтажу;
б) соединение с развальцовкой используют для труб диаметром . Соединение отличается простотой, но может применяться при давлении не более и имеет ограниченное число повторных демонтажей вследствие затвердения материала и порчи развальцованной части трубы;
в) соединение трубопроводов по внутреннему конусу применяется для гидросистем с рабочим давлением до при необходимости частого демонтажа гидролинии. Этот тип соединения наиболее широко применяется в гидросистемах тракторов, дорожных и строительных машин;
г)соединение трубопроводов с врезающим кольцом распространено в гидросистемах, работающих при высоких давлениях. Соединение простое по конструкции и обеспечивает надежную герметизацию при давлениях до ;
д) фланцевое соединение трубопроводов применяется для стальных труб, диаметром свыше .
Типы и размеры арматуры соединительных частей трубопроводов указаны в ГОСТ 16039-70 16078-70, ГОСТ 15063-70 15804-70, ГОСТ 4233-67.
Гибкие трубопроводы применяют для соединения элементов гидропривода, которые расположены на подвижных частях и могут перемещаться относительно друг друга.
В качестве гибкого трубопровода в основном применяют резинотканевые шланги, называемые рукавами высокого давления (РВД). В зависимости от количества металлических оплеток рукава высокого давления делятся на три типа: 1 тип – с одной металлической оплеткой, рассчитанный на давление до ; 2 тип – с двойной оплеткой, рассчитанный на давление до ; 3 тип – с тройной оплеткой, применяется при внутреннем диаметре до . Основные размеры РВД даны в ГОСТ 6286-73.
Для заданных условий работы гидросистемы гибкие трубопроводы могут быть выбраны из специальной литературы [8,10].
5.5 Выбор гидроаппаратуры
Тип и марку отдельных элементов гидроаппаратуры, выбирают (таблица 6.4 [1]) по давлению на их входе и фактическому расходу, проходящему через них.
В технических характеристиках гидроаппаратов приводится потеря давления при определенном (номинальном) расходе . Как правило, не удается подобрать гидроаппарат, у которого фактический расход соответствует , а значит и потери давления фактические будут отличаться от .
Фактические потери давления рассчитываются простым суммированием потерь давления в каждом гидравлическом устройстве. Эти данные берутся из таблицы 6.4 [1]. Но так как не все выбранные гидроаппараты имеют номинальный расход, соответствующий требуемому, то и фактические потери давления будут отличаться от номинальных.
Определить фактические потери можно по формуле:
(27)
Перед определением потерь, необходимо выбрать тип и марку гидроаппаратуры на данном участке гидропривода. Выбирают их по расходу (таблице 6.4 [1]).
На данном участке находится следующая гидроаппаратура:
1. Напорный золотник с обратным клапаном Г56-23;
2. Реверсивный золотник Г72, Г73-12;
3. Золотник с ручным управлением Г 74-12;
4. Фильтр 0,08 Г 41-13
6. Определение потерь давления и объемных потерь в системе гидропривода
6.1 Определение потерь давления
При движении жидкости по трубопроводам гидропривода, при прохождении жидкости через контрольно-регулирующую и распределительную аппаратуру возникают потери давления. Поэтому давление выбранного насоса должно быть достаточным для обеспечения необходимого усилия или крутящего момента гидродвигателя и преодоления потерь давления, возникающих в трубопроводах, клапанах, дросселях и т. д.
Суммарные потери давления в гидросистеме гидропривода определяются по зависимости:
, (28)
где – потери давления при трении движущейся рабочей жидкости в трубопроводах;
– потери давления в местных сопротивлениях трубопроводов;
– потери давления в гидроаппаратуре.
Потери давления на трение жидкости в трубопроводах складываются из потерь на отдельных участках трубопровода:
, (29)
где – потери давления в трубопроводе нагнетания;
– потери давления в трубопроводе всасывания;
– потери давления в трубопроводе слива.
Потери давления на отдельных участках трубопроводов рассчитываются по формуле:
, (30)
где – коэффициент сопротивления жидкости;
– длина участка трубопровода, ;
– внутренний диаметр трубопровода, ;
– плотность рабочей жидкости, для выбранной жидкости (см. пункт 2.2) ;
– скорость жидкости на рассматриваемом участке трубопровода, .
Для определения коэффициента сопротивления трения предварительно определяется число Рейнольдса:
, (31)
где – коэффициент кинематической вязкости жидкости, . Для выбранного масла:
Подставив значения внутренних диаметров и скоростей жидкости в формулу (31), получим числа Рейнольдса для отдельных участков трубопровода:
Для всасывающего трубопровода:
Для нагнетательного трубопровода:
Для сливного трубопровода:
Как видим, значения числа Рейнольдса для всех участков трубопровода превышают критическое значение , значит, режим движения в них является турбулентным и коэффициент сопротивления для стальных труб рассчитывают по формуле Блазиуса:
(32)
Абсолютная шероховатость ∆ определяется по таблице 6.2[1]. Примем ∆=0,04, для стальных горячекатаных труб ГОСТ 8732-70.
Для всасывающего трубопровода:
Для нагнетательного трубопровода:
Для сливного трубопровода:
Подставляя все полученные значения в формулу (30), получим: ,,
Суммируя полученные результаты по формуле (29), получим результирующие потери на трение, :
Потери давления в отдельных местных сопротивлениях трубопровода получаются путем сложения потерь в отдельных местных сопротивлениях, которые определяются по формуле:
, (33)
где – коэффициент местного сопротивления (по таблице 6.3 [1]), ;
– поправочный коэффициент, зависящий от числа Рейнольдса и определяемый по рисунку 6.1 [1].
Из исходных данных известно, что в магистрали встречаются 4 плавных поворота и 2 резких.
Для плавных поворотов коэффициент местного сопротивления, :
Для резких поворотов коэффициент местного сопротивления, :
Тогда общий коэффициент местного сопротивления, :
Теперь можно вычислить местные потери в нагнетательном и сливном трубопроводах, :
,
,
Тогда суммарные потери в местных сопротивлениях (), найдем по формуле:
(34)
Подставив числовые значения, получим:
Суммарные потери в гидроаппаратуре () с учетом формулы (27) будут равны:
Зная все нужные значения, подставим их в выражение (28), получим общие потери давления в гидросистеме, :
6.2 Определение объемных потерь в системе гидропривода
Объемные потери в гидроприводе происходят вследствие утечек жидкости через зазоры в элементах гидропривода. Примером объемных потерь может служить утечка жидкости в рабочем цилиндре между стенками цилиндра и поршнем, утечка жидкости в золотнике.
Общие потери в гидроприводе складываются из потерь в насосе , гидродвигателе , которые в зависимости от типа гидродвигателя, являются потерями в гидроцилиндре , потерь в золотниковом распределителе .
(35)
Приближенное значение перечисленных потерь можно выразить через удельную утечку, являющуюся потерей расхода приходящейся на один давления.
, (36)
где – удельная утечка жидкости в насосе, см3/мин МПа;
– удельная утечка жидкости в гидроцилиндресм3/мин МПа;
– удельная утечка жидкости в золотниковом распределителе,см3/мин МПа;
– давление, развиваемое насосомПа;
– давление в гидроцилиндре принимается равным рабочему давлению , Па;
– давление в золотниковом распределителе принимается равным рабочему давлению , Па.
Давление, развиваемое насосом:
, (37)
где – потери давления;
– рабочее давление.
Подставив численные значения, получим:
Подставляя числа в формулу (36), получим объемные потери в гидросистеме, : .
7. Выбор насоса
Объемный насос, применяемый в гидроприводе, предназначен для преобразования энергии привода в энергию жидкости в виде давления и подачи жидкости в гидродвигатель, создавая усилие (крутящий момент) на рабочем органе и обеспечивая скорость его движения.
Выбор насоса производят по давлению, (см. пункт 6.2):
,
и расходу, :
, (38)
где – потери расхода;
– расход жидкости, поступающей в гидроцилиндр (см. пункт 5.1).
Подставляя числа, получим:
По таблице 7.1 [1] выберем шестеренный насос НШ-10 с номинальным давлением – , подачей – и скоростью вращения – . Для дальнейших расчетов, запишем его КПД: объемный – , механический – , полный – .
8. Расчет параметров пневмогидроаккумулятора
Расчет параметров пневмогидроаккумулятора проводят на основе уравнения политропы, охватывающего все возможные состояния газа:
(39)
Обозначим общий объем аккумулятора , объем газа , в конце зарядки при давлении , объем в конце разрядки аккумулятора при давлении . Здесь – полезный объем, аккумулятора; определяемый по формуле:
, (40)
где – подача насоса;
– время зарядки, равное 10-15 с.
Подставим численные значения и получим, м3:
Объем газа, м3:
(41)
Показатель политропы п зависит от условий работы аккумулятора (теплообмен, продолжительность разрядки) и в качестве средних значений его можно принять 1,1 — 1,3. Минимальное давление газа:
, (42)
где – рабочее давление (в гидроцилиндре).Отношение давлений , принимают равным 0,5 — 0,7.
,
Подставим численные значения в формулу (41) и получим:
Для обеспечения надежной работы гидросистемы необходимо иметь количество жидкости в аккумуляторе несколько больше полезного объема.
, (42)
где – коэффициент, равный 1,2 — 1,5.
Полный объем аккумулятора, м3:
, (43)
продолжение
--PAGE_BREAK--