Расчет объемного гидропривода

Министерство образования и  науки Российской Федерации

ФГБОУ ВПО «Сибирский государственный  технологический

университет»

     Кафедра  использование водных ресурсов

 

 

 

 

Курсовая работа

 

 

 

РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

     Руководитель:

                                                                           _______________Андрияс А.А.

         (подпись)

    __________________________

(оценка, дата)

     Разработал:

     Студент группы 1704

      ________________Изотченко В.В.

(подпись)

      ___________________________

(дата)

 

 

 

 

 

 

 

 

Красноярск, 2013

 

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

1. Выбор рабочей жидкости ………….…...................................................3

2. Рабочее давление в гидросистеме...........................................................3

3. Приближенный расчет основных  параметров силового

гидроцилиндра...............................................................................................3

4. Уточненный расчет основных параметров гидроцилиндра..................4

5. Расчет гидроцилиндра на устойчивость.................................................6

6. Выбор насоса..............................................................................................7

7.  Выбор направляющих и регулирующих элементов гидропривода.................................................................................................8

8. Выбор гидрораспределителя....................................................................8

9. Расчет трубопровода…………………………………………………….8

10. Расчет потери напора в системе гидропривода………………………9

11. Расчет объемных потерь в системе гидропривода…………………...11

12. Расчет КПД гидропривода……………………………………………..12

13. Определение полезного усилия  предаваемое рабочему органу…..…13

14. Тепловой расчет гидросистем………………………………………….13

15. Составление принципиальной  гидравлической схемы……………....14

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выбор рабочей жидкости

 

Марка рабочей жидкости	Показатели						Диапазон рекомендуемых  температур0С
	Кинематическая вязкость ν, сСт*, при температуре 0С				Температура застывания **,  0С	Плотность, кг/м3
	50	20	-20	-40
ГМ-50	4,5	-	-	866	-65	112	+5…+40

 

Рабочее давление в гидросистеме

 

 

При F= (30 ÷50)кН рабочее давление Р≤5МПа.

В соответствии с ГОСТ 12445-80 принимаем Р_Р =10 МПа.

 

Приближенный расчет основных параметров силового гидроцилиндра

 

Диаметр силового гидроцилиндра (без учета потерь давления на преодоление дополнительных нагрузок) определяют по формуле:

 

 

где    F - полезная нагрузка, приведенная к штоку;

         Рр - рабочее давление в цилиндре, принимаемое в зависимости от F

 

D=0,08 м.

По вычисленному в соответствии с формулой расчетному диаметру D подбирают ближайший больший нормализованный диаметр. Внутренний диаметр гидроцилиндров нормализован ГОСТ 6540-68 и имеет следующие значения в мм:

10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 3201 400 500 630 800

D =80мм.

Диаметр штока d определяется в зависимости от величины хода поршня S. Если выполняется условие S≤10D можно принимать:

 

при Pр ≤ 2.5 МПа                         d = (0,3 ÷ 0,35)D;

при Рр ≤ (6,4 ÷ 10) МПа             d= 0,5D;

при Рр ≤ (16 ÷25) МПа                d = (0,7 ÷ 0,75)D.

 

d=0,4D;

d=0,4*100=40мм;

принимаем d=40.

 

 

 

 

 

Уточненный расчет основных параметров гидроцилиндра

 

Полезные и дополнительные нагрузки определяют величину усилия развиваемого гидроцилиндром, Т'. Усилие, развиваемое гидроцилиндром   равно сумме  нагрузок  - статической Тс динамической - Тд,

 

Статическая нагрузка определяется при установившемся движении поршня по формуле

 

 

где    F - полезная нагрузка, приведенная к штоку поршня;

        Ттр - сила трения в конструктивных элементах;

         Тпр - сила противодавления.

 

Силу трения в уплотнениях из манжет V-образного профиля определяют по формуле:

τ_mu=πdlk,

где d – диаметр уплотняемого соединения; l – ширина уплотнения; k – удельная сила трения, равная 0,22 МПа.

τ_mu=3,14*0,1*0,01*0,22*10⁶=552,64H;

 

Силу трения при уплотнении резиновыми кольцами определяют по зависимости

.

 

где d - диаметр уплотнения;q_к - удельная сила трения на 1см длины уплотнения (н/см), определяется по графику.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

τ_рк=552*3,14*0,08=62,8Н.

 

Таким образом, суммарная сила трения Т_тр определяется в зависимости от выбранных типов уплотнений на штоке, то есть

 

 

T_тр= τ_рк+ τ_mu;

 

T_тр=62,8*4+552,64*5=3014,4Н

 

В машинах, станках, где рабочие давления малы, величину противодействия рекомендуется принимать в пределах P_пр=0,2÷0,3 МПа.

Силу противодавления определим  по формуле:

T_пр= P_пр*Ω,

где Ω - площадь сечения штоковой части гидроцилиндра (Ω=π(D²-d²)/4)

 

Ω=3,14(0,08² -0,04²)/4=0,004 м²

 

T_пр=0,2*10⁶* 0,004=800Н

 

По найденным значениям сил  определим статическую нагрузку:

 

T_c=50000+3014,4+800=53814,4H

 

Динамическую силу Тд, возникающую при разгоне и торможении, можно приближенно определить, пользуясь теоремой о количестве движении и импульсе сил:

                                                  

 

T_д=53814,4*0,01/9,8*0,01=5491,27Н

 

 

Определим усилие развиваемое гидроцилиндром T’:

 

T’=53814,4+5491,27=59305,67 H

 

 

 

 

По вычисленному усилию Т’ и принятому рабочему давлению уточним диаметр силового гидроцилиндра:

 

                                              

D_ц=√4*59305,67/3,14*10*10⁶=0,086 м

 

В соответствии с ГОСТ 6540-68 принимаем  D=0,10 м

Диаметр штока d=0,7*D=0,7*0,10=0,086м, принимаем d=0,1м

 

Толщина стенок корпуса гидроцилиндра  определяем по формуле:

 

t_c = R_k - R_o,

 

где R_k – наружный радиус корпуса гидроцилиндра; R_o – внутренний радиус корпуса гидроцилиндра, R_o = D/2

 

Наружный радиус гидроцилиндра  определяем по формуле:

 

                                            

где σ_р - допустимое напряжение на растяжение материала корпуса (40 МПа).

        Р_у - расчетное давление рабочей жидкости (P_у = 1,2P_p);

        Ro - внутренний радиус корпуса гидроцилиндра.

P_у = 1,2*10 = 12 МПа;

R_о = 0,1/2 = 0,05 м;

R_k = 0,05√(40+0,4*12)/(40-1,3*12) = 0,05м;

 

Толщину плоского донышка   корпуса определяется по формуле

                                               

 

T_д = 0,405*0,1√10/40 = 0,02 м

 

 

 

Расчет гидроцилиндра  на устойчивость

 

Определим опорную длину штока гидроцилиндра L₀:

L₀ = F_c*S,

где S – ход штока гидроцилиндра; F_c – фактор хода гидроцилиндра, зависящий от способа крепления гидроцилиндра (F_c = 2).

L₀ = 2*0,1 = 0,2 м;

По графику зависимости опорной  длины гидроцилиндра от усилия на штоке определим максимально допустимую длину штока гидроцилиндра L_max и сравним её значение с величиной L₀. При этом работоспособность гидроцилиндра (устойчивость штока) будет обеспечена в случае выполнения следующего условия:

L₀ ≤ L_max.

 

L_max = 1м;

Требуемое условие выполняется.

 

Выбор насоса

 

P_н = Р_р + ∑∆Р,

где P_p – рабочее давление; ∑∆Р – сумма всех потерь давления в системе гидропривода.

∑∆Р = (0,1÷0,2)Р_р;

∑∆Р = 0,1*10 = 1 МПа;

Р_н = 10+1 = 11 МПа;

 

Расход жидкости, необходимый для перемещения поршня с заданной скоростью вычисляется по формуле:

 

Q = πD²*v/4;

Q = 3,14*0,1 ²*0,1/4 = 47,1 л/мин.

 

При выборе насоса его расход Q предварительно принимаем равным:

 

Q_н = (1,05÷1,10)Q;

Q_н = 1,05*47,1 = 49,45 л/мин;

 

Нашему условию отвечает шестеренный насос НШ32 -2 Q=55,6, P=14.

 

Выбор предохранительного клапана

Для предохранения гидравлической системы от перегрузок включим в схему предохранительный клапан БГ52-22.

 

Выбор гидродросселя

 

Учитывая расход и рабочее давление насоса выберем дроссель Г77-24

 

 

Выбор гидрораспределителя

 

Для нашей гидравлической системы  выберем моноблочный гидрораспределитель с ручным управлением Р50

 

 

 

Выбор обратного клапана

 

Выберем обратный клапан марки Г51-37

 

Выбор фильтра

 

Расчитываемой гидравлической системе подходит напорный фильтр

1НГ-16-25.

 

Расчет трубопровода

 

Внутренний диаметр трубопровода определяется по формуле:

 

                                                

где ν - значения скоростей движения в соответствующих гидролиниях.

 

- для всасывающих гидролиний ν составляют 0.5 ... 2 м/с;

- для сливных линий ν = 2 м/с;

- для напорной гидролинии ν = 8 м/с, при P=15МПа;

 

D_вс = √4*55,6/3,14*2 = 0,025 м.

Принимаем ближайшее значение D_вс по ГОСТ 8734-75 равное 25мм.

 

D_{у н} = √4*55,6/3,14*8 = 0,012 м.

Принимаем ближайшее значение D_{у н} по ГОСТ 8734-75 равное 12мм.

 

 

Фактическая скорость движения во всасывающем  трубопроводе может быть определена по формуле:

 

                                               

 

где u_вс.ф - фактическая скорость во всасывающем трубопроводе, м/с;

       Q_н - расход ( производительность насоса ), л/мин;

               D _у..вс - условный проход всасывающего трубопровода

 

ν_{вс ф} = 4*55,6/3,14*0,025² = 1,85 м/с

 

 

Фактическая скорость движения жидкости в напорном трубопроводе определится по формуле:

 

                                                

 

 

ν_{вс ф} = 4*55,6/3,14*0,012² = 8,42 м/с

 

Определению толщины стенок:

  

где р - максимальное давление рабочей  жидкости;

      σ - допускаемое напряжение материала трубы на разрыв:

      Dv - внутренний диаметр трубопровода.

 

В трубопроводе будем использовать трубы из стали, σ = 400МПа;

 

ᵟ = 10*10⁶*0,025/2*400*10⁶ = 0,3 мм;

 

ᵟ = 10*10⁶*0,012/2*400*10⁶ = 1,5 мм;

 

 

 

Расчет потери напора в системе гидропривода

 

Суммарные потери давления в гидросистеме гидропривода определяются по зависимости:

 

где   ∑∆Р_тр - потери давления при трении движущейся рабочей жидкости и      трубопроводах;

         ∑∆Р_м - потери давления в местных сопротивлениях трубопроводах:

         ∑∆Р_г - потери давления в гидроаппаратуре.

При ном потери давления на трение, в свою очередь, определяются по формуле:

	объемный вес рабочей жидкости; коэффициент сопротивления трения внутренний диаметр трубопровода длина участка трубопровода без местных сопротивлений
	скорость движения рабочей жидкости на рассматриваемом участке ускорение свободною падения

 

Для определения коэффициента сопротивления  трения предварительно определяется число Рейнольдса

 

где v - коэффициент кинематической вязкости жидкости (25*10^-6)

 

Re = 0,1*0,1 /25*10 ^-6 = 400

При Re > Rе.кp режим движения является турбулентным, при Rе < Re.кp - ламинарным.

 

При ламинарном режиме движения коэффициент λ определяется по следующей формуле:

 

 

λ = 75/400 = 0,2;

 

∑∆Pтр(н) = 8722*0,2*3/0,012*(0,1²/2*9,8)=222,4 Па;

 

∑∆Pтр(в) = 8722*0,2*3/0,025*(0,1²/2*9,8)=104,6 Па;

 

∑∆Pтр = 222,4+104,6 = 327 Па;

 

ГО

где   ξ - коэффициент местного сопротивления, некоторые значения коэффициентов местных сопротивлений приведены в табл.;

         b - поправочный коэффициент, приближенно учитывающий при ламинарном режиме зависимость коэффициентов местного сопротивления от числа Re. Значение коэффициента b может быть определено по графику b=3

 

£=3+2+2+2+2+0,44+7*0,364=13,988;

 

 

∑∆Pм = 8722*13,988*1,8*0,1²/2*9,8=112 Па;

 

∆P= 327+112=439 Па;

 

Зная величину гидравлических потерь можно определить фактическое давление на единицу плошали поршня гидроцилиндра

                                                

 

Рц=14*10⁶-439=13999561 Па;

 

 Потери давления в системе гидропривода оцениваются гидравлическим КПД

                                            

 

где  Р_н - давление, развиваемое насосом:

        Р_ц - давление в цилиндре.

 

 

ηг=13999561/14*10⁶=0,99;

 

 

Расчет объемных потерь в системе гидропривода

 

Общие потери жидкости в гидросистеме складываются из потерь в насосе q_н, потерь в цилиндре гидродвигателя q_ц, потерь в золотнике q_з