Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного (по ГОСТ 12447-80), .

По известным параметрам (D,d, l, P_ц) выбираем гидроцилиндр

ЦРГ: 50*25*700

Принимаем гидроцилиндр (с двусторонним штоком) со следующими характеристиками D=50 мм; d=25 мм; l=700 мм (тип С); P_ном=10 МПа.

Расход рабочей жидкости в гидроцилиндре, соответствующий заданной максимальной скорости выходного звена

, (4.2)

где η_оц-объемный к.п.д. гидроцилиндра, при уплотнении поршня резиновыми кольцами и манжетами η_оц=1.0;

(4.3)

5. Выбор гидроаппаратов управления и регулирования

Гидроаппараты (распределители, клапаны, дроссели, регуляторы потока) и кондиционеры рабочей жидкости (фильтры, гидробаки, гидроаккумуляторы) должны обеспечивать условия надежной работы гидропривода в течение установленного ресурса и по своим эксплуатационным параметрам соответствовать значениям, указанным в технических характеристиках.

Основные параметры гидроаппаратов: диаметр условного прохода d_у, округленный до ближайшего стандартного значения, номинальные давления и расход.

Выбираем:

Манометр МПТ-2/4-25×4 ГОСТ 8625-77

Напорный золотник ПГ 54-22

Напорный золотник ПГ 54-24

Клапан обратный ПГ 51-24

Золотник реверсивный с электроуправлением 54БПГ 73-12

Клапан обратный Тс 38-11

Золотник включения манометра

Фильтр пластинчатый 0,08 Г41-13

Маслоуказатель Т-30МН176-53

Панель периодических подач Г8-3М151-43

Демпфер

Цилиндр перемещения рычажного реверса 2

Гидро панель

Дроссель шлифования

Дроссель правки

Золотник тормозной

Теплообменник

6. Выбор трубопроводов

Для изготовления жестких трубопроводов в гидроприводах станков в основном применяют трубы по ГОСТ 8734-75 из стали 20 или медные трубы по ГОСТ 11383-75. Стальные трубы применяют при всех давлениях и расходах. Их изготавливают бесшовными холоднотянутыми и холоднокатаными (при d<30 мм). При ограничении массы применяют тонкостенные бесшовные трубы из стали 10 и 20.

Медные трубы применяют при p<16 МПа и d≤16 мм. По сравнению со стальными медные трубы тяжелее, дороже и менее прочные. Достоинство медных труб - их гибкость, что обеспечивает монтаж сложных по конфигурации гидросхем.

С целью уменьшения потерь давления в трубопроводах диаметры их подбирают, так, чтобы по возможности обеспечить ламинарный режим движения жидкости (Re<2300).

Определим внутренний диаметр трубопровода:

, (6.1)

где Q-расход жидкости;

v_Т- скорость в трубопроводе:

во всасывающем трубопроводе v_Т≤1.6 м/с;

сливных v_Т=2 м/с;

напорном v_Т=2 м/с.

Для всасывающей гидролинии от бака до насоса:

Для сливной гидролинии:

Для напорной гидролинии

Полученное значение диаметра трубопровода округляем до стандартного по ГОСТ 16516-80: , , .

Толщину стенки трубопровода определим по формуле для толстостенных труб (при d_н/δ>16) с учетом отклонения в размерах диаметра ∆d и толщины стенки Кσ:

, (6.2)

где р_max-максимально возможное давление в трубопроводе;

d_н- наружный диаметр трубопровода;

[σ_р]- допустимое напряжение разрыва материала трубы (30…50% временного сопротивления материала), [σ_р]=0.5·200=100 Мпа,

σ_в= 200…250 Мпа- временное сопротивление для цветных материалов.

Учитывая возможность внешних механических повреждений, толщину стенки не следует назначать менее 1.0 мм для цветных металлов и 0.5 мм для сталей.

Всасывающая гидролиния:

Учитывая возможность внешних механических повреждений: δ=0,5 мм.

Сливная гидролиния:

;

Выбираем δ=0,5 мм.

Напорная гидролиния:

;

Выбираем δ=0,5 мм.

Исходя из толщины стенок, принимаем материал трубопровода, саль 40.

Различают три вида потерь давления в гидроприводе: потери давления на трение жидкости в трубопроводе, потери давления на местных сопротивлениях и потери давления в гидроаппаратуре.

Потери давления на трение жидкости в трубопроводе определяются по формуле Дарси-Вейсбаха:

, (6.3)

где λ- коэффициент гидравлического трения,

l- длина рассматриваемого участка трубопровода,

d-внутренний диаметр трубопровода,

ρ- плотность жидкости,

v_т- средняя скорость движения жидкости в трубопроводе:

v_т=4Q/πd², (6.4)

На величину коэффициента λ оказывает влияние режим течения жидкости. Различают два режима: ламинарный и турбулентный. Режим течения определяется безразмерным числом Рейнольдса Re. Для трубопроводов круглого сечения:

Re=v_тd/υ, (6.5)

где υ- кинематическая вязкость жидкости при рабочей температуре.

Ламинарный режим течения переходит в турбулентный при определенном, критическом значении Re_кр=2100…2300 для круглых гладких труб и Re=1600 для резиновых рукавов. Если режим течения ламинарный, то коэффициент гидравлического трения определяется по формуле:

λ=64/Re, (6.6)

если режим турбулентный, то

λ=0.3164/Re^0.25, (6.7)

Определим потери на трение по длине

Всасывающая гидролиния

Re=1.5·10³·6/30=300;

где υ=30 мм²/с- вязкость жидкости.

Т.к. Re=300<2300, то коэффициент гидравлического трения определяется по формуле:

λ=64/300=0,213;

Сливная гидролиния

Re=2·10³·5/30=333;

λ=64/333=0,192;

Напорная гидролиния

Re=2·10³·5/30=333;

λ=64/333=0,192;

Определяем потери давления на трение по длине по формуле:

, (6.8)

где ρ=850 кг\м³ ;

Всасывающая гидролиния: l=0.2 м; v=1.5 м/c; d=6 мм; λ=0,213

МПа,

Сливная гидролиния: l=1.5 м; v=2 м/c; d=5 мм; λ=0,192

МПа.

Напорная гидролиния: l=1.3 м; v=2 м/c; d=5 мм; λ=0,192

МПа,

Суммарное значение потерь давления на трение по длине:

ΣΔP_Т=0,0067+0,0979+0,0849=0,1895МПа.

Потери давления на местных сопротивлениях определяются по формуле Вейсбаха:

; (6.9)

где ξ-коэффициент местного сопротивления.

Средние значения местных сопротивлений приведены в справочной литературе [2], стр. 448.

На схеме есть переходники ξ=0.10, плавные повороты труб под углом 90º,

ξ=0.12, обратные клапаны ξ=2.

Для всасывающей гидролинии получим:

ΔP_м=0.12·2·0.10·1,5²/2·850=23Па,

Для сливной гидролинии

ΔP_м=0.12·2·0.10·2²/2·850=40.8Па,

Для напорной гидролинии

ΔP_м=0.12·2·0.10·2²/2·850=40.8Па,

Потери на обратных клапанах

ΔP_к.л.=2·2=4 Па,

Потери на штуцерах присоединяющие трубы к агрегатам

ΔP_м=0.1·7=0.7 Па,

ΣΔP_м=23+40.8+40.8+4+0.7=109.3Па.

Потери давления в гидроаппаратуре определяется по расчетному расходу Q и параметрам, приведенным в их технических характеристиках

, (6.10)

где ΔP_max - потери давления на аппарате при максимальном расходе Q_max;

n- показатель степени, при ламинарном режиме течения n=1.0, при турбулентном режиме n=2.

Рассчитываем потери давления для фильтра пластинчатого 7(1):

МПа.

Рассчитываем потери давления для фильтра пластинчатого 7(2):

МПа.

Рассчитываем потери давления для дросселя 35 и 36:

МПа.

Суммируем потери давления в гидроаппаратуре

ΣΔP_а=0,036+0,144+0,049+0,049=0,278 МПа.

Определим суммарные потери давления в гидролинии:

7.Определение основных параметров и выбор силового насоса

Давление насоса p_н принимается равным предварительно выбранному номинальному давлению p_ном по ГОСТ 12445-80: P_ном=1.6 МПа;

Подача насоса определяется по расходам гидроцилиндров с учетом их одновременной их работы. Чтобы выбранный насос обеспечил расчетную подачу Q_н, соответствующую заданной скорости гидроцилиндра, приводной вал его должен иметь следующую частоту вращения:

; (7.1)

где η- объемный к.п.д. насоса;

По [2] табл.2.3. стр.22 выбираем насос пластинчатый нерегулируемый.

Для данного насоса (по табл.2.1,[2],стр18) выписываем следующие характеристики: насос Г12-33А ГОСТ 14058-68:

рабочий объем: V_он=40 см³,

объемный КПД: η_он=0.91.

мин^-1;

Двигатель привода при продолжительном режиме работы следует выбирать моменту, по моменту, определяемому максимально необходимой подачей насоса при максимальном его давлении.

Мощность двигателя:

N=k·Q_ном·p_ном /η_н, (7.2)

где к- коэффициент запаса, обычно к=1.1;

N=1.1·0,031·1.6·10⁶ /0.91·60=0,99кВт.

Определим момент электродвигателя:

, (7.3)

Выбираем электродвигатель 4А80А2У3 со следующими параметрами:

8.Определение к.п.д. гидропривода.

к.п.д. гидропривода определяется по формуле:

, (8.1)

где N_пол- полезная мощность гидродвигателя;

N_н- мощность привода насоса.

N_пол=F_ш·V_ш, (8.2)

Тогда N_пол=2.5·10³·1.5/60=0,31 кВт.

9. Приближенный расчет теплового режима гидропривода.

Нагрев рабочей жидкости происходит за счет гидравлического трения в гидролиниях, а также механического и вязкостного трения в насосе и гидродвигателях. При нагревании рабочей жидкости свыше 80⁰ С ее вязкость и смазочные свойства снижаются. Температуру жидкости можно снизить при помощи охлаждения. При расчете количества отводимой в окружающую среду теплоты площадь наружной поверхности элементов гидропривода оценивают исходя из объема циркулирующей в них жидкости. Это, в первую очередь, поверхности гидробака, насоса и гидродвигателей. При непрерывной работе гидропривода в течение времени t (ч) температура рабочей жидкости в гидробаке определяется по формуле:

, (9.1)

где То- температура окружающего воздуха;

∆N- потери мощности в гидроприводе;

S- расчетная площадь поверхности гидробака;

К- коэффициент теплоотдачи от гидробака к воздуху:

, (9.2)

где α1- коэф-т теплообмена между рабочей жидкостью и стенкой гидробака

δ- толщина стенки гидробака (м); λ- коэффициент теплопроводности стенки гидробака (для стали λ=4,4…5,5Вт/м*⁰С );

α2- коэф-т теплообмена между стенкой гидробака и окружающей средой.

Значения коэффициентов α1 и α2 принимаем α1=50, α2=35.

Тогда, Вт/м²*⁰С

Потери мощности в гидроприводе определяются как разность между мощностью насоса и полезной мощностью гидродвигателей:

∆Nпот=Nнас·(1-η), (9.3)

Тогда, ∆Nпот=0,12·(1-0,14)=0,1032 кВт.

Тогда температура рабочей жидкости в гидробаке:

Максимальная температура рабочей жидкости в гидрробаке должна быть не более 85⁰С, в нашем случае получилось 20⁰С- условие выполняеться.

Тогда требуемый объем рабочей жидкости в гидробаке можно определить по формуле:

(9.4)

Список литературы

1.Башта Т.М. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. М.:Машиностроение,1982.423 с.

2.Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы: Справочник. М.:

1988.512 с.

3.Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам / Я.М.Вильнев, Я.Т.Ковален и др. Под ред. Б.Б. Некрасова. Мн.: Вышэйшая школа, 1985. 382 с.

4.Столбов Л.С., Перова А.Д., Ложкин О.В. Основы гидравлики и гидропривод станков. М.: Машиностроение,1988.256 с.

5.Холин К.М., Никитина О.Ф. Основы гидравлики и объемные гидроприводы. М.:Машиностроение,1989.264 с.

Характеристики

Список файлов курсовой работы