Расчет гидропривода. курсовая новая. 1 Исходные данные для расчета объемного гидропривода 5 2 Расчет объемного гидропривода 6

• Название: 1 Исходные данные для расчета объемного гидропривода 5 2 Расчет объемного гидропривода 6
• Анкор: Расчет гидропривода
• Дата: 05.11.2020
• Размер: 339.12 Kb.
• Имя файла: курсовая новая.docx
• Тип: Реферат; #148327

СОДЕРЖАНИЕ
Введение 3

1 Исходные данные для расчета объемного гидропривода 5

2 Расчет объемного гидропривода 6

2.1 Определение мощности гидропривода и насоса 6

2.2 Выбор насоса 6

2.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей

движения жидкости 7

2.4 Расчет потерь давления в гидролиниях 9

2.5 Расчет гидроцилиндра 11

2.6 Тепловой расчет гидропривода 14

Заключение 18

Список использованной литературы 19

Введение

Под объемным гидроприводом понимают совокупность устройств, в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей, предназначенных для приведения в движение механизмов и машин с помощью рабочей жидкости под давлением.

Современный уровень развития строительного и дорожного машиностроения характеризуется широким применением объемного гидравлического привода. Широкое применение гидравлического привода объясняется целым рядом его преимуществ по сравнению с другими типами привода:

1. Высокая компактность при небольших массе и габаритных размерах гидрооборудования по сравнению с массой и габаритными размерами механических приводных устройств той же мощности, что объясняется отсутствием или применением в меньшем количестве таких элементов, как валы, шестеренные и цепные редукторы, муфты, тормоза, канаты и др.

2. Возможность реализации больших передаточных чисел. В объемном гидроприводе с использованием высокомоментных гидромоторов передаточное число может достигать 2000.

3. Небольшая инерционность, обеспечивающая хорошие динамические свойства привода. Это позволяет уменьшить продолжительность рабочего цикла и повысить производительность машины, так как включение и реверсирование рабочих органов осуществляются за доли секунды.

4. Бесступенчатое регулирование скорости движения, позволяющее повысить коэффициент использования приводного двигателя, упростить автоматизацию привода и улучшить условия работы машиниста.

5. Удобство и простота управления, которые обусловливают небольшую затрату энергии машинистом и создают условия для автоматизации не только отдельных операций, но и всего технологического процесса, выполняемого машиной.

6. Независимое расположение сборочных единиц привода, позволяющее наиболее целесообразно разместить их на машине. Насос обычно устанавливают у приводного двигателя, гидродвигатели – непосредственно у исполнительных механизмов, элементы управления – у пульта машиниста, исполнительные гидроаппараты – в наиболее удобном по условиям компоновки месте.

7. Надежное предохранение от перегрузок приводного двигателя, системы привода, металлоконструкций и рабочих органов благодаря установке предохранительных и переливных гидроклапанов.

8. Простота взаимного преобразования вращательного и поступательного движений в системах насос – гидромотор и насос – гидроцилиндр.

9. Применение унифицированных сборочных единиц (насосов, гидромоторов, гидроцилиндров, гидроклапанов, гидрораспределителей, фильтров, соединений трубопроводов и др.), позволяющее снизить себестоимость привода, облегчить его эксплуатацию и ремонт, а также упростить и сократить процесс конструирования машин.

Большинство СДМ – бульдозеры и рыхлители, фронтальные погрузчики и лесопогрузчики, скреперы, автогрейдеры и грейдер-элеваторы, одноковшовые универсальные и многоковшовые траншейные экскаваторы, самоходные краны, дорожные катки, бетоноукладчики, асфальтоукладчики – имеют гидравлический привод рабочих органов.

1 Исходные данные для расчета объемного гидропривода

Номинальное давление гидропривода рном, МПа	14,0
Усилие на штоке гидроцилиндра толкающем F, кН	40,0
Скорость перемещения штока гидроцилиндра V, м/с	0,15
Длина гидролинии от бака к насосу (всасывающей) lвс, м	0,4
Длина гидролинии от насоса к распределителю (напорной) lнап, м	2
Длина гидролинии от распределителя к гидродвигателю (исполнительной) lисп, м	4
Длина гидролинии от распределителя к баку (сливной) lсл, м	3
Местные сопротивления, шт:
переходник	6
штуцер	6
разъемная муфта	5
плавное колено 90	5
дроссель	2
Температура окружающей среды tв, 0С	–20…+30

2 Расчет объемного гидропривода

2.1 Определение мощности гидропривода и насоса
Полезную мощность гидродвигателя возвратно-поступательного действия (гидроцилиндра) N_гдв , кВт, определяют по формуле:

N_гдв=F ·V, (1)

где F – усилие на штоке, кН;

V – скорость движения штока, м/с.

N_гдв =40·0,15=6 кВт

Полезную мощность насоса N_нп , кВт, определяют по формуле:

N_нп= k_зу ·k_зс ·N_гдв , (2)

где k_зу – коэффициент запаса по усилию, учитывающий гидравлические потери давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний, а также потери мощности на преодоление инерционных сил, сил механического трения в подвижных сопротивлениях (1,1…1,2);

k_зс – коэффициент запаса по скорости, учитывающий утечки рабочей жидкости, уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме (1,1…1,3).

N_нп=1,1·1,1·6=7.26 кВт
2.2 Выбор насоса

Подача насоса Q_н , дм³/с, определяют по формуле:

Q_н = N_нп/ р_ном , (3)

где р_ном – номинальное давление, МПа.

Q_н = 7.26/14,0=3.63 дм³/с

Рабочий объем насоса q_н , дм³/об, определяют по формуле:

q_н = N_нп/( р_ном·n_н) , (4)

где n_н – частота вращения вала насоса, с^-1 (n_н = 2400 об/мин = 40 с^-1).

q_н =7.26/(14,0·25)=0,012 дм³/об

Выбираем насос НШ 10-3 по подходящим параметрам р_ном и q_н .

[р_ном = 14 МПа, q_н = 0,012 дм³/об ]

По технической характеристике выбранного насоса (Таблица 1) производим уточнение действительной подачи насоса Q_нд , дм³/с, по формуле:

Q_нд = q_нд ·n_нд ·ŋ_об, (5)

где q_нд – действительный рабочий объем насоса, дм³/об;

n_нд – действительная частота вращения насоса, с^-1;

ŋ_об – объемный КПД насоса.

Q_нд = 0,010·12.5·0,92 = 0,23 дм³/c

Таблица 1

Параметр	Значение
Рабочий объем, см3/об	10,0
Давление на выходе, МПа: номинальное максимальное	16 20
Давление на входе в насос, МПа: минимальное максимальное	0,08 0,15
Частота вращения вала,с^-1: минимальная номинальная максимальная	16 40 50
Номинальная потребляемая мощность, кВт	7,5
КПД насоса	0,82
Объемный КПД	0,92
Масса, кг	2,48

2.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

Зададимся скоростями движения жидкости

Для всасывающей гидролинии примем V_вс = 0,4 м/с.

Для сливной гидролинии примем V_сл = 3 м/с.

Для напорной гидролинии примем V_нап = 2 м/с.

Расчетное значение диаметра гидролинии d_p , м, определяется по формуле:
(6)

Для всасывающей гидролинии:


м


По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p вс} = 27 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра всасывающего трубопровода d_вс= 25 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Для сливной гидролинии:


м


По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p сл} = 9 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра сливного трубопровода d_сл=10 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Для напорной гидролинии:



По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p нап} = 12 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра напорного трубопровода d_нап=12 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Действительная скорость движения жидкости V_жд , м/с, определяется по формуле:
(7)
Для всасывающей гидролинии:

Для сливной гидролинии:


Для напорной гидролинии:

2.4 Расчет потерь давления в гидролиниях

Для напорной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса Re по формуле:

(8)

где V_жд – действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

d – внутренний диаметр гидролинии, м;

ν – кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м²/с.

Определяем число Рейнольдса в напорной гидролинии по формуле (8):



Так как полученное число Рейнольдса Re = 974<2320, то движение жидкости в напорной гидролинии ламинарное.

Определяем коэффициент путевых потерь для ламинарного режима по формуле (9):

(9)



Определяем потери давления по длине гидролинии ∆p_l , МПа, (путевые) по формуле (10):

(10)

где l – длина гидролинии, м (для всасывающей l=l_вс , для напорной l=l_нап+l_исп , для сливной l=l_сл+l_исп );

ρ – плотность рабочей жидкости, кг/м³.

Выбираем рабочую жидкость МГ-30у

ν =0,000025 м²/с ,ρ=890 кг/м³


Определяем потери давления в местном сопротивлении ∆p_м , МПа, по формуле (11)

(11)

где ξ – коэффициент местного сопротивления

ξп-переходник(6)

ξш-штуцер(6)

ξм-разьёмная муфта(5)

ξк-плавное колено(90 ),(5)

ξд-дроссель(2)

ξнап=1*ξп+1*ξш+1*ξм+1*ξк+1*ξд

ξнап=2*0,1+2*0,15+2*1+2*0,12+1*2=4,74



Определяем потери давления в напорной гидролинии ∆p , МПа, по формуле (12):

∆p=∆p_l + ∆p_м , (12)

∆p_нап=0,069+0,0086=0,077 МПа
Для сливной гидролинии:

Определяем число Рейнольдса в сливной гидролинии по формуле (8):



Так как полученное число Рейнольдса Re = 1168<2320, то движение жидкости в сливной гидролинии ламинарное.

Определяем коэффициент путевых потерь для ламинарного режима по формуле (9.1):

(9.1)



Определяем потери давления по длине гидролинии ∆p_l , МПа, (путевые) по формуле (10):



Определяем потери давления в местном сопротивлении ∆p_м , МПа, по формуле (11)

ξсл=2*ξп+2*ξш+2*ξм+2*ξк+1*ξд

ξсл=2*0,1+2*0,15+2*1+2*0,12+1*2=4,74


Определяем потери давления в сливной гидролинии ∆p, МПа, по формуле (12):

∆p_сл=0,169+0,017=0,186 МПа
2.5 Расчет гидроцилиндра

D- диаметр поршня

d- диаметр штока

Примем коэффициент



Определяем диаметр поршня D₁, м, из условия обеспечения заданного усилия F по формуле:

(13)
где F – усилие на штоке, Н.


Определяем диаметр штока d₁, м, по формуле:

(14)



Определяем диаметр поршня D₂, м, из условия обеспечения заданной скорости движения штока V по формуле:


₂
(15)

где V – скорость движения штока, м/с.


2


Определяем диаметр штока d₂, м, по формуле:

(16)



Находим среднее значение диаметра поршня D, м, по формуле:

(17)



Находим среднее значение диаметра штока d, м, по формуле:

(18)



ГОСТ 6540-68 «Гидроцилиндры и пневмоцилиндры»

D=73 мм

d=50 мм

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительное усилие F_д , Н, развиваемое гидроцилиндром, по формуле:



= ( (19)

р₁ – давление в поршневой полости, Па, (р₂ = ∆ р_сл );

где р₂ – давление в штоковой полости, Па (р₂ = ∆ р_сл ); определяется по формуле:

р₂= р_ном – ∆р_нап, (20)

р₂= 14·10⁶ – 0,077·10⁶ = 13,92·10⁶ Па,

= ( =61048
По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d определяем действительную скорость V_д , м/с, по формуле:

(21)

где S_эф – эффективная площадь поршня, м², определяется по формуле:

(22)




0041


Сравниваем действительные и заданные параметры по относительным величинам:

(23)

где V – заданная скорость штока, м/с.



(24)


2.6 Тепловой расчет гидропривода

Определяем гидравлический КПД η_г гидропривода по формуле:

(25)



Определяем гидромеханический КПД η_гмн насоса по формуле:

(26)

где ŋ_н – полный КПД насоса;

ŋ_обн – объемный КПД насоса.



Определяем гидромеханический КПД η_гм привода по формуле:

ŋ_гм = ŋ_гмн· ŋ_гмгц· ŋ_г, (27)

где ŋ_гмгц – гидромеханический КПД гидроцилиндра 0,92…0,98.

ŋ_гм = 0,92·0,93·0,96 = 0,82

Определяем количество выделяемого тепла Q_выд , Вт, по формуле:

(28)

где ŋ_гм – гидромеханический КПД гидропривода;

k_в – коэффициент продолжительности работы гидропривода (k_в = 0,5);

k_д – коэффициент использования номинального давления (k_д = 0,7).



Определяем количество тепла Q_отв, Вт, отводимого в единицу времени от поверхностей металлических трубопроводов, гидробака при установившейся температуре жидкости, по формуле:

(29)

где k_тп – коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости в окружающий воздух, Вт/м²град (k_тп = 10 Вт/м²град);

t_ж – установившаяся температура рабочей жидкости, =40°С;

t₀ – температура окружающего воздуха, =20°С;

S_б – площадь поверхности гидробака, м²;

–суммарная площадь наружной теплоотводящей поверхности трубопроводов, м², которая определяется по формуле:

(30)

где S_нап , S_вс , S_сл – площади наружной поверхности трубопроводов напорного, всасывающего, сливного соответственно, м², которые находятся по формуле:

(31)

где d_i – внутренний диаметр i-го трубопровода, м;

δ_i – толщина стенки i-го трубопровода, м;

l_i – длина i-го трубопровода, м.











Согласно уравнению теплового баланса Q_выд= Q_отв, тогда:



Объем гидробака V, дм³ , определяется по формуле:

(32)



Минутная подача насоса Q_нд = 13.8 дм³/мин.

Так как объем гидробака V<3Q_нд (13.8<69), то требуется установка теплообменника.

Примем объем гидробака 100 дм³, то по формуле площади поверхности гидробака:

(33)



Количество отводимого в единицу времени тепла от поверхности гидробака

(34)

=14*20*0,83=232.4 Вт

(35)



Находим площадь теплообменника:



Заключение

В курсовой работе был произведен расчет гидросистемы бульдозера. Была выбрана гидроаппаратура, насос, гидроцилиндр и гидробак.

Список использованной литературы

1. 
   Задания на курсовую работу по гидроприводу [Текст] : задания для выполнения курсовой работы по дисциплинам "Гидравлика и гидропневмопривод", "Гидравлические и пневматические системы" / СибАДИ, Кафедра подъемно-транспортных, тяговых машин и гидропривода, 2008. - 55 с.
   
2. 
   Расчет объемного гидропривода мобильных машин при курсовом и дипломном проектировании [Текст] : методические указания / СибАДИ, Кафедра подъемно-транспортных, тяговых машин и гидропривода, 2008. - 27 с.
   
3. 
   Галдин Н. С. Гидравлические схемы мобильных машин [Текст] : учебное пособие / Н. С. Галдин, И. А. Семенова, 2010. - 203 с.
   
4. 
   Галдин Н. С. Элементы объемных гидроприводов мобильных машин. Справочные материалы [Текст] : учеб. пособие / Н. С. Галдин, 2005. - 127 с.
   
5. 
   Галдин Н. С. Основы гидравлики и гидропривода [Текст] : учебное пособие / Н. С. Галдин, 2006. - 144 с.
   
6. 
   Галдин Н. С. Гидравлические машины, объемный гидропривод [Текст] : учебное пособие / Н. С. Галдин, 2009. - 271 с.