Анализ производственнотехнологической деятельности предприятия
 Скачать 7.82 Mb.
|
4.3 Обоснование и расчеты технологических и конструктивных параметров устройства.3.1 Расчет мощности и подачи насоса. Выбор насоса Мощность, подводимая к гидроцилиндру Nп.ц., Вт, равна:  (4.3.1.1) [16. с.10] где: P - усилие на штоке гидроцилиндра, Н;ш - скорость перемещения штока, м/с; ηобщ.ц- общий к.п.д. гидроцилиндра. Величина ηобщ.ц. колеблется в пределах 0,92 - 0,94. Мощность насоса с учетом потерь давления и расхода Nн, Вт, определяется по формуле: н = Kз.у. Kз.с. Nп, (4.3.1.2) [16. с.10] н = 1,2*1,3*5000=7800Вт где: Kз.у. - коэффициент запаса по усилию, Kз.у. = 1,1-1,2;з.с. - коэффициент запаса по скорости, Kз.с. = 1,1-1,3. Подачу насоса Qн, м3/с, определим по формуле:  (4.3.1.3) [16. с.10]где:- номинальное давление в гидросистеме, Па; Nн - мощность насоса, Вт.  Зная P и Qн выбираем насос НШ40А-3 ГОСТ 19027-89. Для насосов (например, шестеренных), где указаны допустимые пределы частоты вращения, следует определить частоту вращения выбранного насоса, которая должна попасть в эти пределы. Частота вращения n, об/мин, определяется по следующей формуле:  (4.3.1.4) [16. с.11] где: qн - рабочий объем насоса, то есть величина подачи насоса за один оборот его вала, м3/об; ηо.н. - объемный к.п.д. насоса (обычно приводится в таблицах); Если в результате расчета частота вращения вала оказалась выше или ниже рекомендованных в таблице, то необходимо повторить расчет, изменив рабочий объем в ту или иную сторону. В гидросистемах легкого и среднего режимов работы целесообразно применить шестеренные насосы, как более простые по устройству, обслуживанию и стоимости, а для весьма тяжелого и тяжелого - роторно-поршневые насосы. 4.3.2 Расчет трубопроводов По известному расходу Qн и средней скорости V движения жидкости в трубопроводе вычисляем диаметры d и округляем их до стандартных значений. Внутренний диаметр трубы находим, используя следующую формулу:  (4.3.2.1) [16. с.11]   В зависимости от назначения трубопровода, давления в гидросистеме и условий эксплуатации выбираем скорость V потока рабочей жидкости. Ниже приведены разработанные практикой рекомендации по выбору скорости V: для всасывающего трубопровода - 1,0-2,0 м/с; для сливного трубопровода - 1,5-2,0 м/с; для напорного трубопровода - 4-10 м/с. Толщину стенки металлического трубопровода δ, м, определяем по следующей формуле:  (4.3.2.2) [16. с.12]   где: σр =16МН/м2);- внутренний диаметр трубопровода, м;- рабочее давление, Н/м2. Принимаем армированные шланги с диаметрами на слив и всасыванием 20мм напорные 16мм ГОСТ 8752-79 .3.3 Расчет потерь давления в гидросистеме При проектировании системы гидропровода необходимо определить величину потерь давления рабочей жидкости, что позволит определить полный к.п.д системы, подобрать гидродвигатели, при необходимости установить пределы работоспособности гидропривода при низких температурах. Гидросистема считается оптимально спроектированной, если потери давления в ней не превышают 6% от номинального давления насоса. Для начала расчета потерь давления на трение по длине следует определить длины и диаметры напорных, всасывающих и сливных трубопроводов. Диаметры труб были найдены по формуле, а длины даны в задании и распределяются на три следующие группы: всасывающий трубопровод - участок трубы между масляным баком и насосом. Если длина этого участка очень мала или он вообще отсутствует (например, насос располагается в масляном баке), то потери давления по длине равны нулю; напорный трубопровод - сумма участков трубы между насосом и распределителем; распределителем и гидродвигателем; гидродвигателем и распределителем; сливной трубопровод - участок между распределителем и масляным баком. Таким образом, для каждой группы трубопроводов будут одинаковыми диаметры и скорости движения жидкости и тогда расчет всех потерь давления будет осуществляться по трем группам. Расчет потерь давления на трение по длине трубы hl, Па, проводим по формуле:  (4.3.3.1) [16. с.12]   где: λ - коэффициент гидравлического трения (λ=0,02);- сумма длин трубопроводов, м;- диаметр трубопроводов, м; ρ - плотность жидкости, кг/м3;- средняя скорость движения жидкости, м/с. Зная среднюю скорость V, кинематический коэффициент вязкости ν и диаметр d трубопроводов, найдем критерий Рейнольдса по формуле:  (4.3.3.2) [16. с.12] Если 2300  (4.3.3.3) [6] Определив потери давления на трение по длине трубы во всасывающих (hlвс), в напорных (hlн) и сливных (hlс) трубопроводах, суммируем их и получаем сумму потерь давления на трение по длине трубы в гидросистеме Σhl = hlвс+ hlн+ hlс (4.3.3.4) [16. с. 12] Σhl = 32400+32400+900000=964800Па Расчет местных потерь давления проводим по формуле:  (4.3.3.5) [16. с.12] где: ∑x- сумма коэффициентов местного сопротивления. Полные потери давления в гидросистеме найдем, как сумму величин из формул (12) и (13): Σh = Σhl + Σhм (4.3.3.6) [16. с.12] Σh = 964800+760500=1725300Па=1,7мПа .3.4 Расчет к.п.д. гидропривода Величина коэффициента полезного действия гидропривода позволяет установить эффективность спроектированного устройства. Причем для оптимально разработанной гидросистемы общий (полный) к.п.д. должен находиться в пределах от 0,6 до 0,8. Общий кпд гидропривода определяем произведением гидравлического, механического и объемного к.п.д.: ηобщ = ηг·ηм·ηо (4.3.4.1) [16. с.13] где ηг - гидравлический к.п.д.; ηм - механический к.п.д.; ηо - объемный к.п.д. ηо= 0,89·0,72·0,76=0,48 ηг= (P - ΣΔΡ)/P (4.3.4.2) [16. с.13] ηг= (16*1000000 - 1725300)/16*1000000 Механический к.п.д. определяем как произведение механических к.п.д. всех последовательно соединенных агрегатов, в которых происходит потеря энергии на трение (насос, распределитель, двигатель): ηм = ηм.н·ηм.р·ηм.д (4.3.4.3) [16. с.13] ηм = 0,8·1·0,9=0,72 где: ηм.н- механический кпд насоса; ηм.р- механический кпд распределителя; ηм.д- механический кпд двигателя. Объемный к.п.д. гидропривода ηо определяем как произведение объемных к.п.д. насоса, распределителя и двигателя. ηо= 0,8·0,98·0,98=0,76 где: ηо.р- объемный к.п.д. распределителя; ηо.д- объемный к.п.д. двигателя. .3.5 Выбор силовых гидроцилиндров При проектировании гидропривода силовые гидроцилиндры выбираем по ГОСТ 6540 - 68, или по ОСТ 12.44.099 - 78. Выбор гидроцилиндров осуществляем по двум параметрам - величине хода поршня, которая выбирается конструктивно в соответствии с кинематической схемой, и внутреннему диаметру, который определяется расчетом. Если при рабочем ходе поршня жидкость подается в поршневую полость цилиндра, то внутренний диаметр найдем по формуле:  (4.3.5.1) [16. с.14] где: P - усилие на штоке гидроцилиндра, Н;- рабочее давление, Н/м.; Σh - суммарные потери давления, Н/м.; ηм.ц- механический кпд гидроцилиндра. Далее выбираем гидроцилиндр: Ц 40-160-11 ГОСТ 6540-68. .3.6 Определение объема масляного бака Выбор емкости масляного бака осуществляется конструктивно в зависимости от назначения и режима работы гидропривода. Практикой выработаны рекомендации выбора объема бака в зависимости от назначения машины и ее температурного режима. Для ориентировочного расчета можно принять емкость бака Vб по формуле: б =2·60·Qн (4.3.6.1) [16. с.14] б =2·60·2228·0,000001=0,267·4=1,068=1068л Объем Vб округляем до стандартного значения 1250 л. ГОСТ 8870-79. .3.7 Тепловой расчет гидросистемы Тепловой расчет гидросистемы выполняется для выяснения условий работы гидропривода, уточнения объема масляного бака, а также выяснения необходимости применения теплообменников. Минимальная температура рабочей жидкости равна температуре воздуха окружающей среды. Максимальная температура определяется в результате теплового расчета. Повышение температуры рабочей жидкости, прежде всего, связано с внутренним трением. Все потери мощности в гидросистеме в конечном счете превращаются в тепло, которое аккумулируется в жидкости. Количество тепла, получаемое гидросистемой в единицу времени Qт, Дж/с, соответствует потерянной в гидроприводе мощности и может быть определено по формуле: т=(1-ηобщ.)·Nн·Kп (4.3.7.1) [16. с.14] где: Nн - мощность, подводимая к насосу, Вт; ηобщ. - общий к.п.д. гидропривода;п - коэффициент продолжительности работы гидропривода под нагрузкой (для ориентировочного расчета можно принять Kп=0,7). Максимальная температура рабочей жидкости, которая достигается через один час после начала работы и не зависит от времени tж, °С, определяется по следующей формуле:  (4.3.7.2) [16. с.14] где: tв.макс- максимальная температура окружающего воздуха, °С; К - коэффициент теплоотдачи поверхностей гидроагрегатов (К=0,04 кДж/(м.·°С));- суммарная площадь теплоизлучающих поверхностей гидропривода, м.  Суммарную площадь теплоизлучающих поверхностей гидропривода F, м., можно найти по следующей эмпирической формуле:  (4.3.7.3) [16. с.14]Зная минимальную температуру той климатической зоны, для которой проектируется машина, и определив максимальную температуру tж, можно установить диапазон температуры рабочей жидкости в гидросистеме. Если в результате теплового расчета окажется, что максимальная установившееся температура превышает 70 °С, то необходимо увеличить объем масляного бака или предусмотреть в гидросистеме теплообменное устройство.  4.3.8 Расчет на прочность Рассчитываем усилие на срез сварочного шва Тср=Q/0,7*К*l (4.3.8.1) [20. с.35] Где, Q- сила воздействующая на шов- биссектриса шва- длинна шва  Рисунок 4.3. - Эпюра расчета на срез сварочного шва  Рисунок 4.4. - Эпюра расчета на срез сварочного шва Тср=75000/0,7*0,8*600=22,4мПа Тср=75000/0,7*6*88=203мПа .3.9 Расчет на гибкость  (4.3.9.1) [20. с.35] |