Курсовая работа - Расчет гидропривода

1.Исходные данные:

По выбранному варианту схемы гидропривода и

исходным данным, а также принятому рабочему давлению,

определить размеры гидроцилиндра и подобрать

распределитель, дроссель, гидроклапан, фильтр. Произвести

расчет потерь давления в магистралях гидропривода.

Выбрать насос. Рассчитать мощность и КПД гидропривода.

Эквивалентную шероховатость гидролиний принять



Э

=0,06

мм. Механический КПД гидроцилиндра принять



мц

=0,90.

Таблица 1 - Исходные данные

F,

кН



п

, м/с

Жидкост

ь

Плотнос

ть

жидкос

ти



, кг/

м

3

Вязкост

ь

жидкос

ти



, м

2

/

с

Р, МПа

70 3,6

Масло И

10

850 10



10

-6

10

F

Ц

Р

Д Р

ФК П

Н

Б

Рисунок 1 - Принципиальная схема гидропривода

Длину напорной линии определить по формуле:

Nl

Н

 1,05,1

; (1.1)

где N - сумма двух последних цифр номера зачетной

книжки, N=2.

4,291,05,1 

Н

l

м.

Длина сливной линии равна:

НC

ll  15,1

; (1.2)

76,24,215,1 

C

l

м.

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

2

ГиГПП КР 008100

Длина всасывающей линии равна:

НВ

ll  2,0

; (1.3)

48,04,22,0 

В

l

м.

2.Расчёт и выбор параметров

гидрооборудования

2.1 Выбор рабочей жидкости

Выбор рабочей жидкости проводится в зависимости от

температурных условий, режима работы гидропривода и его

рабочего давления.

Рабочая жидкость: масло индустриальное 50.

Выбор рабочего давления

Выбор рабочего давления производится из ряда

нормативных, установленых ГОСТ 12445-80.

Р=10 МПа.

2.3 Расчет размеров гидроцилиндра

Площадь поршня гидроцилиндра определяют по

выбраному давлению и расчетной нагрузке из соотношения:

гамц

Э

P

F

S







; (2.1)

где S

Э

- эффективная площадь поршня гидроцилиндра, м

2

;

F - усилие на штоке, Н;

Р - рабочее давление, Па;

мц



- механический к.п.д. гидропривода;

га



- гидравлический к.п.д. гидроаппаратуры.

га



определяет потери давления в трубопроводах и

гидроаппаратуре, входящей в состав привода,

га



=0,85.

00864,0

9,09,01010

1070

6

3









Э

S

м

2

;

Диаметр поршня гидроцилиндра определяем по

полученой эффективной площади поршня гидроцилиндра по

формуле:

 

2

1

4









Э

S

D

; (2.2)

где D - диаметр поршня гидроцилиндра, м;



- отношение диаметра поршня к диаметру штока

(



=d/D), и определяется в зависимости от величины рабочего

давления, для заданного давления Р=10 МПа ,



=0,7.

 

147,0

7,0114,3

00864,04

2







D

м.

Полученное значение диаметра поршня округляем по

ГОСТ 12447-80 в соответствие с рядом размеров диаметров:

D=160 мм.

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

3

ГиГПП КР 008100

Диаметр штока определяем из соотношения:

Dd 



;

102,07,0147,0 d

м.

Значение диаметра штока округляем до нормативного в

соответствие с ГОСТ 12447-80

d=100 мм.

Уточняем эффективную площадь, используя следующее

выражение:

4

)1(

22







D

S

Э

; (2.3)

0102,0

4

)7,01(16014,3

22







Э

S

м

2

.

2.4 Расход жидкости Q

ном

(м

3

/мин), поступающий в

гидроцилиндр, находят по выражению:

ЭПном

SVQ 

; (2.4)

где V

П

- скорость движения поршня гидроцилиндра, м/с;

S

Э

- эффективная площадь поршня гидроцилиндра, м

2

.

000612,00102,006,0 

ном

Q

м

3

/с = 36,72 л/мин.

Необходимая подача насоса будет равна:

номН

QКQ 

; (2.5)

где К - коэффициент, К=1,1.

0006732,0000612,01,1 

Н

Q

м

3

/с .

2.5 Тип и марку гидрораспределителя выбирают по

номинальному давлению P=10 МПа, и Q

н

=36,72 л/мин [2, с.78,

табл.4.4].

Распределитель В16

Q

ном

=70 л/мин;



P

ном

=0,2 МПа.

2.6 Типоразмер дросселя выбирают по номинальному

давлению P=10 МПа и подаче насоса Q

н

=36,72 л/мин [2,

с.146, табл.5.13]

Дроссель ПГ 77-14

Q

ном

=80л/мин,

P

раб

=10 МПа,



P

ном

=0,2 МПа.

2.7 Выбор фильтра и его типоразмера производится по

расходу рабочей жидкости в сливной гидролинии и

требуемой для данного гидропривода тонкости фильтрации.

Точность фильтрации определяется в зависимости от типа

привода [2, с.296, табл. 8.2]. Выбор фильтра производится [2,

с.300, табл. 5.13].

Фильтр пластинчатый 0,12Г41-14

Q

ном

=50 л/мин;



P

ном

=0,1 МПа.

3. Гидравлический расчет системы привода

3.1 Гидравлический расчет трубопроводов.

Расчет трубопроводов состоит в определении их

диаметров. Расчет производится по участкам: всасывающем

(бак - насос), напорном (насос - гидроцилиндр), сливном

(гидроцилиндр - фильтр - бак), выделенным в

гидравлической схеме. Диаметры трубопроводов

определяют, исходя из обеспечения допустимой скорости

течения V

доп

(м/с) жидкости, которые должны находится в

следующих пределах [1]:

Всасывающие гидролинии 0.5-1.5,

Сливные гидролинии 1.4-2.0,

Напорные гидролинии 3-5.

С учетом допустимых скоростей и известному расходу

определяют диаметры трубопроводов d (м):

доп

V

Q

d







4

;

(3.1)

где Q - расход жидкости на данном участке

трубопровода, м

3

/с.

Для всасывающей гидролинии:

Для напорной гидролинии:

ПЭнап

VSQ 

; (3.2)

где S

Э

- эффективная площадь поршня в напорной

полости гидроцилиндра, м

2

,

V

П

- скорость движения поршня, м/с.

000612,006,00102,0 

нап

Q

м

3

/с

Для сливной гидролинии:

ПЭслзл

VSQ 

; (3.3)

где S

Эсл

- эффективная площадь поршня в сливной

полости гидроцилиндра, м

2

,

V

П

- скорость движения поршня, м/с.

000612,006,00102,0 

зл

Q

м

3

/с

Определяем диаметры согласно (3.1):

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

4

ГиГПП КР 008100

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

5

ГиГПП КР 008100

029,0

0,114,3

0006732,04







всас

d

м.

014,0

0,414,3

000612,04







нап

d

м.

021,0

7,114,3

000612,04







сл

d

м.

Полученные диаметры округляем до значения

рекомендуемого по ГОСТ 6540-68

d

всас

= 32 мм;

d

нап

= 16 мм;

d

сл

= 25 мм.

По полученным диаметрам определяем фактические

скорости в гидролиниях.

Фактическая скорость при рабочей подаче во

всасывающей гидролинии:

2

4

всас

Н

всас

ср

d

Q

V







; (3.4)

84,0

032,014,3

0006732,04

2







всас

ср

V

м/с.

Фактическая скорость в напорной гидролинии:

2

4

нап

ср

d

Q

V







; (3.5)

05,3

016,014,3

000612,04

2







нап

ср

V

м/с.

Фактическая скорость в сливной гидролинии:

2

4

сл

ср

d

Q

V







; (3.6)

24,1

025,014,3

000612,04

2







сл

ср

V

м/с.

3.2 Определение потерь давления в гидросистеме.

Потери давления определяют на всасывающей, напорной

и сливной гидролиниях. Величину потерь определяют по

формуле:

мтр

РРР 

; (3.7)

где



P

тр

- потери на трение по длине трубопровода;



P

м

- потери в местных сопротивлениях, включая

потери в гидроаппаратах.

Потери давления



P

тр

на трение по длине трубопровода

вычисляют по формуле Дарси-Вейсбаха:

2

V

d

l

Р

тр





; (3.8)

где



- плотность жидкости, кг/м

3

;



- коэффициент гидравлического трения по длине;

l,d - длина и диаметр трубопровода, м;

V - средняя скорость течения жидкости, м/с.

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

6

ГиГПП КР 008100

Изм. Лист № докум. Подпись Дата

Лист

8

Режим движения жидкости определяется по числу

Рейнольдса:



dV 

Re

; (3.9)

где V - фактическая скорость движения во всасывающем,

напорном или сливном трубопроводах, м/с;

d - диаметр трубопровода, м/с;



- кинематический коэффициент вязкости, м

2

/с.



вс

ср

вс

dV 

Re

; (3.10)

2688

1010

032,084,0

Re

6









вс

.

Т.к. число Рейнольдса больше 2320 то режим движения

жидкости турбулентный.



нап

ср

нап

dV 

Re

; (3.11)

4880

1051,0

016,005,3

Re

4









нап

.

Т.к. число Рейнольдса больше 2320 то режим движения

жидкости турбулентный.



сл

ср

сл

dV 

Re

; (3.12)

3100

1051,0

025,024,1

Re

4









сл

.

Т.к. число Рейнольдса больше 2320 то режим движения

жидкости турбулентный.

Определим коэффициент гидравлического трения по

длине, для ламинарного режима движения жидкости

воспользуемся следующей зависимостью:

25,0

)

Re

68

(11,0 





d

л



; (3.13)

044,0)

2688

68

032,0

1006,0

(11,0

25,0

3









вс



.

04,0)

4880

68

016,0

1006,0

(11,0

25,0

3









нап



.

043,0)

3100

68

025,0

1006,0

(11,0

25,0

3









сл



.

Потери на трение определим как сумму потерь во

всасывающем, напорном и сливном трубопроводах.

сл

тр

нап

тр

вс

тртр

РРРР 

; (3.14)

 

2

вс

ср

вс

тр

V

d

l

Р 



; (3.15)

 

2

нап

ср

нап

тр

V

d

l

Р 



; (3.16)

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

7

ГиГПП КР 008100

 

2

сл

ср

сл

тр

V

d

l

Р 



; (3.17)

197

2

84,0

032,0

48,0

044,0850

2



вс

тр

Р

Па.

23257

2

02,3

016,0

4,2

04,0850

2



нап

тр

Р

Па.

3102

2

24,1

025,0

76,2

043,0850

2



сл

тр

Р

Па.

26556310223257197 

тр

Р

Па.

Местные гидравлические потери



P

м

(Па) определяют по

формуле Вейсбаха:

2

V

Р

м





; (3.18)

где



- коэффициент местного сопротивления;

V - средняя скорость в сечении за местным

сопротивлением, м/с;



- плотность жидкости, кг/м

3

.

К местным сопротивлениям применительно к заданному

гидроприводу относятся: внезапное расширение потока

(вход в цилиндр), внезапное сужение потока (выход из

цилиндра), плавные повороты гидролинии, штуцерные

присоединения трубопроводов, а также потери в

гидроаппаратах: распределителе, дросселе, фильтре.

Определение суммарного коэффициента местных

сопротивлений на всасывающей, напорной и сливной

гидролиниях.

штвхвс





; (3.19)

1,16,05,0 

вс



.

выхтрштнап



 5

; (3.20)

2,50,12,16,05 

нап



.

выхштповвхсл



 44

; (3.21)

66,50,16,0444,045,0 

сл



.

Определяем местные гидравлические потери во

всасывающей, напорной и сливной гидролиниях:

 

2

вс

ср

вс

м

V

Р 



; (3.22)

 

2

нап

ср

нап

м

V

Р 



; (3.23)

 

2

сл

ср

сл

м

V

Р 



; (3.24)

330

2

84,0

8501,1

2



вс

м

Р

Па.

20559

2

05,3

8502,5

2



нап

м

Р

Па.

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

8

ГиГПП КР 008100

3699

2

24,1

85066,5

2



сл

м

Р

Па.

Потери давления в гидроаппаратах можно найти из

формулы:

2















ном

ф

номм

Q

РР

; (3.25)

где



P

ном

- табличное значение потерь давления на

сопротивлении при номинальной подаче;

Q

ф

- фактический расход;

Q

ном

- номинальная подача..

Потери в дросселе определим, используя формулу (3.25):

42347

00133,0

000612,0

200000

2

















др

Р

Па.

Потери в распределителе определим, используя формулу

(3.25):

27360

00117,0

000612,0

200000

2

1

2

















нап

р

Р

Па.

27360

00117,0

000612,0

200000

2

1

2

















сл

р

Р

Па.

Потери в фильтре определим используя формулу (3.25):

54368

00083,0

000612,0

100000

2

















ф

Р

Па.

Полученные значения потерь давления в местных

сопротивлениях, в гидроаппаратах и на трение подставляем

в формулу (3.7) и определяем суммарные потери давления в

гидросистеме:

   

202579543682736024234736992055933026556  Р

Па.

Суммарные потери давления не должны превышать 20%

давления развиваемого насосом.

Определение допустимых потерь:

%100

%20



Р

доп

; (3.26)

2000000

%100

%201010

6







доп

Р

Па.

доп

РР 

.

4. Выбор параметров насоса и гидроклапана

давления

4.1 Требуемое давление насоса P

н

вычисляют пользуясь

следующей зависимостью:

мцЭ

Н

S

F

РР







; (4.1)

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

9

ГиГПП КР 008100

где



P - суммарные потери давления в гидросистеме, Па;

F - усилие на штоке гидроцилиндра, Н;

S

Э

- эффективная площадь поршня, м

2

;



мц

- механический кпд гидроцилиндра.

7827851

9,00102,0

1070

202579

3







Н

Р

Па

8,7

Н

Р

МПа.

Тип насоса выбираем в соответствие с требуемой подачей

Q

н

=36,72 л/мин и давлением P

н

=10 МПа по литературе [2,

с.18, табл. 2.1, с.30, табл. 2.5, с.34, табл. 2.7, с.38, табл. 2.9]:

Насос: БГ1-24АМ

Номинальная подача: 56 л/мин;

Давление на выходе из насоса: 12,5 МПа;

К.П.Д.= 0,76.

4.2 Основные параметры гидроклапана давления

выбирают по величине требуемого давления насоса и его

подаче [2, с.124, табл. 5.3]:

Гидроклапан: ПГ66-34М

Расход масла, л/мин:

- номинальный 125

- максимальный 160

- минимальный 3

5. Расчет мощности и кпд гидропривода

Эффективная мощность гидроцилиндра:

ПП

VFN 

; (5.1)

где F - усилие на поршне, Н;

V

П

- скорость поршня гидроцилиндра, м/с.

420006,01070

3



П

N

Вт.

Полная мощность N (Вт) гидропривода равна мощности,

потребляемой насосом и определяется по формуле:

Н

НН

QР

N







; (5.2)

где P

Н

- давление насоса, Па;

Q

Н

- подача выбранного насоса, м

3

/с;



Н

- кпд насоса.

9580

6076,0

1056108,7

36











N

Вт.

Полный к.п.д. гидропривода:

N

П

гп





; (5.3)

%45%100

9580

4200



гп



.

Вывод: При расчетах гидропривода выяснили, что

полный кпд привода 45%. Предварительно был выбран

распределитель В10 при котором кпд составляло 42%, в

следствие этого был выбран расспределитель В16 с большим

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

10

ГиГПП КР 008100

расходом масла, но при котором эффективность работы

гидропривода больше на 3%.

Список литературы.

1 Башта Т.М. и др. Объёмные гидравлические приводы. -

М.:Машиностроение, 1969. - 410 с.

2 Свешников В.К., Усов А.А. Станочные гидроприводы. -

М.:Машиностроение, 1988. -512 с.

3 Вильнер Я.М., Ковалёв Я.Г., Некрасов Б.Б. Справочное

пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам.

Минск: Вышэйш. шк.,1976. 410 с.

4 Методические указания к курсовой работе по курсу

"Гидравлика и гидропневмоприводы" /Сост.В.Ф.Герман.-

Сумы: СумГУ, 1997. - 24 с.

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

10

НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА

Изм. Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

101

ГиГПП КР 008100

Изм

.

Лист № докум. Подпис

ь

Дата

Лист

13

Разраб. Шаповал

Провер. Герман

Реценз.

Н. Контр.

Утверд.

Лит. Листов

13

МВ-91

Курсовая работа - Расчет гидропривода

Подождите немного. Документ загружается.